The gear and shaft
Reducer is a dynamic communication agencies, the use of gear speed converters, motor rotational speed reducer to the Rotary to be few, and have greater torque institutions. General helical gear reducer has reducer (including parallel shaft helical gear reducer, a worm reducer, bevel gear reducer, etc.), planetary gear reducer, Cycloid reducer, a worm reducer, a planetary friction CVT mechanical machines.
The important position of the wheel gear and shaft can't falter in the design of he passing to process to make them can is divided into many model numbers , using for many situations respectively .So we must be the multilayer to the understanding of the wheel gear and shaft in reducer.
In the force analysis of spur gears, the forces are assumed to act in a single plane. We shall study gears in which the forces have three dimensions. The reason for this, in the case of helical gears, is that the teeth are not parallel to the axis of rotation. And in the case of bevel gears, the rotational axes are not parallel to each other. There are also other reasons, as we shall learn.
Helical gears are used to transmit motion between parallel shafts. The helix angle is the same on each gear, but one gear must have a right-hand helix and the other a left-hand helix. The shape of the tooth is an involutes helicoids. If a piece of paper cut in the shape of a parallelogram is wrapped around a cylinder, the angular edge of the paper becomes a helix. If we unwind this paper, each point on the angular edge generates an involutes curve. The surface obtained when every point on the edge generates an involutes is called an involutes helicoids.
The initial contact of spur-gear teeth is a line extending all the way across the face of the tooth. The initial contact of helical gear teeth is a point, which changes into a line as the teeth come into more engagement. In spur gears the line of contact is parallel to the axis of the rotation; in helical gears, the line is diagonal across the face of the tooth. It is this gradual of the teeth and the smooth transfer of load from one tooth to another, which give helical gears the ability to transmit heavy loads at high speeds. Helical gears subject the shaft bearings to both radial and thrust loads. When the thrust loads become high or are objectionable for other reasons, it may be desirable to use double helical gears. A double helical gear (herringbone) is equivalent to two helical gears of opposite hand, mounted side by side on the same shaft.
They develop opposite thrust reactions and thus cancel out the thrust load. When two or more single helical gears are mounted on the same shaft, the hand of the gears should be selected so as to produce the minimum thrust load.
Crossed-helical, or spiral, gears are those in which the shaft centerlines are neither parallel nor intersecting. The teeth of crossed-helical fears have point contact with each other, which changes to line contact as the gears wear in. For this reason they will carry out very small loads and are mainly for instrumental applications, and are definitely not recommended for use in the transmission of power. There is on difference between a crossed helical. Gear and helical gear until they are mounted in mesh with each other. They are manufactured in the same way. A pair of meshed crossed helical gears usually have the same hand; that is a right-hand driver goes with a right-hand driven. In the design of crossed-helical gears, the minimum sliding velocity is obtained when the helix angle are equal. However, when the helix angle are not equal, the gear with the helix angle should be used as the driver if both gears have the same hand.
Worm gears are similar to crossed helical gears. The pinion or worm has a small number of teeth, usually one to four, and since they completely wrap around the pitch cylinder they are called threads. Its mating gear is called a worm gear, which is not a true helical gear. A worm and worm gear are used to provide a high angular-velocity reduction between nonintersecting shafts which are usually at right angle. The worm gear is not a helical gear because its face is made concave to fit the curvature of the worm in order to provide line contact instead of point contact. However, a disadvantage of worm gearing is the high sliding velocities across the teeth, the same as with crossed helical gears.
Worm gearing are either single or double enveloping. A single-enveloping gearing is one in which the gear wraps around or partially encloses the worm. A gearing in which each element partially encloses the other is, of course, a double-enveloping worm gearing. The important difference between the two is that area contact exists between the teeth of double-enveloping gears while only line contact between those of single-enveloping gears. The worm and worm gear of a set have the same hand of helix as for crossed helical gears, but the helix angles are usually quite different. The helix angle on the worm is generally quite large, and that on the gear very small. Because of this, it is usual to specify the lead angle on the worm, which is the complement of the worm helix angle, and the helix angle on the gear; the two angles are equal for a 90-deg. Shaft angle.
When gears are to be used to transmit motion between intersecting shaft, some of bevel gear is required. Although bevel gear are usually made for a shaft angle of 90 deg. They may be produced for almost any shaft angle. The teeth may be cast, milled, or generated. Only the
generated teeth may be classed as accurate. In a typical bevel gear mounting, one of the gear is often mounted outboard of the bearing. This means that shaft deflection can be more pronounced and have a greater effect on the contact of teeth. Another difficulty, which occurs in predicting the stress in bevel-gear teeth, is the fact the teeth are tapered.
Straight bevel gears are easy to design and simple to manufacture and give very good results in service if they are mounted accurately and positively. As in the case of spur gears, however, they become noisy at higher values of the pitch-line velocity. In these cases it is often good design practice to go to the spiral bevel gear, which is the bevel counterpart of the helical gear. As in the case of helical gears, spiral bevel gears give a much smoother tooth action than straight bevel gears, and hence are useful where high speed are encountered. It is frequently desirable, as in the case of automotive differential applications, to have gearing similar to bevel gears but with the shaft offset. Such gears are called hypoid gears because their pitch surfaces are hyperboloids of revolution. The tooth action between such gears is a combination of rolling and sliding along a straight line and has much in common with that of worm gears.
