二级减速器课程设计
二级减速器课程设计完整版
二级减速器课程设计完整版1. 引言减速器是机械传动系统中常见的关键部件之一，用于降低传动装置的转速并提高扭矩输出。
二级减速器作为一种常见的减速器类型，具有广泛的应用范围。
本文旨在通过设计一个完整的二级减速器课程，介绍二级减速器的原理、设计和应用。
2. 二级减速器原理介绍2.1 主要结构组成二级减速器通常由输入轴、输出轴、两级齿轮传动系统和壳体组成。
其中，输入轴将动力源的旋转运动传递给第一级齿轮组，第一级齿轮组再将运动传递给第二级齿轮组，最终通过输出轴输出。
2.2 工作原理当输入轴旋转时，第一级齿轮组将动力传递给第二级齿轮组，通过齿轮的啮合关系实现速度的减速和输出转矩的增大。
第一级齿轮组的齿比用于实现初级减速，第二级齿轮组的齿比则用于实现次级减速。
3. 二级减速器设计步骤3.1 确定设计参数根据具体的应用需求和要求，确定二级减速器的输入转速、输出转矩、减速比等设计参数。
3.2 齿轮选择和设计根据确定的设计参数，选择适当的齿轮材料和规格，并进行齿轮的设计计算。
考虑到齿轮的强度和耐久性，要确保齿轮的模数和齿数满足设计要求，并进行齿形的优化设计。
3.3 轴的设计根据齿轮的参数和要求，设计输入轴和输出轴，并选择适当的材料和尺寸。
在轴的设计过程中，要考虑到扭矩传递和轴的刚度等因素，确保轴能够稳定运行并传递足够的扭矩。
3.4 壳体设计根据齿轮和轴的尺寸，设计适当的壳体结构和外形，并考虑到装配、润滑和散热等因素。
壳体的设计需要保证齿轮和轴可以正确安装和定位，同时提供良好的密封性和机械强度。
4. 二级减速器应用案例以工业搅拌机为例，介绍二级减速器在实际应用中的情况。
工业搅拌机通常需要较大的转矩和较低的转速，因此二级减速器是一种理想的传动选择。
通过连接电动机和搅拌机装置，二级减速器能够将高速低扭矩的电动机输出转换为低速高扭矩的搅拌机运动。
5. 总结通过对二级减速器的课程设计，我们全面了解了二级减速器的原理、设计和应用。
二级减速器的课程设计
页眉内容二级减速器的课程设计减速器, 课程, 设计第一章二级斜齿轮减速器结构及其计算3.1 设计任务设计带式运输机的减速传动装置；（1）已知条件：运输带工作拉力F=5100N，运输带工作速度V=1.1m/s，卷筒直径D=350mm.（2）传动装置简图，如下：图 3-3.1(3)相关情况说明工作条件：一班制连续单向运转，载荷平稳，室内工作有粉尘；使用寿命：十年（大修期三年）；生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮。
动力来源：电力，三相交流（220/380V）；运输带速度允许误差5%。
3.2传统方法设计设计过程1. 总体传动方案初步确定传动系统总体方案如图3-3.1所示。
二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
传动装置的总效率ηa＝0.972×0.983×0.99×0.98＝0.86；η=0.97为齿轮的效率（齿轮为8级精度），η=0.98为轴承的效率（磙子轴承），η=0.99为弹性联轴器的效率， =0.98为刚性联轴器2.电动机的选择电动机所需工作功率为： P0＝Pw/ηa＝5.61/0.86=6.5kw卷筒轴工作转速为n＝60.02r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，则总传动比合理范围为i ＝8～40，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（8～40）×60.02＝480～2400r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M—6的电动机，额定功率为7.5kW，额定电流17.0A，满载转速n ＝970 r/min，同步转速1000r/min。
3.传动装置的总传动比和传动比分配（1）总传动比由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为i ＝n /n＝970/60.02＝16.16（2）传动装置传动比分配i＝i =16.16为减速器的传动比。
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输送机滚筒直径：D=275；
输送带有效拉力：F=4000N；
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=4600N；
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=5400N；
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=65400；
输送带有效拉力：F=5900N；
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=8000N；
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=7300N；
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=500；
输送带有效拉力：F=4500N；
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=600；
输送带有效拉力：F=7000N；
全套请联系
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=4800N；
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=600；
输送带有效拉力：F=8200N；
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=6500N；
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=5000N；
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=600；
输送带有效拉力：F=9000N；
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=9500N；
输送机滚筒速度：V=
输送机滚筒直径：D=450；
输送带有效拉力：F=6500N；
输送机滚筒速度：V=1
二级减速器课程设计完整版
