二级减速箱一些数据
蜗杆齿轮二级减速器简单数据
一．电动机选择计算1．原始数据①运输链牵引力F=2134N ②运输链工作速度V=0.39m/s ③滚筒直径 D=0.40m2．电动机型号选择运输链所需功率，取 w w 21340.390.80w 100010000.96Fv P K ⨯===⨯η取η1=0.99（连轴器）,η2=0.8（蜗杆） ,η3=0.97（齿轮）,η4=0.98（轴承）,则 ηa = η12 ×η2 × η3× η44=0.70电动机功率P d =P w / ηa =0.8/0.7=1.14 Kw 卷筒轮转速60600.3918.62/min 3.140.40v n r D π⨯===⨯蜗杆—齿轮减速器推荐传动比为i a ’=15~60 故电动机转速可选范围n d ’=i a ’×n=(15~60)×18.62=279.3~1117.2r / min符合这一范围的同步转速为 1000 r/min ，综合考虑选电动机型号为Y100L-6，主要性能如下表：二．总传动比确定及各级传动比分配总传动比为i a =m n 94050.48n 18.62==齿轮传动比i 2=（0.04~0.07）i a =2.02~3.53 取i 2=2.5，则蜗杆传动比 i 1= 250.4820.192.5a i i ==；三．运动和动力参数的计算设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。
1.各轴转速：n 1=n m =940 r / minn 2=n m / i 1= 940/20.19= 46.56 r / min n 3=n m / i 2= 46.56/2.5=18.62 r / min 2.各轴输入功率：P 1=P d ×η01=1.14×0.99=1.13kw P 2=P 1×η02=1.13×0.98×0.8=0.89kw P 3=P 2×η34=0.89×0.98×0.97=0.85kw P 4=P 3×η45==0.85×0.98×0.99=0.82kw 3.各轴输入转距：T d =9550×P d /n m =9550×1.14/940=11.58N ·m T 1=T d ×η01=11.58×0.99=11.46 N ·mT 2=T 1×i 1×η12=11.46×20.19×0.98×0.8=181.40 N ·m T 3=T 2×i 2×η23=181.40×2.5×0.98×0.97=431.10 N ·m T 4=T 3×i 3×η34=431.10×0.98×0.99=418.25 N ·m 运动和动力参数计算结果整理于下表：。
二级减速器说明书
2、电动机的选择 1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V 。
2）选择电动机的容量工作机的有效功率为 从电动机到工作机传送带间的总效率为5423421ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=∑由《机械设计基础课程设计》表9-1可知：1η：卷筒传动效率 0.962η：滚动轴承效率 0.99（球轴承）3η：齿轮传动效率 0.97（8级精度一般齿轮传动）4η：联轴器传动效率 0.995η：V 带传动效率 0.95所以电动机所需工作功率kw P P wd 047.78160.075.5===∑η3）确定电动机转速 总传动比范围为120~8=∑i 而工作机卷筒轴的转速为min /rad 56.64185.06025.160≈⨯⨯==ππD v n w 所以电动机转速的可选范围为：)6.10329~48.516(min 56.64)160~8('rn i n w d =⨯==∑基础课程13页式。
基础课程9页公1-2-5。
基础课程107页2-11-1查 基础课程9页公1-2-2。
基础课程7页表和1072-11-1w n T P wW k 75.59550=⋅=综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500min r ，型号为Y132M-4的电动机。
主要参数为：3、计算传动装置的总传动比∑i 并分配传动比 （1）总传动比∑i为 31.2256.641440n ≈==∑w m n i（2）分配各级传动比 i i i ⋅=∑00i 为V 带轮传动比；i 为减速器传动比；21i i i ⋅=1i 为高速轴传动比；2i 为低速轴传动比；取5.20=i ，则924.8=i ，41.3924.83.11=⨯≈i ；62.212==i iiV 带轮传动比5.20=i高速轴传动比41.31=i低速轴传动比62.22=i由《机械设计基础课程设计》189页表2-19-1和190页表2-19-2查得电机数据。
二级圆柱齿轮减速器计算说明
目录《机械设计》课程设计任务书 (2)1、传动装置的总体设计 (4)2、传动装置的总传动比及分配 (5)3、计算传动装置的运动和动力参数 (6)4、带传动设计 (7)5、齿轮的设计 (9)6、轴的设计计算及校核 (17)7、轴承的寿命计算 (23)8、键连接的校核 (23)10、联轴器的选择 (24)12、润滑及密封类型选择 (25)13、减速器附件设计 (25)14、主要尺寸及数据 (26)15、设计完成后的各参数 (27)16、参考文献 (29)17、心得体会 (30)《机械设计》课程设计任务书专业：机电一体化班级：16高职1班姓名：学号：一、设计题目设计用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器二、原始数据(E6)运输机工作轴转矩T = 1800 Nm运输带工作速度v = 1.35 m/s卷筒直径D= 260 mm三、工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为 5%。
四、应完成的任务1、减速器装配图一张（A0图或CAD图）2、零件图两张（A2图或CAD图）五、设计时间2017年12月25日至2017年12月31日六、要求1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。
七、设计说明书主要内容1、内容（1）目录（标题及页次）；（2）设计任务书；（3）前言（题目分析，传动方案的拟定等）；（4）电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；（5）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；（6）轴的设计计算及校核；（7）箱体设计及说明（8）键联接的选择和计算；（9）滚动轴承的选择和计算；（10）联轴器的选择；（11）润滑和密封的选择；（12）减速器附件的选择及说明；（13）设计小结；（14）参考资料（资料的编号[ ]及书名、作者、出版单位、出版年月）；2、要求和注意事项必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁。
二级减速箱
目录设计任务书 (2)第一部分传动装置总体设计 (3)第二部分普通V带传动的设计计算 (6)第三部分齿轮传动设计计算 (8)第四部分减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计 (13)第五部分轴的设计 (14)第六部分校核 (18)第七部分联轴器的选择和计算 (19)第八部分减速器的润滑 (19)第九部分参考文献 (19)第十部分设计心得 (20)设 计 任 务 书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。
运输速度允许误差为%5 。
课程设计内容1）传动装置的总体设计。
2）传动件及支承的设计计算。
3）减速器装配图及零件工作图。
4）设计计算说明书编写。
每个学生应完成：部件装配图一张（A1）。
零件工作图两张（A3）设计说明书一份（6000~8000字）。
一、传动装置总体设计本组设计数据：第七组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 760 。
运输机带速V/(m/s) 0.75 。
卷筒直径D/mm 320 。