A shaft is a rotating or stationary member, usually of circular cross section, having mounted upon it such elements as gears, pulleys, flywheels, cranks, sprockets, and other power-transmission elements. Shaft may be subjected to bending, tension, compression, or tensional loads, acting singly or in combination with one another. When they are combined, one may expect to find both static and fatigue strength to be important design considerations, since a single shaft may be subjected to static stresses, completely reversed, and repeated stresses, all acting at the same time.
The word “shaft” covers numerous variations, such as axles and spindles. An axle is a shaft, wither stationary or rotating, nor subjected to torsion load. A shirt rotating shaft is often called a spindle.
When either the lateral or the tensional deflection of a shaft must be held to close limits, the shaft must be sized on the basis of deflection before analyzing the stresses. The reason for this is that, if the shaft is made stiff enough so that the deflection is not too large, it is probable that the resulting stresses will be safe. But by no means should the designer assume that they are safe,it is almost always necessary to calculate them so that he knows they are within acceptable limits. Whenever possible, the power-transmission elements,such as gears or pullets, should be located close to the supporting bearings, This reduces the bending moment, and hence the deflection and bending stress.
Although the von Mises-Hencky-Goodman method is difficult to use in design of shaft, it probably comes closest to predicting actual failure. Thus it is a good way of checking a
shaft that has already been designed or of discovering why a particular shaft has failed in service. Furthermore, there are a considerable number of shaft-design problems in which the dimension are pretty well limited by other considerations, such as rigidity, and it is only necessary for the designer to discover something about the fillet sizes, heat-treatment, and surface finish and whether or not shot preening is necessary in order to achieve the required life and reliability.
Because of the similarity of their functions, clutches and brakes are treated together. In a simplified dynamic representation of a friction clutch, or brake, two inertias I1 and I2 traveling at the respective angular velocities W1 and W2, one of which may be zero in the case of brake, are to be brought to the same speed by engaging the clutch or brake. Slippage occurs because the two elements are running at different speeds and energy is dissipated during actuation, resulting in a temperature rise. In analyzing the performance of these devices we shall be interested in the actuating force, the torque transmitted, the energy loss and the temperature rise. The torque transmitted is related to the actuating force, the coefficient of friction, and the geometry of the clutch or brake. This is problem in static, which will have to be studied separately for earth geometric configuration. However, temperature rise is related to energy loss and can be studied without regard to the type of brake or clutch because the geometry of interest is the heat-dissipating surfaces. The various types of clutches and brakes may be classified as fellows.
1.Rim type with internally expanding shoes
2.Rim type with externally contracting shoes
3.Band type
4.Disk or axial type
5.Cone type
6.Miscellaneous type
The analysis of all type of friction clutches and brakes use the same general procedure. The following step are necessary:
1.Assume or determine the distribution of pressure on the frictional surfaces.
2.Find a relation between the maximum pressure and the pressure at any point.
3. Apply the condition of statically equilibrium to find (a) the actuating force, (b) the torque, and (c) the support reactions.
Miscellaneous clutches include several types, such as the positive-contact clutches, overload-release clutches, overrunning clutches, magnetic fluid clutches, and others. A positive-contact clutch consists of a shift lever and two jaws. The greatest differences between the various types of positive clutches are concerned with the design of the jaws. To provide a
longer period of time for shift action during engagement, the jaws may be ratchet-shaped, or gear-tooth-shaped. Sometimes a great many teeth or jaws are used, and they may be cut either circumferentially, so that they engage by cylindrical mating, or on the faces of the mating elements.
Although positive clutches are not used to the extent of the frictional-contact type, they do have important applications where synchronous operation is required. Devices such as linear drives or motor-operated screw drivers must run to definite limit and then come to a stop. An overload-release type of clutch is required for these applications. These clutches are usually spring-loaded so as to release at a predetermined toque. The clicking sound which is heard when the overload point is reached is considered to be a desirable signal.
An overrunning clutch or coupling permits the driven member of a machine to “freewheel” or “overrun” because the driver is stopped or because another source of power increase the speed of the driven. This type of clutch usually uses rollers or balls mounted between an outer sieve and an inner member having flats machined around the periphery. Driving action is obtained by wedging the rollers between the sleeve and the flats. The clutch is obtained by wedging the rollers between the sleeve and the flats. The clutch is therefore equivalent to a pawl and ratchet with an infinite number of teeth.
Magnetic fluid clutch or brake is a relatively new development which has two parallel magnetic plates. Between these plates is a lubricated magnetic powder mixture. An electromagnetic coil is inserted somewhere in the magnetic circuit. By varying the excitation to this coil, the shearing strength of the magnetic fluid mixture may be accurately controlled. Thus any condition from a full slip to a frozen lockup may be obtained .
