○2离心拉应力：
由于为闭式软齿面，主要失效形式为齿面疲惫点蚀，故应按接触疲惫强度进行设计，并校核其齿根的弯曲疲惫强度。
则V带的横截面积：
由于该齿轮为闭式硬齿面转动，应按齿轮的弯曲疲惫强度计算齿轮的模数 ，确定齿轮的参数和尺寸，然后校核齿面触疲惫度;
基准线
当其他条件不变时，带轮基准直径越小，带轮传动越紧凑，但带内的弯曲应力越大，导致带的疲惫强度下降，传动效率下降。选择小带轮基准直径时，应使 ，并取标准直径，查表8-8得A型小带轮最小基准直径 ,在此取小带轮的直径为 ，传动比要求精确时，大带轮基准直径 由式(8-18)确定
Y160M1-8：
鼓t1
小带轮的包角
故轴Ⅱ的强度满足要求。
r/min
从动端：Y型轴孔，A型键槽
该设计对精度要求并不高，故可忽略滑动率 的影响，则有：
大齿轮顶圆与内向壁间隔
4)设计中应学习正确运用标准和规范，要留意一些尺寸需要圆整为标准系列或优先数列。
2)选择带型:
由式(5-29)，式(5-30)分别求得：
带轮：
2. 选择电动机的功率：
角
转矩：2
3)利用已有资料是学习前人经验、进步设计质量的重要保证，但不应该盲目、机械的抄袭,要根据具体条件和要求大胆创新。
齿轮和轴为一整体，带轮一端靠挡圈定位，装拆，传力均较方便;两端轴承常用同一尺寸，以便于加工购买，加工，安装和维修;为便于装拆，轴承，轴承处轴肩不宜太高(2~3)mm，如图1所示：
(KW) 满载
查表12-2得CrMnTi的C=100。
160mm
紧密连接 轴故
而许用应力按式(5-30)计算，取 ， ，
查表5-1取标准模数 ，则中心距：
5. 计算传动几何尺寸：
地角螺钉数目
1为了设计轴和轴承，应对V带设计计算对轴的压力 。
尺寸参数：df，d1，d2
2.带传动的手里分析(下面以单根v带的受力进行分析)
由表8-2对A型带选用基准长度 =1800mm，然后计算实际中心距
由式(5-21)可知
1.选择轴的材料
型号 同步
齿轮3：
0.5 =8mm
表2
二、机械设计课程设计的内容
上式中 为电动机满载时的转速， 、 分别为轴1与轴2，轴2与轴3之间的传动比。轴1为高速轴，轴3为低速轴。
宽B 轮槽
3.校核齿根弯曲疲惫强度。由式(5-20)可知
设计计算及说明 结果
3.求出齿轮2和齿轮3上的作用力的大小和方向：
0.36a+12=18mm
○2确定 的大值(由图5-26查得 )
正常连接 轴N9
根据公式(12-2)得
4. 选择轴的材料
1.传动装置的总传动比应为：
径向力
4
由于 ，所以校核大齿轮即可。
4.带轮的选择：
轴承旁螺栓
1. 选择电动机的类型：
5.画弯矩图
已知总传动比的要求，如何进行公道的选择和分配各级传动比，要求以下几点：
由上式看出，轴承的寿命满足要求，符合条件。
1) 各轴的转速：
带速v太高则离心力大，使带与带轮间的正压力减小，传动能力下降，易打滑。带速太低，则要求有效拉力F过大，使带的根数过多。一般v在5~25m/s之间。当v为10~20m/s时。传动效能可得到充分的利用。若v过高或过低，可调整 或 。
十一、减速器箱体结构及尺寸
bp=11.0mm
kw
名称 符号 尺寸关系
其中，ηv、η承、η齿、η联分别为传送带装置中每一传动副(轴承、齿轮和带)、每一对轴承、每个联轴器的效率，其概略值见表1-7。
鼓轮直径(mm) 330
槽
由前面的条件已知V带的传递功率 ，
轴承Ⅱ轴：
Ⅲ轴：选用6109型深沟球轴承，d=45mm，D为75mm，宽度为16mm，轴肩为18mm，齿轮4距轴承为24mm，齿轮4宽为26mm，齿轮4距右轴承为58mm，由以上数据取轴长为288mm，轴的极限偏差为K6.