已给方案：外传动机构为V带传动。
减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。
第一部分传动装置总体设计传动方案（已给定）外传动为V带传动。
减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。
方案简图如下：二、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。
减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。
齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。
高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。
原动机部分为Y 系列三相交流异总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
二级减速器(斜齿轮)说明书
目录1 设计任务书 (1)1.1 设计题目 (1)1.2 设计任务 (1)1.3 具体作业 (1)1.4 数据表 (2)2 选择电动机 (3)2.1 电动机类型的选择 (3)2.2 确定传动装置的效率 (3)2.3 选择电动机容量 (3)2.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (4)2.4.1 总传动比的计算 (4)2.4.2 分配传动装置传动比 (4)3 计算传动装置的参数 (5)3.1 电动机输出参数 (5)3.2 高速轴的参数 (5)3.3 中间轴的参数 (5)3.4 低速轴的参数 (5)3.5 工作机的参数 (6)3.6 各轴的数据汇总 (6)4 普通V带设计计算 (7)4.1 已知条件和设计内容 (7)4.2 设计计算步骤 (7)4.2.1 确定计算功率 (7)4.2.2 选择V带的带型 (7)4.2.3 确定带轮的基准直径并验算带速 (7)L (7)4.2.4 从确定V带的中心距a和基准长度d (8)4.2.5 验算小带轮的包角14.2.6 计算带的根数z (8)F (9)4.2.7 计算作用在带轮轴上的压力Q5 减速器齿轮设计 (10)5.1 选择齿轮的材料及确定许用应力 (10)5.2 按齿轮弯曲强度设计计算 (10)5.2.1 计算第一对齿轮（高速轴与中间轴） (10)5.2.2 计算第二对齿轮（中间轴与低速轴） (11)6 轴的设计 (14)6.1 高速轴尺寸设计计算 (14)6.1.1 轴的材料选择并按扭转强度概略计算轴的最小直径 (14)6.1.2 轴的尺寸设计 (14)6.2 中间轴尺寸的设计计算 (15)6.2.1 轴的材料选择并按扭转强度概略计算轴的最小直径 (15)6.2.2 轴的尺寸设计 (16)6.3 低速轴尺寸设计计算 (17)6.3.1 轴的材料选择并按扭转强度概略计算轴的最小直径 (17)6.3.2 轴的尺寸设计 (17)7 轴的校核计算 (19)7.1 高速轴的校核 (19)7.1.1 轴受力计算 (19)7.2 中间轴的校核 (21)7.2.1 轴受力计算 (22)7.2.2 计算危险截面处轴的最小直径 (25)7.3 低速轴的校核 (25)7.3.1 轴受力计算 (25)7.3.2 计算危险截面处轴的最小直径 (26)8 滚动轴承寿命校核 (28)8.1 高速轴上的轴承寿命校核 (28)8.1.1 计算当量动载荷 (28)8.1.2 计算轴承承受的额定动载荷 (28)8.2 中间轴上的轴承寿命校核 (29)8.2.1 计算当量动载荷 (29)8.2.2 计算轴承承受的额定动载荷 (29)8.3 低速轴上的轴承寿命校核 (29)8.3.1 计算当量动载荷 (29)8.3.2 计算轴承承受的额定动载荷 (30)9 键联接设计计算 (31)9.1 高速轴上键的校核 (31)9.2 中间轴上键的校核 (31)9.3 低速轴上键的校核 (31)10 联轴器的校核 (32)11 润滑及密封类型选择 (33)11.1 润滑方式 (33)11.2 密封类型的选择 (33)11.3 轴承箱体内，外侧的密封 (33)12 减速器箱体主要结构尺寸 (34)13 结论与展望 (36)参考文献 (37)1 设计任务书1.1设计题目示。
二级减速器设计说明书(完整)
机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计带式输送机中的传动装置专业年级：学号：学生姓名：指导教师：机械工程系完成时间年月日机械设计课程设计任务书学生姓名：学号：专业：任务起止时间：201年月日至年月日设计题目：设计带式输送机中的传动装置一、传动方案如图1所示：1—输送胶带；2—传动滚筒；3—两级圆柱齿轮减速器；4—V带传动；5—电动机图1 带式输送机减速装置方案二、原始数据表2-1滚筒直径d /mm 800 传送带运行速度v /(m/s) 1.8运输带上牵引力F /N 2200每日工作时数T /h24传动工作年限 5 单向连续平稳转动，常温空载启动三、设计任务：1.减速器装配图1张（A0图纸）2.低速轴零件图1张（A3图纸）3.低速轴齿轮零件图1张（A3图纸）4.设计说明书1份在三周内完成并通过答辩参考资料：《机械设计》《课程设计指导书》《机械设计手册》《工程力学》《机械制图》指导教师签字：F目录一、电机的选择 (1)1.1 选择电机的类型和结构形式： (1)1.2 电机容量的选择 (1)1.3 电机转速确定 (1)二、传动装置的运动和动力参数计算 (2)2.1 分配传动比及计算各轴转速 (2)2.2 传动装置的运动和动力参数计算 (2)三、V带传动设计 (4)3.1 确定计算功率 (4)3.2 选择普通V带型号 (4)3.3 确定带轮基准直径并验算带速 (4)3.4 确定V带中心距和基础长度 (4)3.5 验算小带轮包角 (5)3.6 计算V带根数Z (5)3.7 计算压轴力 (5)四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮） (5)4.1 高速级齿轮传动设计计算 (5)4.2 低速级齿轮传动设计计算 (7)4.3 传动齿轮的主要参数 (9)五、轴的结构设计计算 (9)5.1 高速轴的计算（1轴） (9)5.2 中间轴的计算（2轴） (12)5.3 低速轴的计算（3轴） (13)六、轴的强度校核 (16)6.1 高速轴校核 (16)6.2 中间轴校核 (18)6.3 低速轴校核 (20)七、校核轴承寿命 (22)7.1 高速轴 (22)7.2 中间轴 (23)7.3 低速轴 (23)八、键连接的选择和计算 (23)九、箱体的设计 (24)十、心得体会................................................................................ 错误!未定义书签。
二级齿轮减速箱设计说明书
1二级齿轮减速箱设计说明书学院：机械工程学院 班级： 姓名： 学号：2详细设计如下：设计内容 计算及说明 结果1确定各杆功率， 2.高速轴上直齿圆柱齿轮计算99.01=η………………球轴承97.02=η………………直齿齿轮99.03=η………………联轴器98.04=η………………角接触轴承KW P P d 337.53211==ηη …………高速轴 KW P P d 074.52423212==ηηηη …………中速轴一.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1.所设计的机械为一般减速器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。
2.材料选择。
由机械设计第八版表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS ，符合常用齿轮硬度标准。
3.设小齿轮齿数 201=z 大齿轮齿数 80*12==i z z二. 按齿面接触强度设计齿轮尺寸由设计计算公式 322211)][(132.2H E d t Z i i KT d σφ+⋅≥进行计算。
1. 确定公式内的各计算数值 1）.试选载荷系数3.1=t K 。