重庆机电职业技术学院课程设计说明书 设计名称：机械设计基础 题目：带式输送机传动装置 学生姓名： 专业：机械设计与制造 班级： 学号： 指导教师： 日期：年月日
目录 一、电动机的选择 (3) 二、齿轮的设计 (4) 三、轴的设计 (7) 四、轴上其它零件的设计 (8) 五、输出轴的校核 (9) 六、键的选择 (10) 七、箱体的选择和尺寸确定 (11)
一、电机的选择 （1）选择电动机类型 按工作要求选用Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V 。 （2）选择电动机的容量 电动机所需工作功率为W d P P η= nw=60×1000V/πD=(60×1000×1.7)/(π×400)=81.21 r/min 其中联轴器效率η4=0.99,滚动轴承效率(2对) η2=0.99,闭式齿轮传动效率η3=0.97,V 带效率η1=0.96,滚筒效率η3=0.96代入得 传动装装置总效率： ＝122345＝0.867 工作机所需功率为： P W =F ·V/1000=3000×1.7/1000=5.1 kW 则所需电动机所需功率 P d = P W /=5.1/0.867=5.88kw 因载荷平稳,电动机额定功率ed p 略大于d p 即可由《机械设计基础实训指导》附录5查得Y 系列电动机数据，选电动机的额定功率为7.5kw. （3）确定电动机转速 卷筒轴工作转速:由nw=81.21 r/min,v 带传动的传动比i 1=2～4；闭式齿轮单级传动比常用范围为i 2=3～10，则一级圆柱齿轮减速器传动比选择范围为： I 总= i 1×i 2＝6～40 故电动机的转速可选范围为 n d = n w ×I 总=81.21×(6～40)= 487.26 r/min ～3248.4r/min 符合这一范围的同步转速有750 r/min 、1000 r/min 、1500 r/min 、3000 r/min 。可供选择的电动机如下表所示： 方案 电动机型号 额定功率/Kw 同步转速/满载转速 m n (r/min) 1 Y132S2— 2 7.5 3000/2900 2 Y132M —4 7.5 1500/1440 3 Y160M —6 7.5 1000/970 4 Y160L —8 7.5 750/720 min r 。
课程机械设计说明书 题目：二级展开式圆柱齿轮减速器学院：机械工程学院 班级：过程1102 姓名：马嘉宇 学号： 0402110211 指导教师：陆凤翔
目录 一课程设计任务书 1 二设计要求2三设计步骤2 1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 4. 计算传动装置的运动和动力参数 6 5. 齿轮的设计 7 6. 滚动轴承和传动轴的设计 11 7. 键联接设计 28 8.联轴器的计算 29
带式运输机传动装置的设计 设计任务书 动力及传动装置 已知条件 1.工作条件：8h/天，两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉 尘，环境最高温度35℃； 2.使用折旧期：8年； 3.动力来源：电力，三相电流，电压380/220V； 4.运输带速度允许误差：±5% 5.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 设计数据（1号数据） 运输带工作拉力F=1500N 运输带工作速度v=1.1m/s 卷筒直径D=220mm
一、传动装置传动方案拟定和传动方案的确定 1.二级展开式圆柱齿轮减速器： 优点： 缺点： 2.锥圆柱齿轮减速器： 优点： 缺点： 结构较复杂，横向尺寸小，轴向尺寸大，间轴较长，刚度差，中间轴润滑比较困难。 3.单级蜗杆减速器 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之—。 减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 齿轮传动的传动效率高， 适用的功率和速度范围广，使用寿命较长。
目录 一．设计任务书 (2) 二．传动方案的拟定及说明 (4) 三．电动机的选择 (4) 四．计算传动装置的运动和动力参数 (4) 五．传动件的设计计算 (5) 六．轴的设计计算 (13) 七．滚动轴承的选择及计算 (27) 八．箱体内键联接的选择及校核计算 (29) 九．连轴器的选择 (30) 十．箱体的结构设计 (31) 十一、减速器附件的选择 (33) 十二、润滑与密封 (33) 十三、设计小结 (35) 十四、参考资料 (36)
一、设计任务书： 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器 1.总体布置简图： 1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 2.工作情况：
载荷平稳、单向旋转 3.原始数据： 电动机功率P(kW): 7.5 电动机主轴转速V（r/min）： 970 使用年限（年）：10 工作制度（班/日）：2 联轴器效率： 99% 轴承效率： 99% 齿轮啮合效率：97% 4.设计内容： 1)电动机的选择与运动参数计算； 2)直齿轮传动设计计算； 3)轴的设计； 4)滚动轴承的选择； 5)键和联轴器的选择与校核； 6)装配图、零件图的绘制； 7)设计计算说明书的编写。 5.设计任务： 1)减速器总装配图一张； 2)箱体或箱盖零件图一张； 3)轴、齿轮或皮带轮零件图任选两张； 4)设计说明书一份； 6.设计进度：
1）第一阶段：总体计算和传动件参数计算 1)第二阶段：轴与轴系零件的设计 2)第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 3)第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 二、传动方案的拟定及说明： 由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。 三、电动机的选择： 由给定条件可知电动机功率7.5kW，转速970r/min,查表得电动机的型号为Y160M--6。 四、计算传动装置的运动和动力参数： 考虑到总传动比i=8,由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式 i1 = i)5.1~3.1( 因为i=8，所以取i1=3.4，i2=2.35。 五、各轴转速、输入功率、输入转矩：
一级齿轮减速器课程设计说明书