-目录1.设计任务22.传动系统方案的拟定23.电动机的选择33.1选择电动机的结构和类型33.2传动比的分配83.3传动系统的运动和动力参数计算84.减速器齿轮传动的设计计算144.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算144.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算265.减速器轴及轴承装置的设计345.1轴的设计345.2键的选择与校核445.3轴承的的选择与寿命校核466.箱体的设计496.1箱体附件496.2铸件减速器机体结构尺寸计算表517.润滑和密封527.1润滑方式选择527.2密封方式选择52参考资料目录52结果带式输送机由电动机驱动。
电动机1通过联轴器2将动力传入两级齿轮减速计算及说明器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5带动输送带6工作。
传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。
展开式减速器结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。
3.电动机的选择3.1选择电动机的结构和类型按设计要求及工作条件，选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。
3.1.1选择电动机的容量计算及说明总传动比i=14.13结果arccos[24cos20.562/(24cos20.562/(10321c ⨯++⨯⨯os14)]23.223124tan14/ 1.905π=⨯⨯=）试算齿轮模数，即 1.728/1.7280.684== ）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数120120=⨯14112.75=Y ==90.44cos14增大圆整至2mm 按圆整后的中心距修正螺旋角=33.85cos12.839=146.15cos12.83933.85mm 2,34mm b =。
小齿轮选用40Cr 级精度设计。
齿顶圆大齿轮齿顶圆直径计算及说明结果 调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。
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二级减速器课程设计完整版目录1.设计任务 (2)2.传动系统方案的拟定 (2)3.电动机的选择 (3)3.1选择电动机的结构和类型 (3)3.2传动比的分配 (5)3.3传动系统的运动和动力参数计算 (5)4.减速器齿轮传动的设计计算 (7)4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 (7)4.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算 (11)5.减速器轴及轴承装置的设计 (16)5.1轴的设计 (16)5.2键的选择与校核 (23)5.3轴承的的选择与寿命校核 (25)6.箱体的设计 (28)6.1箱体附件 (28)6.2铸件减速器机体结构尺寸计算表 (29)7.润滑和密封 (30)7.1润滑方式选择 (30)7.2密封方式选择 (30)参考资料目录 (30)1. 设计任务1.1设计任务设计带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差±4%，二班制，使用期限12年（每年工作日300天），连续单向运转，大修期三年，小批量生产。
1.2原始数据滚筒圆周力：900F N =输送带带速：%2.4(4)/v m s =±滚筒直径： 450mm1.3工作条件二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源，电压为380/220V 。
2. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动。
电动机1通过联轴器2将动力传入两级齿轮减速选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Pm 等于或大于工作机所需的电动机动率Pr 。
因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率Pm 要大于Pr 。
由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—2所列Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足选P m ≥P r 条件的电动机额定功率P m 应取为3kW 。
3.1.2确定电动机转速由已知条件计算滚筒工作转速 32.460101.91/min 3.1445010w v n r d π-⨯===⨯⨯ 传动系统总传动比mwn i n =由《机械设计（高等教育出版社）》表18—1查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为 i=8~60，故电动机转速的可选范围为 (8~60)101.91815.28~6114.6/min m w n in r ==⨯=由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—2可以查得电动机数据如下表： 方案 电动机型号 额定功率（kw ） 满载转速(r/min) 总传动比1 Y100L-23 2880 28.262 Y100L2-43 1440 14.133 Y132S-6 3 960 9.42通过对以上方案比较可以看出：方案1选用的电动机转速最高、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比为28.26。
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输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=8000N；
输送机滚筒速度：V=0.8
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=7300N；
输送机滚筒速度：V=0.83
输送机滚筒直径：D=500；
输送带有效拉力：F=4500N；
输送机滚筒速度：V=1.3
输送机滚筒直径：D=600；