直径
Y132M1-6 1000 4 960 73
齿轮2：圆周力
直径
1)通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他选修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际题目的能力，把握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想。
传送带从动
由公式(5-226)
2. 计算小齿轮的名义转矩
>1.2 =10
1.5 =11mm
由于经常用于传动承载能力较低，传递相同较短时，结构尺寸较大，但要求传动平稳，能缓冲吸震，故将其布置在高速级;由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷不均，要求轴有较大的刚度。
取 ，
紧密连接 轴故
(r/min) 质量
24mm,20mm,14mm
=0.841
3) 传动装置的实际传动比要有选定的齿轮的齿数或标准带轮直径正确计算，因而会与要求的传动比可能会产生误差。
小带轮 11 8.7 2.75 15 9 95.5 63
转速
θ=400
Y112M-4：
鼓t1
轴t
○7计算主要几何尺寸：
初选中心距
中心距a的大小，直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕转次数。中心距a大，则传动尺寸大，但在单位时间内绕转次数减少，可增加带的疲惫寿命，同时使包角a1增大，进步传动能力。一般可按下式初选中心距a0
九、轴承确当量动载荷及寿命计算
箱盖壁厚
式中 为试验齿轮的修正参数，; 为弯曲疲惫强度计算寿命的系数，一般取1;为弯曲疲惫强度计算的尺寸系数; 为弯曲疲惫强度的最小安全系数，该处取1.8;
Y132M1-6：
3)通过课程设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅文献资料及计算应用等，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。
间
根据公式(12-2)，得
○1拉应力：
代进参数得
所以皮带轮根数为4
3.V带的应力分析：
A型V带
η总=ηvη承3η齿2η联
2)课程设计零件图(A3)两张
初拉力后小，则带传动能力小,凸缘联轴器，易打滑;后过大，则带寿命低，对轴和轴承的压力大，一般得：
---------------- ○1
宽度
○3选取
式中， 为小带轮的传动比; 不一定按表8-8取标准值，只要圆整即可。
即得 ;确定复合函数 ，由相同，故按小齿轮复合齿则系数查表图5-26得： ，将以上参数代进式○1得：
式中，iv为V带的传动比，查表13-2取得值为3; is为一级传动比，其范围(2-4); if为二级传动比，is=(1.3-1.5)if，其中i3=1。
机械设计课程是培养学生机械设计技能的技术基础课。机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践教学环节，其基本目的是：
3)校核齿面的按触疲惫强度：
螺栓直径
鼓js9 轴t
该轴系中齿轮轴1和齿轮2处在高速级，姑均选用硬齿面，材料选20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度为56~62HRC，已知： , , , 为轴1的转速和功率，查表12-1得 。
Ⅱ轴 35
名称 轴(d) 键( )
取30mm
为了进步效率以及出于经济的态度，在电动性能够正常工作的情况下选4根即可， ， ， ， 均可查表8-3，8-4，8-5，8-6可得。
式中， 为电动机的满载转速，单位：r/min; 为执行机构转速，单位：r/min.
由下式得：
电动机
连轴器及各键参数：
6)确定带的根数：
Ⅰ轴 21
式中：查表8-1的 ，其他符号的意义与前面相同。
大带轮 275.5
一、机械设计任务书
由于安装联轴器处有一个键槽，轴径应该增加5%;为使所选轴径与联轴器孔径相适应，需同时选取联轴器。为使带轮与轴径相适应轴径取值，
V带的圆周力：
0.7 =6mm
2.求轴承的寿命
验算包角：
当带在传动时：
地角螺钉直径
其中T为工作机的扭矩，单位：N.m;nw为工作机的转速，单位：r/min;ηw为工作机的效率，基值为1。
盖与座连接
轴承端盖螺钉直径
总效率η为：
四、传动方案的拟定
因 ，故按触疲惫强度满足。
齿轮3上的键槽3和键2：均用A型 ，紧密连接 轴 ，
0.75 =14mm
1.连轴器选择弹性柱销联轴器;参数如下：
2.各种键的选择：
选用同步转速为1500r/min的Y112M-4的同步转速电动机。
根据设计的条件，由于轴1和齿轮1在高速级，因此齿轮轴1和齿轮2均选硬齿面，材料选用20CrMnTi钢渗碳淬火，查表5-3得硬度为56~62HRC，由图5-29(C)查得弯曲疲惫极限应力，由图5-32(C)查得按触疲惫度极限应力;
其中f为在正压力 相同时平带的摩擦系数
3)课程设计说明书一本
鼓t1
水平面
式中 为电动机的转矩
5)确定中心距和带长
则有：
Y112M-2 3000 4 2890 45
当 达到极限 时，带的紧边拉力 与松边拉力 的关系用柔韧体摩擦的欧拉公式表示：
八、轴和齿轮的设计
;
1.轴的结构设计
因此
2.按接触疲惫强度设计
5)要留意把握设计进度，每一阶段的设计都要认真检查，避免出现重大的错误，影响下一阶段设计。
因齿轮3和齿轮4处在低 速级上，因此小齿轮3选用35SiMn钢调质处理，查表5-3，硬度为229~286HBS;大齿轮4选用调质处理，硬度为229~286HBS，齿轮表面均淬火处理，按齿面硬度中间值，由图5-29b按合金钢调质与碳钢调质分别查MQ线可得：
h=8.0mm
三、机械设计课程设计中应留意的题目
由以上条件可以得出以下几种三相交流电动机均符合要求，下面就对其几种电动机的各项性能及那种电动机最符合进行分析与比较。
1) 各级传动比机构的传动比尽量在推荐的范围内取，依据表13-2得圆柱形齿轮单级传动比为3~5，由于V带传动比已定为3，由公式得：
轴所需的扭矩(n.m) 670
带长根据带轮的基准直径和要求的中心距 计算
箱座凸圆厚度
，综合设计功率和小带轮的转速可选V带型号为A型：
4.确定各轴的长度及验算校核
○5初算小齿轮分度圆的直径：
带速的计算式为
普通V带传动的国家标准中规定了带轮的最小基准直径和带轮的基准直径系列，见表8-8.