目 录 一、 运动参数的计算.............................................4 二、 带传动的设计 .............................................6 三、 齿轮的设计 ................................................8 四、 轴的设计 ...................................................12 五、 齿轮结构设计................................................18 六、 轴承的选择及计算..........................................19 七、 键连接的选择和校核.......................................23 八、 联轴器的选择 .............................................24 九、 箱体结构的设计 (24) 十、 润滑密封设计 (26) *-一．运动参数的计算 1．电动机的选型 1）电动机类型的选择 按工作要求选择Y 系列三相异步电机，电压为380V 。 2）电动机功率的选择 滚筒转速：6060 1.1 84.0min 0.25 v r n D ωππ?= ==? 负载功率: /10002300 1.1/1000 2.52w P FV ==?= KW 电动机所需的功率为：kw a w d p p η= （其中：d p 为电动机功率，w p 为负载功率，a η 为总效率。） 为了计算电动机所需功率d p ，先确定从电动机到工作机只见得总效率a η，设1η、 2η、3η、4η分别为V 带传动、闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承和联轴器的效率 查《机械设计课程设计》表2-2得 1η=0.95 2η=0.97 3η=0.99 4η=0.99 3a 1234 30.950.970.990.990.8852 ηηηηη==???=
机械设计课程设计 计算说明书 设计题目：带式输送机 班级：05机械1班 学号：200530500214 设计者：丁肖支 指导老师：罗海玉
目录 1.题目及总体分析 (3) 2.各主要部件选择 (4) 3.电动机选择 (4) 4.分配传动比 (5) 5.传动系统的运动和动力参数计算 (6) 6.设计高速级齿轮 (7) 7.设计低速级齿轮 (12) 8.链传动的设计 (16) 9.减速器轴及轴承装置、键的设计 (18) １轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 (18) ２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 (24) ３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 (29) 10.润滑与密封 (34) 11.箱体结构尺寸 (35) 12.设计总结 (36) 13.参考文献 (36)
一.题目及总体分析 题目：设计一个带式输送机的减速器 给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力7000F N =，运输带速度0.5/v m s =，运输机滚筒直径为 290D mm =。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年300个工作日，每天工作16 小时，具有加工精度7级（齿轮）。 减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。 特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。 整体布置如下： 图示：5为电动机，4为联轴器，３为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。 辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。
轴的设计 图1传动系统的总轮廓图 一、轴的材料选择及最小直径估算 根据工作条件，小齿轮的直径较小（），采用齿轮轴结构， 选用45钢，正火，硬度HB=。 按扭转强度法进行最小直径估算，即初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 值由表26—3确定：=112 1、高速轴最小直径的确定 由，因高速轴最小直径处安装联 轴器，设有一个键槽。则，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机 轴径不得相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取，为
电动机轴直径，由前以选电动机查表6-166：， ，综合考虑各因素，取。 2、中间轴最小直径的确定 ，因中间轴最小直径处安装滚动 轴承，取为标准值。 3、低速轴最小直径的确定 ，因低速轴最小直径处安装联轴 器，设有一键槽，则，参 见联轴器的选择，查表6-96，就近取联轴器孔径的标准值。 二、轴的结构设计 1、高速轴的结构设计 图2 （1）、各轴段的直径的确定 ：最小直径，安装联轴器 ：密封处轴段，根据联轴器轴向定位要求，以及密封圈的标准查表6-85（采用毡圈密封）， ：滚动轴承处轴段，，滚动轴承选取30208。 ：过渡轴段，取 ：滚动轴承处轴段
（2）、各轴段长度的确定 ：由联轴器长度查表6-96得，，取 ：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定 ：由滚动轴承确定 ：由装配关系及箱体结构等确定 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定 ：由小齿轮宽度确定，取 2、中间轴的结构设计 图3 （1）、各轴段的直径的确定 ：最小直径，滚动轴承处轴段，，滚动轴承选30206 ：低速级小齿轮轴段 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 ：高速级大齿轮轴段 ：滚动轴承处轴段 （2）、各轴段长度的确定 ：由滚动轴承、装配关系确定 ：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定 ：轴环宽度 ：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定
减速器设计说明书 系别： 专业班级： 姓名： 学号： 指导教师： 职称：
目录 第一章设计任务书 (1) 1.1设计题目 (1) 1.2设计步骤 (1) 第二章传动装置总体设计方案 (1) 2.1传动方案 (1) 2.2该方案的优缺点 (1) 第三章选择电动机 (2) 3.1电动机类型的选择 (2) 3.2确定传动装置的效率 (2) 3.3选择电动机容量 (2) 3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 (3) 第四章计算传动装置运动学和动力学参数 (4) 4.1电动机输出参数 (4) 4.2高速轴的参数 (4) 4.3低速轴的参数 (4) 4.4工作机的参数 (4) 第五章普通V带设计计算 (5) 第六章减速器齿轮传动设计计算 (8) 6.1选精度等级、材料及齿数 (8) 6.2按齿根弯曲疲劳强度设计 (8) 6.3确定传动尺寸 (10) 6.4校核齿面接触疲劳强度 (10) 6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (11) 6.6齿轮参数和几何尺寸总结 (12) 第七章轴的设计 (13) 7.1高速轴设计计算 (13) 7.2低速轴设计计算 (19) 第八章滚动轴承寿命校核 (25) 8.1高速轴上的轴承校核 (25) 8.2低速轴上的轴承校核 (26) 第九章键联接设计计算 (26) 9.1高速轴与大带轮键连接校核 (26) 9.2低速轴与大齿轮键连接校核 (27)