输送带有效拉力：F=7300N；
输送机滚筒速度：V=0.88
输送机滚筒直径：D=500；
输送带有效拉力：F=10000N；
输送机滚筒速度：V=0.65
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=6750N；
输送机滚筒速度：V=0.95
输送机滚筒直径：D=550；
输送带有效拉力：F=7000N；
输送机滚筒速度：V=0.92
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输送机滚筒速度：V=1.6
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=4600N；
输送机滚筒速度：V=0.85
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=5400N；
输送机滚筒速度：V=1.2
输送机滚筒直径：D=65400；
输送带有效拉力：F=5900N；
输送机滚筒速度：V=0.9
输送机滚筒直径：D=600；
输送机滚筒直径：D=500；
输送带有效拉力：F=4700N；
输送机滚筒速度：V=1.5
输送机滚筒直径：D=600；
输送带有效拉力：F=10500N；
输送机滚筒速度：V=0.66
输送机滚筒直径：D=400；
输送带有效拉力：F=4800N；
输送机滚筒速度：V=1.5
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目录1. 设计任务1.1设计任务设计带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差±4%，二班制，使用期限12年（每年工作日300天），连续单向运转，大修期三年，小批量生产。
1.2原始数据滚筒圆周力：900F N =输送带带速：%2.4(4)/v m s =±滚筒直径： 450mm1.3工作条件二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源，电压为380/220V 。
2. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动。
电动机1通过联轴器2将动力传入两级齿轮减速计算及说明结果器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5带动输送带6工作。
传动系统中采P w =2.16k调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。
圆周速度v 。
齿宽b 。
2）计算实际载荷系数。
①查得使用系数=1。
②根据v=0.877m/s 、7级精度，查得动载荷系数=1.0。
③齿轮的圆周力查得齿间载荷分配系数=1.2。
④用表10-4插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，得齿向载荷分布系数 1.420H K β=。
其载荷系数为3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）试算齿轮模数，即1）确定公式中的各参数值。
①试选 1.3Ft K =。
②由式（10-5）计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y ε。
计算[]Fa saF Y Y σ由图10-17查得齿形系数1 2.62Fa Y =2 2.18Fa Y =由图10-18查得应力修正系数sa1sa 21.55 1.76Y Y ==、由图10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim1500MPaF σ=；大齿轮的弯曲强度极限MPa 3802lim =F σ由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数10.85FN K = 、20.88FN K =。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得计算及说明 结果因为大齿轮的[]a sa F F Y Y σ大于小齿轮，所以取 2）试算模数 (2)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。
课程设计二级减速器最终篇
计算转矩Tca 小于联轴器公称转矩，查标准GB/T5843-2003知半联轴器孔径，选用HL1型弹性柱销联轴器，公称转矩160000Nmm ，轴的孔径d1=24mm ，联轴器的长度52mm(4)轴的结构设计1） 拟定轴上零件装配方案选用下图所示的2） 根据轴向定位要求确定各段的直径和长度 为了确定半联轴器的轴向定位，第一段直径取d1=31mm ，长度取L1=50mm ，避免联轴器压到轴肩 初步选择滚动轴承，因轴承受到径向力，有的轴上受到轴向力，选用单列圆锥滚子轴承，初步选择0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为358022.75d D T mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯轴的各尺寸如下表所示：轴段长度/（mm ）直径/（mm ）第一段 50 24第二段 40 31第三段 35 35第四段 70 40第五段 60 35（5）轴向零件的周向固定齿轮、半联轴器与周向定位均采用键连接，由课本6-1查键的基本尺寸为h L=12mm 8mm 56mm b ⨯⨯⨯⨯，键槽采用铣刀加工。