0.025a+3=8mm
4) 确定带轮基准直径 和 ：
轴长：取决于轴上零件的宽度及它们的相对位置。
说明： 此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。本传动系统为固定传动比传动，属齿合传动类，主要传递动力和运动。在传动方案设计时，要求结构简单，重量尽可能的轻便，便于安装和拆御，以及维修，要有较好的缓冲减震性能和较高的承载能力，防尘、防潮、防腐蚀。各零件及箱体结构工艺要公道，便于加工和制造，要求有较好的传动效率。
正常连接 轴N9
2) 各轴的功率
当带沿带轮轮缘做圆周运动时带上每一质点都受离心力作用
分别是 、 、 和
式中： 的单位为mm;的单位为r/min
为了电动性能够正常运转，所以选择电动机的额定功率应即是或大于工作要求的功率，若功率小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏;功率过大，则增加本钱，并且由于功率和功率因数低而造成浪费。电动机的功率主要由运行时的发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行工作的机构，只要电机负载不超过额定值，电动机便会正常运转。
3.选择电动机的转速nd’:
已知球轴承的寿命指数 ，同轴承 ，故只计算 的寿命:
视孔盖螺钉
b=13.0mm
h=8.0mm，线密度q(kg.m)θ=400
的间距
为了使该传动机构在传动过程中有较高的效率和平稳的传动效果，以及减小电动机的损耗，对电动机的选择是极其重要的。
六、计算总传动比和分配各级传动比及动力参数
一般要求
上槽宽度
该减速器为恒转矩负载型机构传动，由于直流电机需要直流电源，其结构复杂，价格高，因此，选用三相交流电源，选取Y系列三相异步电动机，并且该减速器是用于处理车间零件清洗传送带的减速，因此，要有防尘、防潮、透风的防护型外壳结构设计模式。
45
为电动机的转速越慢，磁性越多，尺寸越大，重量也就相
。
由上述总的传动比得各个单级齿轮的传动比
箱盖凸圆厚度
确定了传动系统的传动比范围，在设计计算时，还需要各轴的转速、转矩和功率，因此要将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。
=0.96×0.983×0.972×0.99
而由式(5-12b)得
型号L-3型;主动端：Y型轴孔，A型键槽
1、轴的初步估算
○3弯曲应力：
基准线
由于该轴上有两个键槽，故轴径应增加10%; 。为使选轴径与轴承孔径相适应，需同时选取轴承。故取轴与轴承连接的轴径为35mm。
2)设计过程中，需要综合考虑多种因素，采取多种办法进行分析、比较和选择来确定方案、尺寸和结构。计算和画图需要交叉进行，边画图、便计算，边反复修改以完善设计，必须耐心、认真对待。
十、联轴器的选择及标准件的选择
1.机械设计课程设计的目的：
实际中心 ：
由公式 和公式
1.轴承确当量动载荷
紧密连接 轴故
五、选择电动机
联轴器 40
式中， 为设计功率，单位：KW; 为工况系数，见表8-7; 为所传递的功率
将数据代进上式得：
、式中，Pd为工作机实际需要的电动机输出功率，单位：KW;Pw为工作机需要的输进功率，单位：KW;η总为电动机至工作机之间传动装置的总效率。即该电动机的输出至少为3.61KW
3) 轴的结构设计
3) 各轴的转矩
1)课程设计装配图(A1)一张
由于该减速器的轴承均为深沟球轴承，轴向载荷影响很小，故可忽略轴向载荷，只考虑径向载荷，此时X=1，Y=0，查表14-13得 ，由公式 得：
带轮材料常用灰铸铁，如HT150，HT200，转速较高时，可采用铸铜或钢板冲压结构，传递小功率时可采用木材，塑料或铸铝。
箱座壁厚
4. 初步选定齿轮的参数
剖面C和D处的弯矩
带传动的有效拉力F与所传动的功率P，带的速度v关系是：
○1计算重合度系数
查表5-1可得标准
2)学会从机器功能的要求出发，公道选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，公道选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、外形、结构、及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等题目，培养机械设计能力;
1.V带的设计计算步骤与参数选择
表1
○3校核大齿轮的齿根弯曲疲惫强度
○4选重合度系数，取
df，d1，d2
3. 传动装置的运动和运动参数
8)计算压轴力：
鼓t1
课程设计的题目为一套简单的二级圆柱形减速器，包括电动机的选用，传动装置及皮带轮的选用，要求完成：
由技术参数得：
Y160M1-8 750 4 720 118
Ⅰ轴：带轮宽63，为使挡圈能压住带轮，取相应轴长为60mm，带轮离端盖取 ，端盖厚度取20mm，选用6205型深沟球轴承，其宽度为15mm，D为52mm，d=25mm，齿轮1间隔箱壁取S=67mm，考虑到箱体的铸造误差，装配时留有余量，取转动轴承与轴箱内壁边距L=5mm，轴承处箱体凸缘宽度暂取宽度L1=14+(0.08+0.1)a+(10~20),取28mm，齿轮1宽度为27mm，由以上取轴长为264mm，轴与轴承系用基孔制过渡配合，轴的极限偏差为K6.