9.3低速轴与联轴器键连接校核 (27) 第十章联轴器的选择 (27) 10.1低速轴上联轴器 (27) 第十一章减速器的密封与润滑 (28) 11.1减速器的密封 (28) 11.2齿轮的润滑 (28) 11.3轴承的润滑 (28) 第十二章减速器附件 (29) 12.1油面指示器 (29) 12.2通气器 (29) 12.3放油塞 (29) 12.4窥视孔盖 (30) 12.5定位销 (30) 12.6起盖螺钉 (31) 第十三章减速器箱体主要结构尺寸 (31) 第十四章设计小结 (32) 参考文献 (32)
仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1）工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2）原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm。运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95 =0.86 (2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×1.4/1000×0.86 =2.76KW 3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD =60×1000×1.4/π×220 =121.5r/min 根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min 符合这一范围的同步转速有960 r/min 和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的传动比KW 同转满转总传动比带齿轮 1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63 2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。 4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。 三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68 2、分配各级传动比（1）取i带=3 （2）∵i总=i齿×i 带π∴i 齿=i总/i带=11.68/3=3.89 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min) nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min) 滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min) 2、计算各轴的功率（KW）PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW 3、计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m TI=9.55p2入/n1
目录一课题题目及主要技术参数说明 1.1 课题题目 1.2 主要技术参数说明 1.3 传动系统工作条件 1.4 传动系统方案的选择 二减速器结构选择及相关性能参数计算 2.1 减速器结构 2.2 电动机选择 2.3 传动比分配 2.4 动力运动参数计算 三 V带传动设计 3.1确定计算功率 3.2确定V带型号 3.3确定带轮直径 3.4确定带长及中心距 3.5验算包角 3.6确定V带根数Z 3.7 确定粗拉力F 3.8计算带轮轴所受压力Q
四齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮) 4.1 齿轮材料和热处理的选择 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 4.2.2 齿轮弯曲强度校核 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定 4.3 齿轮的结构设计 五轴的设计计算(从动轴) 5.1 轴的材料和热处理的选择 5.2 轴几何尺寸的设计计算 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 5.2.2 轴的结构设计 5.2.3 轴的强度校核 六轴承、键和联轴器的选择 6.1 轴承的选择及校核 6.2 键的选择计算及校核 6.3 联轴器的选择 七减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算 7.1 润滑的选择确定 7.2 密封的选择确定 7.3减速器附件的选择确定 7.4箱体主要结构尺寸计算 参考文献
第一章课题题目及主要技术参数说明 1.1课题题目 带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。 1.2 主要技术参数说明 输送带的最大有效拉力F=1.8KN，输送带的工作速度V=1.1 m/s，输送机滚筒直径D=240mm。 1.3 传动系统工作条件 带式输动机工作时有轻微的震动，单向运转，双班制工作（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为5年(每年按365天计算)，机器的工作环境清洁，机器的年产量为大批量。 1.4 传动系统方案的选择 图1 带式输送机传动系统简图
目录 §一减速器设计说明书 (5) §二传动方案的分析 (5) §三电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 (6) 一、电动机的选择 (6) 二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 (7) 三、运动参数和动力参数计算 (7) §四传动零件的设计计算 (8) 一、V带传动设计 (8) 二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 (12) （一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 (12) （二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 (17) （三）斜齿轮设计参数表 (21) §五轴的设计计算 (22) 一、Ⅰ轴的结构设计 (22) 二、Ⅱ轴的结构设计 (25) 三、Ⅲ轴的结构设计 (27) 四、校核Ⅱ轴的强度 (29) §六轴承的选择和校核 (33) §七键联接的选择和校核 (35) 一、Ⅱ轴大齿轮键的选择 (35) 二．Ⅱ轴大齿轮键的校核 (35) §八联轴器的选择 (36) §九减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 (36) 一、传动零件的润滑 (36) 二、减速器密封 (37) §十减速器箱体设计及附件的选择和说明 (37) 一、箱体主要设计尺寸 (37) 二、附属零件设计 (40) §十一设计小结 (44) §十二参考资料 (44)