HL1公称转矩 d1=31mm L1=50mm 单列圆锥滚子轴承35d由图知，B 为危险界面 总弯矩：2242424M (9.0710)(3.0210) =9.5610N mmH V M M =+=⨯+⨯⨯∙总扭矩5T=1.0610N mm ⨯∙因为扭转切应力为对称循环应变应力，轴的计算应力22142422()(9.5610)(3.0210)403404(404)3224038.68M T ca WMPaπ+ασ=⨯+⨯=⨯⨯--⨯= 前面已选择材料为45钢，调质处理由表15-11]60MPa -[σ= 1]ca -σ≤[σ,所以安全M T=1.06σσ所以安全2、蜗杆轴的设计（1）求输出轴上的功率P 0、转速n 0和转矩TP1=14.73KW n 1=588r/min T 1=239.23Nm（2）求作用在齿轮上的力高速齿轮上的分度圆直径 d 1=69.35mm33112239.23210 2.7210176t T F N d⨯⨯===⨯23tan 9.8910tan 20 2.7210Fr Ft N =α=⨯︒=⨯蜗杆上的作用力，因为蜗杆的分度圆直径d1’=140mm3211' 3.41101T Ft d ==⨯N 4221' 2.1910N 2T Fa d ==⨯3r1'Fa1'tan 7.8910N F =α=⨯(3)初步确定轴的最小直径33min 0011214.73/58830.22mm P d A n ≥=⨯=取轴材料为45钢，调质处理，根据15-13取A 0=112，显然轴的最小安装直径在大齿轮处(4)轴的结构设计1） 拟定轴上零件装配方案选用下图所示P1=14.73KW n Td F Fr d1Ft Fa dA竖直面受力及弯矩如下表示载荷竖直面支反力Fa=5039N,Fb=3804N弯矩M=876000Nmm扭矩T=239230Nmm3Fa2=t 1' 3.4110N F =⨯ 3Fr2=r1'Fa1'tan 7.8910N F =α=⨯（3）初步确定轴的最小直径303min 011211.55/20.2892.83mm P d A n ≥=⨯= 取轴材料为45钢，调质处理，根据15-13取A 0=112，显然轴的最小安装联轴器的轴段。
机械设计课程设计 二级减速器
计 算 及 说 明结 果第一章 电动机的选择及功率的计算1电动机的选择（1）选择电动机的类型按工作要求选用Y 系列三相异步电动机，鼠笼式结构。
电源的电压为380V 。
（2）选择电动机功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：6200 1.559.6110001000W FV P kw kw ⨯=== 其中 F: 运输带工作拉力V: 运输带工作速度电动机所需要的功率d P 为: wd p P η=式中η为传动系统的总功率:123ηηηηηη=带齿轮齿轮联轴器滚子轴承由[1]表2-5确定各部分效率为:轴承传动效率0.99η=球轴承，0.97η=高齿1,0.97η=低齿工作机传动效率0.97η=滚筒,联轴器效率,V 带效率0.96η=带代入上式得：0.868η= 电动机所需要的功率为:96111910868η===...wd p P kw kw9.61w P kw =0.868η=3.57d P kw =0.99η=联轴器计 算 及 说 明结 果因载有轻微振动,电动机额定功率ed P 应该大于d P .选电动机功率ed P 为15kw.（3）确定电动机转速 卷筒轴工作转速：601000601000 1.5563.02min min 470w V rr n D ππ⨯⨯⨯⨯===⨯⨯ 选取电动机型号为Y160L-4，其主要参数见表1： 额定功率/kw满载转速/r/m同步转速/r/m1514601500第二章 传动比的分配及参数的计算1.总传动比146023.1763.02m a n i n ω=== 2.分配传动装置各级传动比2=D i 231711592===减..a D i i i 因为选用同轴式减速器，高速级和低速级传动比相等, 所以 121159340====减..i i i得出 高速级传动比：1340=.i低速级传动比: 2340=.i102.37/min w n r =23.17a i =1340=.i 2340=.i计 算 及 说 明结 果3.传动装置的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速,功率和转矩计算如下: （1） Ⅰ轴（高速轴）/730/min D m n n i r I ==1150961440η==⨯=带..ed p p kw kw1111449550955018838730==⨯=...p T N m n （2） Ⅱ轴(中间轴)1730214.71/min 3.40n n r i I ∏=== 1440990971383ηη∏I ==⨯⨯=1轴轴承高齿轮....p p kw 32138395509550106151421471∏∏==⨯⨯=⋅...p T N m n （3） Ⅲ轴(低速轴)2214.7163.15/min 3.40III III n n r i ===13830990971328ηη∏==⨯⨯=2轴轴承低齿轮....III p p kw 1328955095502008306315==⨯=⋅...III III III p T N m n 将上述计算结果列表2-1中,以供查询1730=/min n r 1144=.p kw118838=⋅.T N m21471∏=./min n r 1383∏=.P kw 61514∏=⋅.T N m6315=./min III n r 1328=.III p kw200830=⋅.III T N m计 算 及 说 明结 果传动系统的运动和动力参数参数 Ⅰ轴(高速轴)Ⅱ轴（中间轴） Ⅲ轴（低速轴） 转速 n r/min 730 214.71 63.15 功率 P (kw) 14.4 13.83 13.28 转矩 T (N.m) 188.38 615.142008.30 传动比i3.403.40---第三章 V 带传动设计1.确定计算功率ca P15ed P kw =，1460/min m n r =，查《机械设计》表8-8得工作情况系数K A =1.3，则 1.31519.5ca P kw =⨯=。
二级减速器课程设计完整版
二级减速器课程设计完整版一、课程背景在机械设计领域中，减速器是一种常见的机械传动装置，用于调节机械设备的输出转速，实现输出力矩的放大或减小。
二级减速器作为减速器的一种，具有结构复杂、传动效率高等特点，广泛应用于各种工业领域。
因此，对于二级减速器的设计原理和结构特点有着重要的研究意义。
本课程将详细介绍二级减速器的设计原理和计算方法，帮助学习者深入了解二级减速器的工作原理和设计过程。
二、课程内容1. 二级减速器的分类和工作原理- 正斜齿轮传动、斜齿轮传动和蜗杆传动的特点和适用范围- 二级减速器的传动比计算方法和选择原则2. 二级减速器的结构设计- 二级减速器的零部件设计要点和特点- 主要零部件的材料选择和加工工艺3. 二级减速器的热处理和装配- 热处理对二级减速器性能的影响和作用- 二级减速器的装配步骤和注意事项4. 二级减速器的性能测试和调试- 对二级减速器进行性能测试的方法和工具- 二级减速器的调试原则和步骤三、课程目标通过本课程的学习，学生将能够掌握二级减速器的设计原理和计算方法，了解二级减速器的结构特点和制造工艺，具备二级减速器的设计和调试能力。
同时，通过实际操作和案例分析，提高学生对于机械设计的实践能力和解决问题的能力，为将来从事机械设计相关工作打下坚实的基础。