2）. mm N n P T ⋅⨯=⨯⨯=411511008.7105.95 3）.查表可得齿宽系数1.1=d φ4）.查表可得材料的弹性影响系数218.189Mpa Z E = 5）.按齿面硬度查表可得小齿轮的接触疲劳强度极限Mpa H 6001lim =σ，大齿轮的接触疲劳强度极限Mpa H 5502lim =σ。
6）.计算应力循环次数。
螺纹参数： mm d 52=mm p 8=3911100736.260⨯==h jL n N 81210184.5⨯==iN N 7）.查表可得接触疲劳寿命系数89.01=HN K ；92.02=HN K 8）.计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式得Mpa Mpa SK HN H 534600*89.0][1lim 11===σσMpa Mpa SK HN H 506550*92.0][2lim 22===σσ2. 计算1）.试算小齿轮分度圆直径1t d ，带入][H σ中较小的值。
二级齿轮减速箱设计说明书
问题：1输送带拉力F=2100N 输送带的速度V=1.6m/s 股轮直径d=400 mm2工作条件传动部逆转工作连续，平稳起动载荷为公称载荷的1.25倍每天工作24小时,寿命5年批量生产一、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=2.76KW3、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 2.632 Y100l2-43 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。
二级直齿减速器说明书
二级直齿减速器说明书二级直齿减速器说明书一、产品概述二级直齿减速器是一种用于降低机械设备输出速度的装置。
其结构由输入轴、输出轴、齿轮组、外壳等组成。
本产品具有结构紧凑、传动效率高、噪音低等特点，广泛应用于工业生产中的转动设备。
二、产品特点1、结构紧凑：二级直齿减速器采用高强度合金材料制造，具有结构紧凑、体积小、重量轻等特点，便于安装和维护。
2、传动效率高：通过设计优化，二级直齿减速器的传动效率达到90%以上，确保输出转矩的稳定性和可靠性。
3、噪音低：二级直齿减速器采用先进的减振和降噪技术，最大限度地降低噪音产生，保证设备运行的安静舒适。
三、产品参数1、输入功率： Kw2、输出转矩： Nm3、输入转速： rpm4、输出转速： rpm5、传动比：.16、效率：%四、产品安装1、准备工作：检查产品外观是否完好，确认所有配件齐全。
2、安装位置选择：根据设备的布局和要求，选择合适的安装位置。
3、安装固定：使用合适的螺丝将减速器固定在设备上，并确保安装牢固、稳定。
五、产品维护与保养1、定期润滑：按照规定时间间隔对二级直齿减速器进行润滑，使用适当的润滑剂，并清洁润滑油。
2、清洁和检查：定期清洁减速器表面，检查齿轮组是否磨损、是否存在脱落等情况。
3、故障排除：当减速器出现异常噪音、温升过高等情况时，及时停机检查并解决故障。
六、产品常见问题解答1、问题一、减速器工作时产生异常噪音，如何处理？答：首先停机检查，确认是否有齿轮组松动或磨损等情况，及时修复或更换相关零件。
2、问题二、减速器输出转矩不稳定，如何解决？答：可能是输入功率不匹配或输入轴与驱动设备不同心引起的，可以调整输入功率或使用同心装置解决。
本文档涉及附件：1、二级直齿减速器的技术图纸2、二级直齿减速器的安装指南3、二级直齿减速器的维护手册4、二级直齿减速器的故障排除指南本文所涉及的法律名词及注释：1、传动比：指减速器输入轴每转一圈，输出轴转动的圈数。
用于衡量减速器传动效果的参数。
机械课程设计计算说明说——二级齿轮减速箱
目录一．设计任务书.................................................1 二．传动装置总体设计...........................................2 1. 传动方案的拟定..........................................2 三．计算及说明.................................................3 （一）．电动机的选择..........................................5 （二）．总传动比的确定及各级传动比分配........................6 （三）．运动和动力参数计算（各轴转速，各轴输入功率和输入转 矩）. (7)（四）．传动零件设计计算......................................8 1. 高速级齿轮的设..............................................8 2. 低速级齿轮的设计....................................................13 3. 开始齿轮的设计.......................................................17 4. 轴的设计和计算.......................................................21 5. 滚动轴承的设计和计算 (28)6. 键连接的选择和计算...............................................31 7. 联轴器的选择和计算...............................................32 8. 润滑和密封说明......................................................32 9. 拆装和调整说明.......................................................33 10.减速箱体的附件说明 (33)一．设计任务书题目：X62W 型铣床主传动系统设计1. 原始数据：（1） B 错误！未找到引用源。
二级减速器设计自动计算参数
低速级直齿圆柱齿轮传动设计
中间轴输入功率 p[Ⅱ] /KW
4.95549242
中间轴转速 r/min
传动比
3.34675875
输入转矩 N*mm
小齿轮齿数预选 （20-40）
28
参考大齿轮齿数
大齿轮齿数
93
齿轮压力角
按齿面接触强度设计
k[Ht]
1.3
小齿轮转矩 N*mm
弹性影响系数 Z[E]
189.8
Z[H] 螺旋角系数
zβ 齿面接触疲劳强度
σ
K[A] K[Fα]
K[F] 齿形系数
YFa1 应力修正系数
Ysa1 重合度系数
Yε 小齿轮齿根弯曲疲劳强度
σF1
齿面接触强度校核
1.25
K[V]
1.4
K[Hβ]
2.75184
2.31
弹性影响系数 zE
0.9738
重合度系数 zε
1.08 1.456
189.8 0.5553
卷筒直径 D（mm）
320
卷筒直径 D（mm）
查表12-4 机械传动和轴承效率概略值
滚筒效率 η[w]
0.96
工作机输入功率 P[w] (kw)
4.5703125
V带传动效率 η[1]
0.95
滚动轴承效率 η[3]
0.98
传动装置总效率
η[a]
齿轮副效率 η[2]
弹性联轴器效率 η[4]
0.832876283
P[d]
5.48738461
K[a]
1.1
P[ca]
6.036123072
V带选型 表8-8，8-7，8-9（机械设计）
二级减速器说明书