§一 减速器设计说明书 一、题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。 二、已知条件：输送机由电动机驱动，经传动装置驱动输送带移动，整机使用寿命为6年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为 5%。工作机效率为0.96，要求有过载保护，按单位生产设计。 三、设计内容： 设计传动方案； a) 减速器部件装配图一张(0号图幅)； b) 绘制轴和齿轮零件图各一张； c) 编写设计计算说明书一份。 §二 传动方案的分析 §三 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 一、电动机的选择 1.确定电动机类型 按工作要求和条件,选用y 系列三相交流异步电动机。 2.确定电动机的容量 （1）工作机卷筒上所需功率P w 1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带
机械设计课程设计 设计说明书 设计题目带式输送机传动装置 设计者 班级 学号 指导老师 时间 目录
一、设计任务书 (2) 二、传动方案拟定 (2) 三、电动机的选择 (3) 四、传动装置的运动和动力参数计算 (4) 五、高速级齿轮传动计算 (5) 六、低速级齿轮传动计算 (6) 七、齿轮传动参数表 (8) 八、轴的结构设计 (8) 九、轴的校核计算 (11) 十、滚动轴承的选择与计算 (16) 十一、键联接选择及校核 (18) 十二、联轴器的选择与校核 (18) 十三、减速器附件的选择 (19) 十四、润滑与密封 (20) 十五、设计小结 (21) 十六、参考资料 (21) 一．设计任务书 1. 设计题目：
设计带式输送机传动装置 2. 设计要求： 1) 输送带工作拉力F=5.5kN；F=5.8kN 2) 输送带工作速度V=1.4m/s V=0.26m/s 允许输送带速度误差为±5%； 3) 滚筒直径D=450mm； 4) 滚筒效率η1=0.96 n1=0.98（包括滚筒于轴承的效率损失）； 5) 工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6) 工作折旧期8年； 7) 工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度35℃； 8) 动力来源电力，三相交流，电压380/220V； 9) 检修间隔期四年一大修，二年一次中修，半年一次小修； 10) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 3. 设计内容： 1) 传动方案拟定 2) 电动机的选择 3) 传动装置的运动和动力参数计算 4) 齿轮传动设计计算 5) 轴的设计计算 6) 滚动轴承、键和连轴器的选择与校核； 7) 装配图、零件图的绘制 8) 设计计算说明书的编写 4. 设计任务： 1) 装配图一张（A1以上图纸打印） 2) 零件图两张（一张打印一张手绘） 1) 设计说明书一份 5. 设计进度要求： 12月21日装配草图第一阶段D303 全体 12月28日装配草图第三阶段完成D303 全体 1月4日完成装配图D303 全体 1月5-7日零件图设计 1月8-10日设计说明书、准备答辩 1月13-15日答辩机动901 参见最后的答辩安排 二．传动方案拟定 选择展开式二级圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，这样，轴载转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象，用于载荷比较平稳的场合，高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。总体布置简图如下：
机械设计基础 课程设计 学生姓名: 学号： 年级: 院(系）： 指导教师: 时间:
目录 设计任务书 (1) 第一章绪论 1.1设计目的 (3) 1．2传动方案的分析与拟定……………………………………………３第二章减速器结构选择及相关性能参数计算 2.１电动机类型及结构的选择…………………………………………４ ２.2 电动机选择 (4) ２.３确定电动机转速……………………………………………………４ 2.４确定传动装置的总传动比和分配级传动比………………………５ 2.5动力运动参数计算…………………………………………………５第三章传动零件的设计计算 减速器外部零件的设计计算－－普通Ｖ形带传动 (7) 第四章齿轮的设计计算 ４.1直齿圆柱齿轮 (8) 4.2齿轮几何尺寸的设计计算 ４.2.1 按照接触疲劳强度计算……………………………………８ 4．2.2 按齿根弯曲接触强度校核计算 (9) ４.2.3 齿轮几何尺寸的确定 (9) 4.3齿轮的结构设计 (9) 第五章轴的设计计算 ５.1输入轴的设计………………………………………………………1１ 5．2输出轴的设计 (13)
5.3轴强度的校核………………………………………………………1６第六章轴承、键和联轴器的选择 6.1轴承的选择及校核…………………………………………………１7 6．2键的选择计算及校核 (18) 6．3联轴器的选择 (18) 第七章减速器润滑、密封 7.1润滑的选择确定……………………………………………………1９ 7.1．1润滑方式 (19) 7.1.2润滑油牌号及用量…………………………………………１9 7.2 密封的选择确定............................................................1９第八章减速器附件的选择确定 (19) 第九章箱体的主要结构尺寸计算 (20) 第十章减速器的绘制与结构分析 １0．1拆卸减速器 (21) 10.2分析装配方案………………………………………………………２1 １0.３分析各零件作用、结构及类型 (21) １0.4减速器装配草图设计………………………………………………2１ 10．5完成减速器装配草图………………………………………………2２ １０.6减速器装配图绘制过程 (22) １０.7完成装配图…………………………………………………………２3 １0.8零件图设计…………………………………………………………2３第十一章设计总结………………………………………………………2４参考文献……………………………………………………………………
机械设计减速器设计说明书 系别： 专业： 学生姓名： 学号： 指导教师： 职称：
目录 第一部分设计任务书 (4) 第二部分传动装置总体设计方案 (5) 第三部分电动机的选择 (5) 3.1 电动机的选择 (5) 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (6) 第四部分计算传动装置的运动和动力参数 (7) 第五部分齿轮传动的设计 (8) 5.1 高速级齿轮传动的设计计算 (8) 5.2 低速级齿轮传动的设计计算 (15) 第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计 (23) 6.1 输入轴的设计 (23) 6.2 中间轴的设计 (27) 6.3 输出轴的设计 (33) 第七部分键联接的选择及校核计算 (40) 7.1 输入轴键选择与校核 (40) 7.2 中间轴键选择与校核 (40) 7.3 输出轴键选择与校核 (40) 第八部分轴承的选择及校核计算 (41) 8.1 输入轴的轴承计算与校核 (41) 8.2 中间轴的轴承计算与校核 (42)