四、课程教学安排- 第一阶段：介绍二级减速器的分类和工作原理，包括传动比的计算和选择方法。
学生需要通过课堂理论学习和案例分析，掌握相关理论知识。
- 第二阶段：实践操作，包括二级减速器结构设计、材料选择和加工工艺的实际操作。
学生将根据教师指导，完成二级减速器零部件的设计和制作。
- 第三阶段：实验室测试和调试，学生将在实验室进行二级减速器的性能测试和调试操作。
通过实验数据的分析和处理，学生将掌握二级减速器的调试原则和方法。
五、课程评估本课程的评估方式将采用学习报告、设计作业和实验成绩相结合的方式。
学生需要完成相关的作业和实验报告，通过对课程内容的掌握和实践操作的表现，来评估学生的学习效果和能力提升情况。
二级减速器课程设计完整版
二级减速器课程设计完整版一、课程背景随着工业的不断发展，减速器在机械传动领域起着至关重要的作用。
二级减速器作为一种常见的传动装置，广泛应用于各个行业的机械设备中。
二级减速器的设计和制造需要具备一定的理论知识和实践经验。
因此，为了培养相关专业人才，学校开设了二级减速器课程，旨在帮助学生掌握二级减速器的设计原理和制造技术。
二、课程目标1. 培养学生对二级减速器设计原理的理解和掌握能力。
2. 培养学生运用相关软件进行二级减速器设计和仿真的能力。
3. 培养学生熟悉常用材料和工艺的选择，掌握二级减速器的制造技术。
4. 培养学生团队合作和解决实际问题的能力。
三、课程内容1. 二级减速器的基本原理1.1 减速器的分类及应用领域1.2 二级减速器的工作原理和传动方式1.3 二级减速器的结构组成和主要零件2. 减速器设计与分析软件的使用2.1 减速器设计软件的介绍及安装2.2 根据给定参数进行减速器设计和仿真2.3 分析并优化减速器的性能指标3. 二级减速器的设计流程3.1 选定减速器的传动比和功率需求3.2 计算减速器齿轮的模数、齿数和齿轮轴的尺寸 3.3 进行齿轮的强度和刚度校核3.4 使用软件进行减速器的装配和运动分析4. 减速器的材料和工艺选择4.1 常用材料的特点和适用范围4.2 减速器的制造工艺及加工方法4.3 选材和工艺对减速器性能的影响分析5. 实际案例分析和设计项目实践5.1 分析减速器在不同行业的应用案例5.2 分组进行二级减速器的设计项目实践5.3 提交设计报告和进行项目答辩四、教学方法1. 理论授课：通过课堂讲授，向学生介绍二级减速器的基本概念、原理和设计方法。
2. 实验实践：学生在实验室内进行减速器设计和仿真，掌握软件的使用和实际操作。
3. 案例分析：通过分析实际案例，引导学生了解减速器的应用领域和具体设计要求。
4. 项目实践：学生分组进行二级减速器的设计项目实践，培养他们的团队合作和解决问题的能力。
机械课程设计二级减速器
机械课程设计二级减速器一、教学目标本节课的学习目标包括知识目标、技能目标和情感态度价值观目标。
知识目标要求学生掌握二级减速器的基本原理、结构组成及其设计计算方法。
技能目标要求学生能够独立完成二级减速器的组装和调试，并具备简单的故障排查能力。
情感态度价值观目标培养学生对机械制造行业的兴趣和热情，提高学生的问题解决能力和团队合作意识。
教学目标的具体化需要结合课程性质、学生特点和教学要求。
课程性质为实践性课程，注重学生的动手能力和创新思维。
学生特点为具有一定的机械基础知识，但实践经验不足。
教学要求为理论与实践相结合，注重学生的综合素质培养。
将目标分解为具体的学习成果，以便后续的教学设计和评估。
二、教学内容教学内容的选择和以确保科学性和系统性。
详细的教学大纲如下：1.二级减速器的基本原理介绍二级减速器的工作原理，包括齿轮传动的基本概念和传动比计算方法。
2.二级减速器的结构组成讲解二级减速器的各个组成部分，如齿轮、轴、轴承、减速器壳体等，并分析其作用和相互关系。
3.二级减速器的设计计算教授二级减速器的设计计算方法，包括齿轮尺寸计算、强度计算、接触强度计算等。
4.二级减速器的组装与调试指导学生进行二级减速器的组装和调试，强调操作规范和安全注意事项。
5.二级减速器的故障排查与维护教授学生如何进行二级减速器的故障排查和维护，提高学生的实际操作能力。
教学内容的安排和进度将根据学生的学习情况和教学资源进行调整，确保教学内容的连贯性和完整性。
三、教学方法为了激发学生的学习兴趣和主动性，将采用多种教学方法。
包括：1.讲授法：讲解二级减速器的基本原理、结构组成和设计计算方法。
2.讨论法：学生进行小组讨论，分享学习心得和经验，提高学生的沟通能力。
3.案例分析法：分析实际案例，让学生了解二级减速器在工程中的应用和解决方案。
4.实验法：指导学生进行二级减速器的组装和调试实验，培养学生的动手能力和实验技能。
教学方法的多样化有助于提高学生的学习效果，培养学生的综合素质。
二级减速器课程设计完整版
目次1.设计义务22.传动体系计划的拟定23.电念头的选择3选择电念头的构造和类型3传动比的分派5传动体系的活动和动力参数盘算54.减速器齿轮传动的设计盘算7高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计盘算7低速级直齿圆柱齿轮传动的设计盘算11 5.减速器轴及轴承装配的设计16轴的设计16键的选择与校核23轴承的的选择与寿命校核246.箱体的设计27箱体附件27铸件减速器机体构造尺寸盘算表297.润滑和密封30润滑方法选择30密封方法选择30参考材料目次301. 设计义务设计义务 设计带式输送机的传动体系,工作时有稍微冲击,输送带许可速度误差±4%,二班制,应用刻日12年（每年工作日300天）,持续单向运转,大修期三年,小批量临盆. 原始数据 滚筒圆周力：900F N =输送带带速：%2.4(4)/v m s =±滚筒直径： 450mm工作前提 二班制,空载起动,有稍微冲击,持续单向运转,大修期三年;三订交换电源,电压为380/220V .2. 传动体系计划的拟定带式输送机传动体系计划如下图所示：带式输送机由电念头驱动.电念头1经由过程联轴器2将动力传入两级齿轮减速盘算及解释成果器3,再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5带动输送带6工作.传动体系中采取两级睁开式圆柱齿轮减速器,高速级为斜齿圆柱齿轮传动,低速级为直齿圆柱齿轮传动,高速级齿轮安插在远离转矩输入端,以减轻载荷沿齿宽散布的不平均.睁开式减速器构造简略,但齿轮相对于轴承地位不合错误称,是以请求轴有较大的刚度.