目录一、前言....................... - 1 -二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算......................... - 2 - 三．传动零件的设计计算......... - 5 -四、轴的设计计算及校核........ - 11 -五、箱体的设计及说明.......... - 10 -六、键连接的选择与计算........ - 22 -七、滚动轴承的选择及计算...... - 24 -八、联轴器的选择.............. - 25 -九、润滑与密封的............ ．- 26 -十、减速器附件设计．．．．．．．．．．．．．- 27 -十一、设计小结．．．．．．．．．．．．．．- 29 -参考资料...................... - 31 -一、前言传动方案：带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器原始数据:1、运输带工作拉力F = 1900 N2、运输带工作速度v = 1.3 m/s3、卷筒直径D= 250 mm工作条件:连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。
减速器部分为两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。
齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。
高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。
原动机部分为Y 系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算电动机的选择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、选择电动机功率（1）传动装置的总效率：确定各部分效率：滚动轴承的效率（五对）η球轴承=0.99，闭式齿轮传动效率η齿轮=0.97，联轴器效率η联轴器=0.99，传动卷筒效率η卷筒=0.96，。
课程设计说明书--机械设计二级减速箱
课程设计说明书课程名称：机械设计所在院系：机电学院姓名：班级：学号：指导教师：日期：目录§1机械设计课程设计任务书 (1)§2传动方案的分析 (2)§3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 (2)一、电动机的选择 (2)二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 (3)三、运动参数和动力参数计算 (4)§4传动零件的设计计算 (4)一、V带传动设计 (4)二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 (8)（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 (18)（三）斜齿轮设计参数表 (28)§5轴的设计计算 (29)减速器轴的结构草图 (29)一、Ⅰ轴的结构设计 (29)二、Ⅱ轴的结构设计 (32)三、Ⅲ轴的结构设计 (34)二、校核Ⅱ轴的强度 (36)§6轴承的选择和校核 (39)一、Ⅱ轴承的选择和校核 (39)§7键联接的选择和校核 (41)一、Ⅱ轴大齿轮键 (41)§8联轴器的选择 (42)§9减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 (42)一、传动零件的润滑 (42)二、减速器密封 (42)§10减速器箱体设计及附件的选择和说明 (43)一、箱体主要设计尺寸（参考[2]表11-1，11-2） (43)二、附属零件设计 (45)§11设计小结 (48)§12参考资料 (49)§1机械设计课程设计任务书一、设计题目：设计铸造车间型砂输送机的两级斜齿圆柱齿轮减速器。
二、设计条件：整机使用寿命为5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0.95，要求有过载保护，按单件生产设计。
1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带二、原始数据：三、设计内容：1．分析传动方案；2．减速器部件装配图一张(0号图幅)；3．绘制轴或齿轮零件图一张；4．编写设计计算说明书一份。
二级减速器传动比范围
二级减速器传动比范围
二级减速器传动比范围指的是减速器输出轴转速与输入轴转速
的比值，通常表示为i。
减速器是一种将输入轴高速旋转的动力传递给输出轴低速旋转的机械装置，通过改变输入轴和输出轴的转速比例来实现减速或增速的功能。
二级减速器是由两个减速器串联而成的，因此其传动比范围比单级减速器更广。
通常二级减速器的传动比范围为10:1至100:1，也有些特殊型号的二级减速器传动比范围更大，达到1000:1以上。
不同的应用场景需要不同的传动比，因此选择适合的二级减速器传动比范围是非常重要的。
例如，工业生产中需要精确控制机械设备的速度，通常需要低速高扭矩的输出，这时候就需要选择高传动比的二级减速器。
而在运动控制领域中，需要实现高速低扭矩的输出，这时候就需要选择低传动比的二级减速器。
总之，二级减速器传动比范围是根据不同的应用场景来确定的，选择合适的传动比范围，可以充分发挥减速器的功效，使机械设备更加可靠、稳定。
- 1 -。
二级三轴减速箱设计计算
二级三轴减速箱设计计算一、减速传动装置总体设计计算* * * * 输入数据* * * * * * * * 计算结果* * * *(一)电动机选择1.初选电动机Y系列三相异步电动机同步转速n = 1500.00 r/min运输带主动鼓轮直径D鼓= 400.00 mm鼓轮圆周速度v鼓= 0.65 m/s鼓轮转矩T鼓= 500000.00 N·mm2.初步确定总传动比鼓轮转速n鼓= 31.0352 r/min初计总传动比i初总= 48.3322根据i初总确定传动方案(1) Ｖ带传动(2) 二级减速箱(3) 链传动3.所需电动机功率P电各级传动效率η带= 0.95η齿= 0.94η链= 0.96η承= 0.94η联= 0.99减速传动总效率η总=0.5796鼓轮轴输入端功率P鼓= 1.6249 KW需电动机功率P电= 2.8032 KW 4.选电动机型号及尺寸电动机型号为: Y100L2-4额定功率P= 3.00 kw满载转速n= 1430.00 r/min伸出端直径D= 28.00 mm伸出端长度E= 60.00 mm(二)确定实际传动比1.实际总传动比i实总= 46.07672.据i实总确定各传动装置传动比i链= 2.50i减= 10.00i带= 1.84313.二级减速箱传动比分配i低= 2.8284i高= 3.5355(三)各轴功率P、转矩T及转速n1.减速器高速轴输入功率P= 2.6631 kw输入转速n= 775.8810 r/min输入转矩T= 32778.826 N*mm 2.减速器中间轴输入功率P= 2.3531 kw输入转速n= 219.4523 r/min输入转矩T= 102400.980 N*mm 3.减速器低速轴输入功率P= 2.0792 kw输入转速n= 77.5881 r/min输入转矩T= 255920.345 N*mm 4.小链轮轴输入功率P= 1.9349 kw输入转速n= 77.5881 r/min输入转矩T= 238159.473 N*mm 5.大链轮轴输入功率P= 1.7461 kw输入转速n= 31.0352 r/min输入转矩T= 537287.771 N*mm 6.运输带鼓轮轴输入功率P= 1.6249 kw输入转速n= 31.0352 r/min输入转矩T= 500000.000 N*mm 二、普通Ｖ带传动设计计算* * * * 输入数据* * * * * * * * 计算结果* * * *(一)确定Ｖ带型号和带轮直径电动机转速n1 = 1430.00 r/min工作机转速n2 = 775.8810 r/min滑动率ε= 0.0200工作情况系数KA = 1.2000计算传递功率Pc = 3.3639 kw所选Ｖ带型号为A 型小带轮基准直径dd1 = 100.00 mm带速v = 7.4875 m/s大带轮基准直径dd2 = 315.00 mm实际从动轮转速n2n2 = 444.8889 r/min实际传动比i = 3.2143 (二)Ｖ带基准长度Ld 和中心距a初取中心距a0 = 550.0000 mm/n带计算长度Ld0 = 1772.8918 mm基准长度Ld = 1800 mm中心距a = 563.5541 mm (三)小轮包角α1包角α1 = 158.1396°> 120°(四)Ｖ带根数Z包角系数Kα= 0.940000长度系数KL = 1.010000弯曲影响系数Kb = 0.001030传动比系数Ki = 1.120000单根Ｖ带传递功率P0 = 1.3101 kw传递功率增量△P = 0.1578 kw带根数计算值Z = 2.41带的根数Z= 3(五)轴上载荷QＶ带每米长度质量q = 0.10 kg/m张紧力F0 = 129.873 N轴上载荷Q = 765.099 N大带轮宽度B = 50.00 mm大带轮草图B = 50.00 mm|←─────────→|----------|￣\_/￣\_/￣\_/￣\_/￣|↑| |│|￣￣￣￣| |￣￣￣￣|│| | | |│| |￣￣| |│| -|-·-|- |│| | | |│| |￣￣| |│| | | |│| |￣￣￣￣| |│| |______________| |│| | | |dd2=315.00 mm | __|__.