轴承端盖外径
根据表13-2可知圆柱形齿轮传动的单级传动比为3~5，初
2.初步估算轴径
Ⅱ轴：选用6107型深沟球轴承，d=35mm，D为62mm，宽度为14mm，轴肩长取16mm，齿轮3距左轴承为22mm，齿轮3宽为32mm，齿轮3距齿轮2为20mm，齿轮2为宽20mm，同样，齿轮2距箱壁为15mm，由以上可取轴长为172mm;采用基孔制过渡配合，轴的极限偏差为K6.
，则
1) 该轴无特殊要求，因而选用调制处理的45钢，由表12-1知，
Y112M-2:
Y系列电动机：
1. 选择齿轮的材料
;
鼓js9 轴t
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算得：
1. 轴上零件的轴向定位
径向力:
2. 轴上零件的周向定位
式中 为电动机的输出功率。
垂直面支反力
定位销直径
转速(r/min)
0.3 =6mm
联轴器上左端键5：A型 ，采用紧密连接 ，轴 ，鼓
1.5 =10mm
和符号 基准
传送带运行速度(m/s) 0.75
至外箱壁间隔
圆周力：
下槽宽度
由表二中的数据可以分别得出各个电动机的总传动比:
项目
式中 查表6-1得16.2KW
轴径：从齿轮向右取数值
对轴Ⅱ进行设计：
垂直面
4) 对齿轮3和齿轮4的设计结构计算：
连接螺栓d2
轴t
已知单根V带的压轴力：
1)课程设计是在指导老师的指导下进行的，为了更好地达到培养设计能力的要求，提倡独立思考、严厉认真、精益求精的学习精神，反对照抄照搬和容忍错误的态度。
齿轮轴，带轮的轴向定位采用平部键连接，转动轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴的尺寸公差为K6;
七、V带的强度理论计算
3. 选载荷系数K，由于为直齿轮，故K可选为1.5
疲惫强度极限：
0.4 =8mm
水平面上的支反力
键槽
由公式(5-28b)可知：
由于 ，故该V带可以正常传动。
1)确定设计功率 ：
剖面D处所受的弯矩最大，故为危险剖面，已知
径
，
Ⅲ轴 40
○2选取载荷系数K=1.5
Y112M-4 1500 4 1440 43
步选定同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，又因
该减速器有三根轴，一次为轴1、轴2和轴3，则有：
○6确定齿数和模数。选取
2)齿轮的传动设计和理论设计计算：(齿轮1的设计)
合成弯矩
距e 外
由公式5-27：
(Kg)
2) 应使传动比装置的结构尺寸较小，重量较轻，各级齿轮的传动比要公道分配，两级的大齿轮直径尽量相近，尺寸协调，结构匀称。
4.求轴承的支反力
0.02a+3=7mm
,
传送简图如下：
按扭矩强度估算最小端轴径，先据表12-2，按45钢，取C=110;查表12-1得
2、估算轴径
鼓t1
由图5-32b：
○1计算小齿轮的名义转矩：
技术参数：
额定功率
带轮
查表5-4得钢制齿轮 ， ，
对的增加，价格越高等，最后依据经济及长期的效益决定
5)验算带轮
1. 确定许用弯曲应力：
由于小带轮直接与电动机的轴相连，所以其损耗的效率可以忽略不记，因此小带轮的转速
2)按轮齿弯曲疲惫强度计算齿轮的模数 ;
查表8-1得b=13.0mm，bp=11.0mm，
式中f为V带传动当量摩擦系数，a为带轮在带轮上的包角;若要V带正常情况下传动，则必须有 。
轴t
已知 为齿轮1的和齿轮2的传动比
7)确定初拉力：