速器推举传动比规模为 i=8~60,故电念头转速的可选规模为(8~60)101.91815.28~6114.6/min m w n in r ==⨯=由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—2可以查得电念头数据如下表：计划 电念头型号 额定功率（kw ） 满载转速(r/min) 总传动比 1 Y100L-2 3 2880 2 Y100L2-4 3 1440 3 Y132S-6 3 960 经由过程对以上计划比较可以看出：计划1选用的电念头转速最高.尺寸最小.重量最低.价钱最低,总传动比为28.26.但总传动比最大,传动体系（减速器）尺寸大,成本进步.计划2选用的电念头转速中等.质量较轻.价钱较低.传动体系（减速器）尺寸适中.计划3选用的电念头转速最低.质量最重.价钱高,总传动比为9.42.对于睁开式两级减速器（i=8~60）分解斟酌电念头和传动装配的尺寸.质量及价钱等身分,为使传动装配构造紧凑,选用计划2比较合理.Y100L2-4型三相异步电念头的额定功率P m =3kw,满载转速n m =1440r/min.由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—3电念头的装配及外型尺寸（单位mm ）如下：AB C DEFGHKABACAD HDBBL160140 636082410012205205180245170380盘算及解释电念头 Y100L2-4型 电念头转速 n m =1440 r/min 总传动比i=成果20/cos1420.562arccos[24cos20.562/(2421cos14)]29.974arccos[103cos20.562/(10321c =⨯+⨯⨯==⨯+⨯⨯）'os14)]23.22329.974-tan 20.562)103(tan 23.223-tan 20.562)]/2 1.655124tan14/ 1.905απππ=+⨯=⨯⨯=cos14/24=,即1TY Y εβcos 20.562)13.14013.140 1.728/1.7280.684===）可得盘算曲折疲惫强度的螺旋角系数Y β141 1.9050.778120120=-⨯= 324/cos 1426.2714112.75==,查图10-17sa2 1.81Y =查得小齿轮的曲折疲惫强度极限14⨯0.0165cos14/1.5盘算及解释1.5=90.44cos14⨯90. 按圆整后的中间距修改螺旋角cos 12.839arc=33.85cos12.839=146.15cos12.83933.85mm mm .20,螺旋角12.8391250'20''=变位34mm =小齿轮选用40Cr （调质）齿顶圆大齿轮齿顶圆直径160a d ≤1250'20''调剂小齿轮分度圆直径1）盘算现实载荷系数前段数据预备. 圆周速度v.1249.8733360.877/601000601000t d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯齿宽b .1149.83749.837d t b d mm =Φ=⨯=2）盘算现实载荷系数.①查得应用系数=1.②依据vm/s.7级精度,查得动载荷系数=1.0.③齿轮的圆周力431311149.873=2.72410/=1 2.72410/49.873/=54.625<1=2/=200N/6.7m 932910m /t t A t N N K F F b N m T m d ⨯⨯⨯⨯⨯查得齿间载荷分派系数=1.2.④用表10-4插值法查得7级精度.小齿轮相对支承非对称散布时,得齿向载荷散布系数1.420H K β=. 其载荷系数为1 1.0 1.2 1.420 1.704H A V H H K K K K K αβ==⨯⨯⨯=3）可得按现实载荷系数算得的分度圆直径3311 1.70449.87359.5691.0HtHt K d d mm K ==⨯= 及响应的齿轮模数 11=/=49.873/24=2.078m d z mm mm3.按齿根曲折疲惫强度设计（1）试算齿轮模数,即31212()Ft Fa sa nt d FK TY Y Y m z εσ≥⋅Φ1）肯定公式中的各参数值.①试选 1.3Ft K =.②由式（10-5）盘算曲折疲惫强度的重合度系数Y ε.0.750.75=0.25+=0.25+=0.6881.714aY εε盘算[]Fa saF Y Y σ由图10-17查得齿形系数1 2.62Fa Y =2 2.18Fa Y = 由图10-18查得应力修改系数sa1sa21.55 1.76Y Y ==、 由图10-24c 查得小齿轮的曲折疲惫强度极限lim1500MPa F σ=;大齿轮的曲折强度极限MPa 3802lim =F σ由图10-22查得曲折疲惫寿命系数10.85FN K =.20.88FN K =.取曲折疲惫安然系数S=1.4,得159.569d mm =盘算及解释 成果1lim11085500[]303.57MPa1.4FN F F K σ.σ S ⨯=== MPa86.2384.1380880][2lim 22=⨯== . S σK σF FN F[][]a1sa11a2sa222.62 1.550.0134303.572.25 1.760.0166238.86F F F F Y Y Y Y σσ⨯==⨯==因为大齿轮的[]a saF F Y Y σ大于小齿轮,所以取[][]a saa2sa220.0166F F F F Y Y Y Y σσ==2）试算模数[]331a a 214222 1.3 6.793100.6880.0166 1.519124Ft F S t d F K TY Y Y m mm z εσ⎛⎫⨯⨯⨯≥⋅=⨯= ⎪ ⎪Φ⨯⎝⎭⨯ (2)调剂齿轮模数1）盘算现实载荷系数前的数据预备.①圆周速度11 1.5192436.456t d m z mm mm ==⨯=1236.456336/0.641/601000601000d n v m s m sππ⨯⨯===⨯⨯②齿宽b1136.45636.456d b d mm mm =Φ=⨯= ③宽高比/b h .(2)(210.25) 1.519 3.418a t h h c m mm mm **=+=⨯+⨯=/36.456/3.41810.67b h ==2）盘算现实载荷系数FK①依据0.641/v m s =,7级精度,由图10-8查得动载系数 1.07v K =. ②由234212/2 6.79310/36.456 3.72710t F T d N N ⨯==⨯⨯=13/1/36.456/102.23/100/3.72710A T K F b N mm N mm N mm =⨯⨯=> 查表10-3得齿间载荷分派系数 1.0F K α=.③由表10-4用插值法查得 1.417H K β=,联合/10.67b h = 查图10-13可得 1.34F K β=.