__.__.__.__|__ |│| | | |│| | | |│| |￣￣￣￣￣￣￣| |│| |_____ ____| |│| | | |│| |￣￣| |│| -|-·-|- |│| | | |│| |￣￣| |│| | | |│|￣￣￣￣￣￣￣￣|↓| |----------|＿/￣\_/￣\_/￣\_/￣\_|三、圆柱齿轮传动设计计算高速级齿轮传动(主动轮为Z1,从动轮为Z2)* * * * 输入数据* * * * * * * * 计算结果* * * *(一)齿面接触疲劳强度设计计算1. 主动轮齿数Z = 21从动轮齿数Z = 74齿数比U = 3.52382. 载荷系数K使用系数KA = 1.2500动载系数Kv = 1.0349齿宽系数ψd = 1.0000齿间载荷分配系数Kα= 1.2422齿向载分布系数Kβ= 1.0891载荷系数K = 1.7502 功率P = 2.6631 kw主动轮转数n = 775.8810 r/min3. 主动轮转矩TT = 32778.826 N*mm 4. 弹性系数ZEZE = 189.8000 (MPa)^0.55. 节点区域系数ZHZH = 2.46946. 重合度系数ZεZε= 0.77777. 螺旋角系数ZβZβ= 0.99088. 许用接触应力[σ]H接触疲劳极限σHlim主动轮σhlim = 618.5000 MPa从动轮σhlim = 582.5000 MPa接触安全系数SH = 1.0000总工作时间th = 48000.00 h应力循环次数N主动轮N = 2234537288.44从动轮N = 634125446.72 接触寿命系数ZN主动轮ZN = 1.0000从动轮ZN = 1.0000许用接触应力[σ]H主动轮[σ]H = 618.5000 MPa从动轮[σ]H = 582.5000 MPa9. 主动轮分度圆直径d主动轮 d = 38.3965 mm10.验算圆周速度v = 1.5599 m/s11.修正主动轮分度圆直径修正后Kv = 1.0355修正后分度圆直径d = 38.4036 mm修正后K = 1.751112.确定传动尺寸中心距计算值a0 = 96.7781 mm标准模数Mn = 2.00 mm实际中心距a = 96.0000 mm螺旋角β= 8.2771 °真实主,从动轮分度圆直径d主动轮 d = 42.4421 mm从动轮 d = 149.5579 mm 齿宽b主动轮 b = 48.00 mm从动轮 b = 43.00 mm 从动轮齿顶圆直径dada = 153.5579 mm(二)齿根弯曲疲劳强度验算1. 齿形系数YFa主动轮当量齿数Zv = 21.6702从动轮当量齿数Zv = 76.3615主动轮YFa = 2.7585从动轮YFa = 2.22592. 应力修正系数YSa主动轮YSa = 1.5643从动轮YSa = 1.76073. 重合度系数YεYε= 0.70364. 螺旋角系数YβYβ= 0.91045. 许用弯曲应力[σ]F弯曲疲劳极限σFlim主动轮σFlim = 419.5000 MPa从动轮σFlim = 407.5000 MPa弯曲安全系数SF SF = 1.0000尺寸系数Yx Yx = 1.0000弯曲寿命系数YN主动轮YN = 1.0000从动轮YN = 1.0000许用弯曲应力[σ]F主动轮[σ]F = 419.5000 MPa从动轮[σ]F = 407.5000 MPa 6. 验算计算弯曲应力主动轮σF = 86.9368 MPa从动轮σF = 78.9571 MPa主,从动轮弯曲疲劳强度足够低速级齿轮传动(主动轮为Z3,从动轮为Z4)* * * * 输入数据* * * * * * * * 计算结果* * * *(一)齿面接触疲劳强度设计计算1. 主动轮齿数Z = 25从动轮齿数Z = 71齿数比U = 2.84002. 载荷系数K使用系数KA = 1.2500动载系数Kv = 1.0320齿宽系数ψd = 1.0000齿间载荷分配系数Kα= 1.2538齿向载分布系数Kβ= 1.0891载荷系数K = 1.7615 功率P = 2.3531 kw主动轮转数n = 219.4523 r/min3. 主动轮转矩TT = 102400.980 N*mm4. 弹性系数ZEZE = 189.8000 (MPa)^0.55. 节点区域系数ZHZH = 2.45416. 重合度系数ZεZε= 0.77547. 螺旋角系数ZβZβ= 0.98718. 许用接触应力[σ]H接触疲劳极限σHlim主动轮σhlim = 609.5000 MPa从动轮σhlim = 573.5000 MPa接触安全系数SH = 1.0000总工作时间th = 48000.00 h 应力循环次数N主动轮N = 632022587.79从动轮N = 222543164.71 接触寿命系数ZN主动轮ZN = 1.0000从动轮ZN = 1.0000许用接触应力[σ]H主动轮[σ]H = 609.5000 MPa从动轮[σ]H = 573.5000 MPa9. 主动轮分度圆直径d主动轮 d = 57.3358 mm10.验算圆周速度v = 0.6588 m/s11.修正主动轮分度圆直径修正后Kv = 1.0281修正后分度圆直径d = 57.2639 mm修正后K = 1.754912.确定传动尺寸中心距计算值a0 = 123.1565 mm标准模数Mn = 2.50 mm实际中心距a = 123.0000 mm螺旋角β= 12.6804 °真实主,从动轮分度圆直径d主动轮 d = 64.0625 mm从动轮 d = 181.9375 mm 齿宽b主动轮 b = 70.00 mm从动轮 b = 65.00 mm 从动轮齿顶圆直径dada = 186.9375 mm(二)齿根弯曲疲劳强度验算1. 齿形系数YFa主动轮当量齿数Zv = 26.9223从动轮当量齿数Zv = 76.4592主动轮YFa = 2.6193从动轮YFa = 2.22572. 应力修正系数YSa主动轮YSa = 1.5972从动轮YSa = 1.76093. 重合度系数YεYε= 0.70094. 螺旋角系数YβYβ= 0.80595. 许用弯曲应力[σ]F弯曲疲劳极限σFlim主动轮σFlim = 416.5000 MPa从动轮σFlim = 404.5000 MPa弯曲安全系数SF SF = 1.0000尺寸系数Yx Yx = 1.0000弯曲寿命系数YN主动轮YN = 1.0000从动轮YN = 1.0000许用弯曲应力[σ]F主动轮[σ]F = 416.5000 MPa从动轮[σ]F = 404.5000 MPa 6. 验算计算弯曲应力主动轮σF = 81.5864 MPa从动轮σF = 76.4323 MPa主,从动轮弯曲疲劳强度足够四、高速轴设计计算* * * * 输入数据* * * * * * * * 计算结果* * * *(一)选择轴的材料钢的牌号为: 45强度极限σB = 560.0000 MPa脉动循环许用弯曲应力［σ0 ］b = 87.0000 MPa对称循环许用弯曲应力［σ-1］b = 51.0000 MPa(二)轴上的载荷扭矩T = 32778.826 N*mm齿轮1 分度圆直径d1 = 42.4421 mm齿轮1 螺旋角β= 8.2771 °齿轮1 圆周力Ft1 = 1544.637 N齿轮1 径向力Fr1 = 568.120 N齿轮1 轴向力Fa1 = 224.709 N大带轮轴压力Q = 765.099 N高速轴轴向力FA = 224.709 N指向右为正,指向左为负(三)按许用弯曲应力计算1.