8.3 输出轴的轴承计算与校核 (42) 第九部分联轴器的选择 (43) 9.1 输入轴处联轴器 (43) 9.2 输出轴处联轴器 (44) 第十部分减速器的润滑和密封 (44) 10.1 减速器的润滑 (44) 10.2 减速器的密封 (45) 第十一部分减速器附件及箱体主要结构尺寸 (46) 设计小结 (48) 参考文献 (49)
第一部分设计任务书 一、初始数据 设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 2700N，V = 1.95m/s，D = 380mm，设计年限（寿命）：5年，每天工作班制（8小时/班）：1班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。 二. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 齿轮的设计 6. 滚动轴承和传动轴的设计 7. 键联接设计 8. 箱体结构设计 9. 润滑密封设计 10. 联轴器设计
目录 机械设计课程设计任务 (2) 1、传动装置总体设计 (3) 1.1传动方案分析 (3) 1.2、该方案的优缺点 (3) 1.3、传动方案确定 (3) 2、电动机的选择 (3) 2.1电动机类型和结构型式 (3) 2.2 选择电动机容量 (4) 3、机构的运动分析及动力参数选择与计算 (4) 3.1总传动比的确定及各级传动比的分配 (4) 3.2运动和动力的参数计算 (5) 4 、V带设计及计算 (6) 4.1 原始数据 (6) 4.2 设计计算 (6) 5 、各齿轮的设计计算 (8) 5.1、高速级减速齿轮设计 (8) 5.2、低速级减速齿轮设计 (10) 6 、轴的设计计算及校核 (11) 6.1 低速轴的结构设计 (11) 6.2、中速轴尺寸 (15) 6.3、高速轴尺寸 (16) 7、键联接强度校核 (16) 7.1低速轴齿轮的键联接 (16) 7.2 低速轴联轴器的键联接 (16) 8、轴承选择计算 (17) 8.1 减速器各轴所用轴承代号 (17) 8.2低速轴轴承寿命计算 (17) 9．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 (19) 10．箱体及其附件的结构设计 (19) 10.1减速器箱体的结构设计 (19) 10.2箱体主要结构尺寸表 (20) 10.3减速器附件的结构设计 (20) 11.设计总结 (21) 12、参考资料 (22)
机械设计课程设计任务 一.设计题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器（第10组数据） 寝室号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 F 3.6 3.8 4.0 4.2 4.4 4.6 4.8 5.0 5.2 5.5 () kn V0.8 0.7 0.6 0.75 0.9 1.0 0.8 0.7 0.6 0.7 () m s D550 530 500 450 400 550 530 500 450 520 () mm 二．运输机的工作条件 工作时不逆转，载荷有轻微的冲击；单班制工作，每年按300天计，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。 1.电动机 2.带传动 3.减速器 4.联轴器 5.滚筒 6.传送带 皮带运输机简图 三、设计任务 1.选择电动机型号； 2.计算皮带冲动参数； 3.选择联轴器型号； 4.设计二级斜齿圆柱齿轮减速器。 四、设计成果 1.二级圆柱齿轮减速器装配图一张； 2.零件工作图2张； 3.设计计算说明书1份.
机械设计课程设计计算说明书 设计题目减速器的设计 专业农业机械化及其自动化 班级 设计人 完成日期2011-1-5
设计要求：含有单级圆柱齿轮减速器及带传动的传动系统 运输带工作拉力F= 2300 N 运输带工作速度v = 1.1 m/s 卷筒直径D= 250 mm 工作条件：两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300天，减速器设计寿命10年，电压为三相交流电（220V/380V）.
目录 一、运动参数的计算 (4) 二、带传动的设计 (6) 三、齿轮的设计 (8) 四、轴的设计 (12) 五、齿轮结构设计 (18) 六、轴承的选择及计算 (19) 七、键连接的选择和校核 (23) 八、联轴器的选择 (24) 九、箱体结构的设计 (24) 十、润滑密封设计 (26)
一．运动参数的计算 1．电动机的选型 1）电动机类型的选择 按工作要求选择Y 系列三相异步电机，电压为380V 。 2）电动机功率的选择 滚筒转速：6060 1.1 84.0min 0.25 v r n D ωππ?= ==? 负载功率: /10002300 1.1/1000 2.52w P FV ==?= KW 电动机所需的功率为：kw a w d p p η= （其中：d p 为电动机功率，w p 为负载功率，a η为总效率。） 为了计算电动机所需功率d p ，先确定从电动机到工作机只见得总效率a η，设1η、2η、3η、4η分别为V 带传动、闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承和联轴器的效率 查《机械设计课程设计》表2-2得 1η=0.95 2η=0.97 3η=0.99 4η=0.99 3 a 1234 30.950.970.990.990.8852 ηηηηη==???= 折算到电动机的功率为: 2.53 2.858 kw 0.8852 w d a p p η= == 选取额定功率未3kw 3）电动机转速的选择 选择常用的同步转速为1500 r/min 和1000 r/min 。 4）电动机型号的选择
目录 一、前言 (2) 1．作用意义 (2) 2．传动方案规划 (2) 二、电机的选择及主要性能的计算 (3) 1．电机的选择 (3) 2．传动比的确定 (3) 3．传动功率的计算 (4) 三、结构设计 (6) 1．齿轮的计算 (6) 2．轴与轴承的选择计算 (9) 3．轴的校核计算 (11) 4．键的计算 (14) 5．箱体结构设计 (14) 四、加工使用说明 (16) 1．技术要求 (16) 2．使用说明 (16) 五、结束语 (17) 参考文献 (18)
一、前言 1． 作用及意义 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为二级直齿圆柱齿轮减速器，第二级传动为链传动。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之—。本设计采用的是二级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)。 说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合。 综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力， 2． 传动方案规划 原始条件：胶带运输机由电动机通过减速器减速后通过链条传动（传动比为2，传动效率为0.88），连续单向远传输送谷物类散粒物料，工作载荷较平稳，设计寿命10年，每天工作8小时，每年300工作日，运输带速允许误差为%5 。 原始数据: 运输机工作拉力 )/(N F 2400 运输带工作转速)//(s m v 2.1 卷筒直径 mm D / 300