则载荷系数为1 1.07 1.0 1.34 1.434F A V F F K K K K K αβ==⨯⨯⨯= 3）由式(10-13),可得按现实载荷系数算得的齿轮模数331.4341.519 1.569mm 1.3F t Ft K m m mm K ==⨯= 比较盘算成果,由齿面接触疲惫强度盘算的模数m 大于由齿根曲折疲惫强度盘算的模数.1[]303.57MPaF σ =2[]238.86MPaF σ =盘算及解释成果圆取整为尺度值m=2mm,按接触疲惫强度算得的分度圆直径1=49.873d mm ,算出小齿轮齿数11=/=49.873/2=24.937z d m .取125z =则大齿轮的齿数21 3.2972582.4z uz ==⨯=,取282z =,两齿轮齿数互为质数.和互为质数.如许设计出的齿轮传动,既知足了齿面接触疲惫强度,又知足了齿根曲折疲惫强度,并做到构造紧凑,防止糟蹋.（1）盘算分度圆直径1122==252=50==822=164d z m d z m ⨯⨯（2）盘算中间距 12=(+)/2=(50+164)/2=107a d d mm(3)盘算齿轮宽度115050d b d mm =Φ=⨯=斟酌不成防止的装配误差,为了包管设计齿宽b 的节俭材料,一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm,即1=+(5~10)=50+(5~10)=55~60b b mm mm mm取258b mm =,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽,即250b mm =5.圆整中间距后的强度校核上述齿轮副的中间距便利于相干零件的设计和制作.为此,可以经由过程调剂传动比.转变齿数或变位法进行圆整.将中间距圆整为110a mm =.在圆整之后,齿轮副几何尺寸产生变更,应从新校核齿轮强度,以明白齿轮的工作才能. （1） 盘算变位系数和1） 盘算啮合角.齿数和.变位系数和.中间距变动系数和齿顶高降低系数.''12'12'=arccos[(cos )/]=arccos[(107cos 20)/110]=23.927=+=25+82=107x =+=(-)/(2tan )=(23.927-20)107/(2tan 20)=1.65()/(110107)/2 1.51.65 1.50.15a a z z z x x inv inv z inv inv y m y x y ααααααα∑∑∑∑⨯︒︒︒︒⨯︒=-=-=∆=-=-=从图10-21b 可知,当前的变位系数和进步了齿轮强度,但重合度有所降低. 2）分派变位系数1,2x x由图10-21b 可知,坐标点(/2,/2)(53.5,0.825)z x ∑∑=位于L17和L16之间.按这两条线做射线,再从横坐标的12,z z 处做垂直线,与射线交点的纵坐标分离是120.724,0.850x x ==.3）齿面接触疲惫强度校核24133H 21··2 2.01 6.79310(2582)12.45189.80.64159.432582485[]t H H E d H K T u Z Z Z uMPa d εσσ+=Φ⨯⨯⨯++=⨯⨯⨯⨯⨯+=< 知足齿面接触疲惫强度前提. 4）齿根曲折强度校核m=2mm122582z z ==150d mm = 2164d mm=158b mm = 250b mm =110a mm =120.7240.850x x == 盘算及解释成果20,变位系数小齿轮选用40Cr 齿顶圆大齿轮齿顶圆直径=306.21cos12.839tan12.839186.95=盘算及解释三.初步估算轴的最小直径：拔取45号钢作为轴的材料,调质处理.硬度为217~255HBS 查表取A0=112依据公式33m 1in112.463511213.4d 1440A mm mm n P ===盘算轴的最小直径,并加大5%以斟酌键槽的影响,min10 1.0514.1mm d d ≥=四.轴的构造设计：（1）肯定轴的构造计划：该轴（输入轴）的轴承分离从两头装入,由套筒定位,如下图.轴段1重要用于装配联轴器,其直径应于联轴器的孔径相合营,是以要先选择联轴器.联轴器的盘算转矩为1T K T A ca⋅=,斟酌到转矩变更小,依据工作情形拔取3.1=A K ,则：1 1.316.5021.45ca A T K T N m ==⨯=⋅. 依据国标GB/T4323-2002请求选用弹性套柱销联轴器,型号为LT3,与输入轴联接的半联轴器孔径118d mm =,是以拔取轴段1的直径为118d mm =.半联轴器轮毂总长度mm L 52=（J 型轴孔）,与轴合营的轮毂孔长度为mm L 381=.（2）肯定各轴段的直径和长度： 轴段1:为合营轴颈,按半联轴器孔径,拔取轴段1直径为118d mm =.为包管定位请求,半联轴器右端用需制出一轴肩,轴段1的长度应比半联轴器合营段轮毂孔长度略短2~3mm,轴段1总长为136L mm =.轴段2：此轴段为衔接轴身,为了包管定位轴肩有必定的高度,其直径肯定为：221d mm =.取轴承端盖的宽度为40mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离30L mm =,故取270L mm =.轴段3:为支持轴颈,用来装配轴承,取其直径为325d mm =.预选轴承型号为7205AC 角接触球轴承.宽度mm B 15=,轴承内圈直径mm d 252=;为包管轴承的轴向定位用套筒定位, 套筒mm 21d =.则此轴段的长3d 151227L B mm =+=+=轴段4：过渡轴段,轴肩用来轴向定位套筒,其高度3(0.07~0.1)d 1.75~2.5h mm ==,取429d mm=,取中央轴一级齿轮与二级齿轮间的距离mm 11a r =,二级齿轮距箱体左内壁的距离mm 11a =,斟酌到箱体的锻造误差,在肯定滚动轴承地位时应距箱体内壁必定距离s,取mm 10s =,在轴承右侧有一套筒mm 21d =,已知二级输入齿轮齿宽为2'58b mm =,则此段轴的长4115811101278L mm =+++-=A0=112 014.1mm d ≥m N T ca ⋅=52.37118d mm =136L mm =221d mm = 270L mm = 325d mm=327L mm =429d mm =478L mm =盘算及解释成果轴段5：此段为齿轮轴段,此段的长5140L b mm ==.