水平面H内(1)轴的受力简图Q Rh1 Fr1 Rh2↓↑↑↓-----------------------------------------------①②Fa1→⑤④| L1 | L2 | L3 ||←--------→|←------------------→|←----→|88.50 mm 139.00 mm 56.50 mm②点水平面支反力Rh1 = 971.652 N⑤点水平面支反力Rh2 = 774.673 N(2)各点水平面弯矩Mh①点Mh1 = 0.000 N*mm②点Mh2 = -67711.293 N*mm④点左端面Mh41= -39000.453 N*mm④点右端面Mh42= -43769.005 N*mm⑤点Mh5 = 0.000 N*mm2.垂直面V 内(1)轴的受力简图Rv1 Ft1 Rv2↑↓↑-----------------------------------------------①②④⑤| L1 | L2 | L3 ||←--------→|←------------------→|←-----→|88.50 mm 139.00 mm 56.50 mm②点垂直面支反力Rv1= 446.404 N⑤点垂直面支反力Rv2= 1098.233 N②点合成支反力R1 = 1069.292 N⑤点合成支反力R2 = 1343.962 N(2)各点垂直面弯矩Mv①点Mv1 = 0.000 N*mm②点Mv2 = 0.000 N*mm④点Mv4 = 62050.168 N*mm⑤点Mv5 = 0.000 N*mm3.各点合成弯矩M①点M1 = 0.000 N*mm②点M2 = 67711.293 N*mm④点左端面M41= 73288.872 N*mm④点右端面M42= 75933.847 N*mm⑤点M5 = 0.000 N*mm4.各点扭矩αT应力修正系数α= 0.5862扭矩αT = 19215.174 N*mm①点αT1 = 19215.174 N*mm②点αT2 = 19215.174 N*mm④点左端面αT41= 19215.174 N*mm④点右端面αT42= 0.000 N*mm⑤点αT5 = 0.000 N*mm5.各点当量弯矩Me①点Me1 = 19215.174 N*mm②点Me2 = 70384.957 N*mm④点左端面Me41= 75765.966 N*mm④点右端面Me42= 75933.847 N*mm⑤点Me5 = 0.000 N*mm6.求各点直径d①点d1 = 15.5605 mm②点d2 = 23.9867 mm④点左端面d41 = 24.5830 mm④点右端面d42 = 24.6011 mm⑤点d5 = 0.0000 mm7.轴的结构化(草图)┏━━━━━━┓┏━━━━━━━━┫┣┓┏━━━┫┃┃┣━━━┓┏━━━━┫┃┃┃┃┃┏━━━┫┃┃┃┃┃┃┃┍━┑┃┃┃┃┃┃┃┄┄┄┄-┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄①②④⑤各轴段结构化尺寸①点(装大带轮) d1 = 28.00 mm②点(装左轴承) d2 = 35.00 mm⑤点(装右轴承) d5 = 35.00 mm (四)普通平键选择轴径d = 28.00 mm键长计算值L0 = 45.0000 mm转矩T = 32778.826 N*mm键的型式: A键高h = 7.00 mm键宽 b = 8.00 mm键长L = 56.00 mm轴槽深度t = 4.00 mm许用挤压应力[σ]p = 100.0000 MPa计算挤压应力σp = 13.9366 MPa键强度满足要求五、中间轴设计计算* * * * 输入数据* * * * * * * * 计算结果* * * *(一)选择轴的材料钢的牌号为: 45强度极限σB = 560.0000 MPa脉动循环许用弯曲应力［σ0 ］b = 87.0000 MPa对称循环许用弯曲应力［σ-1］b = 51.0000 MPa(二)轴上的载荷扭矩T = 102400.980 N*mm齿轮2 分度圆直径d2 = 149.5579 mm齿轮3 分度圆直径d3 = 64.0625 mm齿轮2 螺旋角β= 8.2771 °齿轮3 螺旋角β= 12.6804 °齿轮2 圆周力Ft2 = 1369.382 N齿轮2 径向力Fr2 = 503.661 N齿轮2 轴向力Fa2 = 199.213 N齿轮3 圆周力Ft3 = 3196.909 N齿轮3 径向力Fr3 = 1192.669 N齿轮3 轴向力Fa3 = 719.304 N中间轴轴向力FA = 520.091 N指向右为正,指向左为负(三)按许用弯曲应力计算1.水平面H 内(1)轴的受力简图Rh1 Fr3 ←Fa2 Rh2↓↑↓Fr2 ↓-----------------------------------------------Fa3 →②③④⑤| L1 | L2 | L3 ||←--------→|←------------------→|←-----→|70.00 mm 69.00 mm 56.50 mm②点水平面支反力Rh1 = 426.015 N⑤点水平面支反力Rh2 = 262.993 N(2)各点水平面弯矩Mh②点Mh2 = 0.000 N*mm③点左端面Mh31 = -29821.060 N*mm③点右端面Mh32 = -52861.280 N*mm④点左端面Mh41= 37.840 N*mm④点右端面Mh42= -14859.104 N*mm⑤点Mh5 = 0.000 N*mm2.垂直面V 内(1)轴的受力简图Rv1 Ft3 Ft2 Rv2↓↑↑↓------------------------------------------------②③④⑤| L1 | L2 | L3 ||←--------→|←------------------→|←-----→|70.00 mm 69.00 mm 56.50 mm②点垂直面支反力Rv1= 2447.991 N⑤点垂直面支反力Rv2= 2118.301 N②点合成支反力R1 = 2484.783 N⑤点合成支反力R2 = 2134.564 N(2)各点垂直面弯矩Mv②点Mv2 = 0.000 N*mm③点Mv3= -171359.335 N*mm④点Mv4 = -119683.984 N*mm⑤点Mv5 = 0.000 N*mm3.各点合成弯矩M②点M2 = 0.000 N*mm③点左端面M31 = 173934.808 N*mm③点右端面M32 = 179327.457 N*mm④点左端面M41= 119683.990 N*mm④点右端面M42= 120602.857 N*mm⑤点M5 = 0.000 N*mm4.各点扭矩αT应力修正系数α= 0.5862扭矩αT = 60028.161 N*mm②点αT2 = 0.000 N*mm③点左端面αT31 = 0.000 N*mm③点右端面αT32 = 60028.161 N*mm④点左端面αT41= 60028.161 N*mm④点右端面αT42= 0.000 N*mm⑤点αT5 = 0.000 N*mm5.各点当量弯矩Me②点Me2 = 0.000 N*mm③点左端面Me31 = 173934.808 N*mm③点右端面Me32 = 189107.686 N*mm④点左端面Me41= 133894.128 N*mm④点右端面Me42= 120602.857 N*mm⑤点Me5 = 0.000 N*mm6.各点直径d②点d2 = 0.0000 mm③点左端面d31 = 32.4294 mm③点右端面d32 = 33.3462 mm④点左端面d41= 29.7210 mm④点右端面d42= 28.7031 mm⑤点d5 = 0.0000 mm7.轴的结构化(草图)┏━┓┏━━━━━━━━┫┣━━━━━┓┏━━━┫┃┃┣━━━┓┃┃┃┃┃┃┃┃┃┃┃┃┃┃┍━━━━━━┑┃┃┍━━━┑┃┃┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈②③④⑤各轴段结构化尺寸②点(装左轴承) d2 = 35.00 mm③点(装齿轮3) d3 = 40.00 mm④点(装齿轮2) d4 = 40.00 mm⑤点(装右轴承) d5 = 35.00 mm(四)普通平键选择1.