机械设计课程设计任务书 设计题目：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器 设计内容： （1）设计说明书（一份） （2）减速器装配图（1张） （3）减速器零件图（不低于3张 系统简图： 原始数据：运输带拉力 F=2100N ，运输带速度 s m 6.1=∨，滚筒直径 D=400mm 工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。环境最高温度350C ；允许运输带速度误差为±5%， 小批量生产。
设计步骤： 一、 选择电动机和计算运动参数 (一) 电动机的选择 1. 计算带式运输机所需的功率：P w = 1000FV =1000 6 .12100?=3.36kw 2. 各机械传动效率的参数选择：1η=0.99（弹性联轴器）， 2η=0.98（圆锥 滚子轴承），3η=0.96（圆锥齿轮传动），4η=0.97（圆柱齿轮传动），5η=0.96（卷筒）. 所以总传动效率：∑η=2 1η4 2η3η4η5η =96.097.096.098.099.042???? =0.808 3. 计算电动机的输出功率：d P = ∑ ηw P = 808 .036 .3kw ≈4.16kw 4. 确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围 ∑'i =8~25（华南理工大学出版社《机械设计课程设计》第二版朱文坚 黄 平主编），工作机卷筒的转速w n =400 14.36 .1100060d v 100060???= ?π=76.43 r/min ， 所 以 电 动机转速范围为 min /r 75.1910~44.61143.7625~8n i n w d ）（）（’=?= =∑。则电动机同步转速选择可选为 750r/min ，1000r/min ，1500r/min 。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和 满足锥齿轮传动比关系（3i i 25.0i ≤=I ∑I 且），故首先选择750r/min ，电动机选择如表所示 表1 (二) 计算传动比： 1. 总传动比：420.943 .76720 n n i w m ≈== ∑
机械基础课程设计说明书 设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器班级学号：2007级生物工程1班 学生姓名： 指导老师： 完成日期：2010 年3 月14 日所在单位：
设计任务书 1、题目 设计用于带式输送机的机械传动装置——一级直齿圆柱齿轮减速器。 2、参考方案 （1）V带传动和一级闭式齿轮传动 （2）一级闭式齿轮传动和链传动 （3）两级齿轮传动 3、原始数据 4、其他原始条件 （1）工作情况：一班制，输送机连续单向运转，载荷有轻微震动，室内工作，少粉尘。 （2）使用期限：10年，大修期三年，每年工作300天。 （3）生产批量：100台（属小批生产）。 （4）工厂能力：中等规模机械厂，可加工7～8级精度齿轮。 （5）动力来源：三相交流（220V/380V）电源。 （6）允许误差：允许输送带速度误差5% 。 5、设计任务 （1）设计图。一级直齿（或斜齿）圆柱齿轮减速器装配图一张，要求有主、俯、
侧三个视图，图幅A1，比例1：1（当齿轮副的啮合中心距110 a≤时）或1： 1.5（当齿轮副的啮合中心距110 a>时）。 （2）设计计算说明书一份（16开论文纸，约20页，8000字）。 目录 一传动装置的总体设计 1、传动方案的确定 (1) 2、电动机的选择 (1) 3、传动装置的总传动比的计算和分配 (3) 4、传动装置的运动和动力参数的确定 (3) 二传动零件的设计 1、V带设计 (5) 2、齿轮传动设计 (7) 3、轴的设计 (11) 4、滚动轴承的选择与校核计算 (18) 5、键联接的选择及其校核计算 (19) 6、联轴器的扭矩校核 (20) 7、减速器基本结构的设计与选择 (21) 三箱体尺寸及附件的设计 1、箱体的尺寸设计 (23) 2、附件的设计 (25)
单级齿轮减速器说 明书
减速器设计说明书 系别： 专业班级： 姓名： 学号： 指导教师： 职称：
目录 第一章设计任务书 .................................................. 错误!未定义书签。 1.1设计题目 ....................................................... 错误!未定义书签。 1.2设计步骤 ....................................................... 错误!未定义书签。第二章传动装置总体设计方案............................... 错误!未定义书签。 2.1传动方案 ....................................................... 错误!未定义书签。 2.2该方案的优缺点............................................ 错误!未定义书签。第三章选择电动机 .................................................. 错误!未定义书签。 3.1电动机类型的选择........................................ 错误!未定义书签。 3.2确定传动装置的效率.................................... 错误!未定义书签。 3.3选择电动机容量............................................ 错误!未定义书签。 3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比..... 错误!未定义书签。第四章计算传动装置运动学和动力学参数 ........... 错误!未定义书签。 4.1电动机输出参数............................................ 错误!未定义书签。 4.2高速轴的参数................................................ 错误!未定义书签。 4.3低速轴的参数................................................ 错误!未定义书签。 4.4工作机的参数................................................ 错误!未定义书签。第五章普通V带设计计算 ...................................... 错误!未定义书签。第六章减速器齿轮传动设计计算 ........................... 错误!未定义书签。 6.1选精度等级、材料及齿数 ............................ 错误!未定义书签。 6.2按齿根弯曲疲劳强度设计 ............................ 错误!未定义书签。 6.3确定传动尺寸................................................ 错误!未定义书签。