齿轮3 处的键轴径d = 40.00 mm键长计算值L0 = 65.0000 mm转矩T = 102400.980 N*mm键的型式: A键高h = 8.00 mm键宽 b = 10.00 mm键长L = 63.00 mm轴槽深度t = 5.00 mm许用挤压应力[σ]p = 100.0000 MPa计算挤压应力σp = 24.1512 MPa键强度满足要求2.齿轮2 处的键轴径d = 40.00 mm键长计算值L0 = 38.0000 mm转矩T = 102400.980 N*mm键的型式: A键高h = 8.00 mm键宽 b = 10.00 mm键长L = 63.00 mm轴槽深度t = 5.00 mm许用挤压应力[σ]p = 100.0000 MPa计算挤压应力σp = 24.1512 MPa键强度满足要求六、低速轴设计计算* * * * 输入数据* * * * * * * * 计算结果* * * *(一)选择轴的材料钢的牌号为: 45强度极限σB = 560.0000 MPa脉动循环许用弯曲应力［σ0 ］b = 87.0000 MPa对称循环许用弯曲应力［σ-1］b = 51.0000 MPa(二)轴上的载荷扭矩T = 255920.345 N*mm齿轮4 分度圆直径d4 = 181.9375 mm齿轮4 螺旋角β= 12.6804 °齿轮4 圆周力Ft4 = 2813.278 N齿轮4 径向力Fr4 = 1049.548 N齿轮4 轴向力Fa4 = 632.987 N低速轴轴向力FA = -632.987 N指向右为正,指向左为负(三)按许用弯曲应力计算1.水平面H 内(1)轴的受力简图Rh1 ←Fa4 Rh2↑↓Fr4 ↑-----------------------------------------------②③⑤⑥| L1 | L2 | L3 ||←--------→|←-----------------→|←------→|70.00 mm 125.50 mm②点水平面支反力Rh1 = 968.288 N⑤点水平面支反力Rh2 = 81.260 N(2)各点水平面弯矩Mh②点Mh2 = 0.000 N*mm③点左端面Mh31 = 67780.178 N*mm③点右端面Mh32 = 10198.100 N*mm⑤点Mh5 = 0.000 N*mm⑥点Mh6 = 0.000 N*mm2. 垂直面V 内(1)轴的受力简图Rv1 Ft4 Rv2↑↓↑-----------------------------------------------②③⑤⑥| L1 | L2 | L3 ||←--------→|←-----------------→|←------→|70.00 mm 125.50 mm②点垂直面支反力Rv1= 1805.966 N⑤点垂直面支反力Rv2= 1007.312 N②点合成支反力R1 = 2049.169 N⑤点合成支反力R2 = 1010.584 N(2)各点垂直面弯矩Mv②点Mv2 = 0.000 N*mm③点Mv3 = 126417.614 N*mm⑤点Mv5 = 0.000 N*mm⑥点Mv6 = 0.000 N*mm3.各点合成弯矩M②点M2 = 0.000 N*mm③点左端面M31 = 143441.855 N*mm③点右端面M32 = 126828.287 N*mm⑤点M5 = 0.000 N*mm⑥点M6 = 0.000 N*mm4.各点扭矩αT应力修正系数α= 0.5862扭矩αT = 150022.271 N*mm②点αT2 = 0.000 N*mm③点左端面αT31 = 0.000 N*mm③点右端面αT32 = 150022.271 N*mm⑤点αT5 = 150022.271 N*mm⑥点αT6 = 150022.271 N*mm5.各点当量弯矩Me②点Me2 = 0.000 N*mm③点左端面Me31 = 143441.855 N*mm③点右端面Me32 = 196448.712 N*mm⑤点Me5 = 150022.271 N*mm⑥点Me6 = 150022.271 N*mm6.各点直径d②点d2 = 0.0000 mm③点左端面d31 = 30.4113 mm③点右端面d32 = 33.7722 mm⑤点d5 = 30.8694 mm⑥点d6 = 30.8694 mm7.轴的结构化(草图)┏━┓┏━━━━━━━━┫┣━━━━━┓┏━━━┫┃┃┣━━━┓┃┃┃┃┃┣━━━┓┃┃┃┃┃┃┣━━━┓┃┃┏━━━━━━┓┃┃┃┃┃┏━┓┃┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄②③⑦⑤⑥各轴段结构化尺寸②点(装左轴承) d2 = 45.00 mm③点(装齿轮4) d3 = 50.00 mm⑤点(装右轴承) d5 = 45.00 mm⑥点(装联轴器) d6 = 38.00 mm轴环直径d7 = 55.00 mm轴环处圆角半径r = 2.00 mm (四)联轴器选择工作情况系数KA = 1.2500计算转矩Tc = 319900.431 N*mm 弹性柱销联轴器型号: HL3公称转矩Tn = 630000.000 N*mm许用转速[n] = 5000.00 r/min轴孔直径d = 38.00 mm轴孔长度L = 82.00 mm低速轴L3 跨度值= 104.50 mm(五)普通平键选择1.装联轴器处的键轴径d = 38.00 mm键长计算值L0 = 77.0000 mm转矩T = 255920.345 N*mm键的型式: A键高h = 10.00 mm键宽 b = 16.00 mm键长L = 63.00 mm轴槽深度t = 6.00 mm许用挤压应力[σ]p = 100.0000 MPa计算挤压应力σp = 57.3170 MPa键强度满足要求2.装齿轮4 处的键轴径d = 50.00 mm键长计算值L0 = 60.0000 mm转矩T = 255920.345 N*mm键的型式: A键高h = 9.00 mm键宽 b = 14.00 mm键长L = 63.00 mm轴槽深度t = 5.50 mm许用挤压应力[σ]p = 100.0000 MPa计算挤压应力σp = 46.4255 MPa键强度满足要求(六)危险剖面疲劳强度安全系数校核:1.确定危险剖面危险剖面点号: ③2.计算σa,σm,τa,τmσ-1 = 250.0000 MPaτ-1 = 150.0000 MPaψσ= 0.0000ψτ= 0.0000弯曲应力幅(对称循环)σa = 13.3471 MPa平均弯曲应力(对称循环)σm = 0.0000 MPa扭剪应力幅(脉动循环)τ a = 5.5589 MPa平均扭剪应力(脉动循环)τm = 5.5589 MPa3.各系数kσ,kτ,β,εσ,ετ的确定有效应力集中系数kσ= 1.8880kτ= 1.3900表面状态系数β= 0.9300尺寸系数εσ= 0.8100ετ= 0.7600kσ/(β*εσ) = 2.5063kτ/(β*ετ) = 1.9666 配合处公差代号: k6配合处综合系数(kσ)D = 2.4240(kτ)D = 1.85444.校核按max{kσ/(β*εσ),(kσ)D} 计算按max{kτ/(β*εσ),(kτ)D} 计算(对称循环)弯矩作用下安全系数Sσ= 7.4734(脉动循环)扭矩作用下安全系数Sτ= 13.7209综合安全系数S = 6.5630 许用安全系数[S] = 1.5--1.8S≥[S], 轴安全系数满足要求七、滚动轴承选择计算高速轴滚动轴承* * * * 输入数据* * * * * * * * 计算结果* * * *(一)主要性能参数选用角接触球轴承,型号: 36207轴承内径d = 35.00 mm基本额定动载荷Cr = 25400.00 N额定静载荷C0r = 19600.00 N极限转速nlim = 8000.00 r/min(二)寿命计算1.轴承内部轴向力S轴向载荷FA = 224.709 N FA指向右左端支反力Fr1 = 1069.292 N右端支反力Fr2 = 1343.962 NFr1 Fr2↑↑┌──┐│○S1 FA S2 ○│----- →------ →------ ←-----│○○│└──┘S1 = 267.323 NS2 = 335.990 N2.轴承轴向力FaFa1 = 267.323 NFa2 = 492.031 N3.轴承当量动载荷Pr滚动体列数i = 1轴承1Fa1/Fr1 = 0.2500e 值= 0.3800径向系数X1 = 1.0000轴向系数Y1 = 0.0000轴承2Fa2/Fr2 = 0.3661e 值= 0.3900径向系数X2 = 1.0000轴向系数Y2 = 0.0000载荷系数fp = 1.1000轴承1 当量动载荷Pr1 = 1176.221 N轴承2 Pr2 = 1478.358 N选择max{Pr1,Pr2} 作Pr 计算当量动载荷Pr = 1478.358 N4.验算预期寿命为: 10000.00 h轴承转速n = 775.8810 r/min基本额定寿命Lh10 = 108968.9354 h寿命足够(三)静载荷验算静径向系数X0 = 0.5000静轴向系数Y0 = 0.4600当量静载荷P0r1 = 1069.292 NP0r2 = 1343.962 Nc0r/p0r1 = 18.3299c0r/p0r2 = 14.5837安全系数S0 = 1.0000静载荷验算安全(四)极限转速验算载荷系数f11 = 1.0000载荷系数f12 = 1.0000载荷分布系数f21 = 1.0000载荷分布系数f22 = 1.0000左端轴承极限工作转速nlim1 = 8000.0000 r/min右端轴承极限工作转速nlim2 = 8000.0000 r/min两轴承工作转速n = 775.8810 r/min工作转速满足要求中间轴滚动轴承* * * * 输入数据* * * * * * * * 计算结果* * * *(一)主要性能参数选用角接触球轴承,型号: 36207轴承内径d = 35.00 mm基本额定动载荷Cr = 25400.00 N额定静载荷C0r = 19600.00 N极限转速nlim = 8000.00 r/min(二)寿命计算1.轴承内部轴向力S轴向载荷FA = 520.091 N FA指向左左端支反力Fr1 = 2484.783 N右端支反力Fr2 = 2134.564 NFr1 Fr2↑↑┌──┐│○S1 FA S2 ○│----- →------ ←------ ←-----│○○│└──┘S1 = 621.196 NS2 = 533.641 N2.轴承轴向力FaFa1 = 621.196 NFa2 = 1141.287 N3.轴承当量动载荷Pr滚动体列数i = 1轴承1Fa1/Fr1 = 0.2500e 值= 0.4200径向系数X1 = 1.0000轴向系数Y1 = 0.0000轴承2Fa2/Fr2 = 0.5347e 值= 0.4300径向系数X2 = 0.4400轴向系数Y2 = 1.3000载荷系数fp = 1.1000轴承1 当量动载荷Pr1 = 2733.261 N轴承2 Pr2 = 2665.169 N选择max{Pr1,Pr2} 作Pr 计算当量动载荷Pr = 2733.261 N4.验算预期寿命为: 10000.00 h轴承转速n = 219.4523 r/min基本额定寿命Lh10 = 60961.1564 h寿命足够(三)静载荷验算静径向系数X0 = 0.5000静轴向系数Y0 = 0.4600当量静载荷P0r1 = 2484.783 NP0r2 = 2134.564 Nc0r/p0r1 = 7.8880c0r/p0r2 = 9.1822安全系数S0 = 1.0000静载荷验算安全(四)极限转速验算载荷系数f11 = 0.9620载荷系数f12 = 0.9650载荷分布系数f21 = 1.0000载荷分布系数f22 = 1.0000左端轴承极限工作转速nlim1 = 7696.0000 r/min右端轴承极限工作转速nlim2 = 7720.0000 r/min两轴承工作转速n = 219.4523 r/min工作转速满足要求低速轴滚动轴承* * * * 输入数据* * * * * * * * 计算结果* * * *(一)主要性能参数选用角接触球轴承,型号: 36209轴承内径d = 45.00 mm基本额定动载荷Cr = 32300.00 N额定静载荷C0r = 25600.00 N极限转速nlim = 6700.00 r/min(二)寿命计算1.轴承内部轴向力S轴向载荷FA = -632.987 N FA指向右左端支反力Fr1 = 2049.169 N右端支反力Fr2 = 1010.584 NFr1 Fr2↑↑┌──┐│○S1 FA S2 ○│----- →------ →------ ←-----│○○│└──┘S1 = 512.292 NS2 = 252.646 N2.轴承轴向力FaFa1 = 885.633 NFa2 = 252.646 N3.轴承当量动载荷Pr滚动体列数i = 1轴承1Fa1/Fr1 = 0.4322e 值= 0.4150径向系数X1 = 0.4400轴向系数Y1 = 1.3600轴承2Fa2/Fr2 = 0.2500e 值= 0.3800径向系数X2 = 1.0000轴向系数Y2 = 0.0000载荷系数fp = 1.1000轴承1 当量动载荷Pr1 = 2316.706 N轴承2 Pr2 = 1111.642 N选择max{Pr1,Pr2} 作Pr 计算当量动载荷Pr = 2316.706 N4.验算预期寿命为: 10000.00 h轴承转速n = 77.5881 r/min基本额定寿命Lh10 = 582284.8654 h寿命足够(三)静载荷验算静径向系数X0 = 0.5000静轴向系数Y0 = 0.4600当量静载荷P0r1 = 2049.169 NP0r2 = 1010.584 Nc0r/p0r1 = 12.4929c0r/p0r2 = 25.3319安全系数S0 = 1.0000静载荷验算安全(四)极限转速验算载荷系数f11 = 1.0000载荷系数f12 = 1.0000载荷分布系数f21 = 1.0000载荷分布系数f22 = 1.0000左端轴承极限工作转速nlim1 = 6700.0000 r/min右端轴承极限工作转速nlim2 = 6700.0000 r/min两轴承工作转速n = 77.5881 r/min工作转速满足要求。
二级行星减速机速比范围
二级行星减速机速比范围二级行星减速机是一种常见的机械传动装置，广泛应用于各种工业领域。
它的速比范围是指输入轴和输出轴的转速之比，决定了减速机的减速效果。
在实际应用中，根据不同的需求，可以选择不同的速比范围的减速机。
一级行星减速机的速比范围一般在3-10之间。
这种减速机结构简单，体积小，重量轻，且具有较高的传动效率。
它可以实现较大的减速比，适用于负载要求较高的场合。
例如，工业机械中的输送带、搅拌机、破碎机等设备常常使用一级行星减速机进行传动。
此外，一级行星减速机还常用于机床、自动化生产线、包装机械等领域。
二级行星减速机的速比范围一般在10-100之间。
相比于一级行星减速机，二级行星减速机的传动比更大，可以实现更大程度的减速效果。
它的结构相对复杂一些，由两级的行星齿轮传动组成，但仍然具有较高的传动效率。
二级行星减速机适用于负载要求较大、转矩较大的场合。
例如，冶金设备、矿山设备、石油设备等常常使用二级行星减速机进行传动。
在实际应用中，根据工作要求和负载要求，选择合适的速比范围的减速机非常重要。
如果需要较大的减速比，以提供较大的转矩输出，可以选择速比范围较大的二级行星减速机。
而如果需要较小的减速比，但要求传动效率高，可以选择速比范围较小的一级行星减速机。
除了速比范围外，选择行星减速机还要考虑其他因素，如额定转矩、额定输入转速、传动效率、噪声水平等。
根据具体的工作要求，选择合适的行星减速机，可以提高传动效率，降低噪声水平，延长设备的使用寿命。
二级行星减速机的速比范围是10-100，适用于负载要求较大的场合。
根据工作要求和负载要求，选择合适的速比范围的减速机非常重要。
在实际应用中，还需要考虑其他因素，如额定转矩、额定输入转速、传动效率、噪声水平等。
通过合理选择行星减速机，可以提高传动效率，降低噪声水平，确保设备的正常运行。