轴段6：此段为过渡轴段,同轴段4,取6428d d mm ==,取齿轮距箱体右内壁的距离mm 11a =,斟酌到箱体的锻造误差,在肯定滚动轴承地位时应距箱体内壁必定距离s,取mm 10s =,在轴承左侧有一套筒mm 21d =,则此段轴的长轴段7：此段为轴承及套筒轴段,已知滚动轴承宽度为mm 15B =,7d 151227L B mm=+=+=,取其直径7325d d mm ==.（3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的周向定位采取平键衔接.按118d mm=由表6-1查得平键截面b ×h=6mm ×6mm ,键槽用键槽铣刀加工,长为30mm ,同时为了包管半联轴器与轴合营有优越的对中性,故选择半联轴器轮毂与轴的合营为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是由过盈合营来包管的,此处选轴的直径尺寸公役为m6. 4）肯定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为C1,各轴肩处圆角半径为R1.0. 五.求轴上载荷（1）画轴的受力简图在确轴承的支点地位时,从手册中查得7205AC 型角接触球轴承轴承25d =,16.4mm α=.是以,作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距：108.639.6148.2L mm mm mm =+=.依据轴的盘算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示.540L mm=629d mm =69L mm =725d mm=727L mm=半联轴器轮毂与轴的合营为H7/k6轴端倒角为C1各轴肩处圆角半径为R1盘算及解释成果（1）盘算支反力'240.9NV a F F N ==186.9539.853724.9822a a F D M N mm N mm ⨯==•=• 3123820.2839.6219.18148.2t NH F L F N N L L ⨯===+2223820.28108.6601.1148.2t NH F L F N N L L ⨯===+61110129mm L a s d =+-=+-=圆周力：1820.28t F N = 径向力：1306.21r F N=轴向力：1186.95a F N =低速级自动直齿轮上：2231222267.9527185010tan 2718tan 20989.27t r t T F N d F F N α-⨯===⨯==⨯︒=三.初步估算轴的最小直径：拔取45号钢作为轴的材料,调质处理.硬度为217~255HBS 查表取A 0=112依据公式33m 11in1 2.11221.6d 33739013.4A mm m P m n ===盘算轴的最小直径,并加大3%以斟酌键槽的影响,min11 1.0322.19mmd d ≥= 四.轴的构造设计（1）肯定轴的构造计划：中央轴的轴承分离从两头装入,由套筒定位,其初步肯定构造如下图上的力 1820.28t F N=1306.21r F N=1186.95a F N =22718t F N=2989.27r F N=盘算及解释成果 （2） 肯定各轴段的直径和长度：轴段1:为支持轴颈,用来装配轴承.预选轴承型号为7205AC 角接触球轴承.宽度mm B 15=,轴承内圈直径125d mm =;为包管轴承的轴向定位用套筒定位.为包管定位请求,高速级齿轮中间线要对齐,轴段1总长为144L mm =.轴段2：此轴段为支持轴颈,用来装配齿轮.为了包管定位轴肩有必定的高度,其直径肯定为：229d mm =.为包管高速级齿轮准肯定位,应使2234L b mm <=232L mm =.轴段3:为定位轴颈,因为前面高速轴的盘算取中央轴上两齿轮距离11r a mm =,所以311L mm =,取其直径为332d mm =.轴段4：此轴段为支持轴颈,用来装配低速级输入齿轮.其直径4229d d mm ==为包管轴长略小于毂长2mm ∆=,所以458256L mm =-=,轴段5：为支持轴颈,用来装配轴承.预选轴承型号为7205AC 角接触球轴承.宽度mm B 15=,轴承内圈直径125d mm =;为包管轴承的轴向定位用套筒定位.为包管定位请求,参考高速轴1L ,轴段5的轴长541L mm =. （3）轴上零件的轴向定位斜齿轮与轴的周向定位采取平键衔接.按228d mm =由表6-1查得平键截面b ×h=8mm ×7mm ,键槽用键槽铣刀加工,长为28mm;同样,直齿轮与轴的周向定位采取平键衔接.按428d mm =,由表6-1查得平键截面b ×h=8mm ×7mm ,键槽用键槽铣刀加工,长为48mm.同时为了包管斜齿轮与轴合营有优越的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的合营为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是由过盈合营来包管的,此处选轴的直径尺寸公役为m6.各轴段直径和长度125d mm=144L mm =232L mm = 332d mm =311L mm = 429d mm=456L mm = 525d mm =541L mm=二.感化在从动直齿轮上的力：2231222267.9527185010tan 2718tan 20989.27t r t T F N d F F Nα-⨯===⨯==⨯︒=三.初步估算轴的最小直径：拔取45号钢作为轴的材料,调质处理.硬度为217~255HBS 查表取A0=112依据公式30min d A P n=盘算轴的最小直径,并加大5%以斟酌键槽的影响33m 33in3 2.11231.8d 10731891.6A mm m P m n ===min11 1.0514.1mm d d ≥=低速轴（输出轴）最小直径是用于装配联轴器处轴的直径,其直径应于联轴器的孔径相合营,是以要先选择联轴器.联轴器的盘算转矩为1T K T A ca ⋅=,查表14-1,依据工作情形拔取1.5A K =,则551 1.5 2.17810 3.26710ca A T K T N mm N mm ==⨯⨯⋅=⨯⋅依据国标GB/T4323-2002请求选用弹性套柱销联轴器,型号为LT7,孔径40l d mm=,半联轴器轮毂总长度112L mm =（J 型轴孔）,与轴合营的轮毂孔长度为165L mm =,A 型键槽.是以拔取轴段1的直径为140d mm=. 四.轴的构造设计：（1）肯定轴的构造计划：低速轴（输入轴）只须要装配一个齿轮,由两个滚动轴承支持,初定其构造如下图所示.轴段1:合营轴颈,按半联轴器孔径,拔取直径为140d mm =.为包管定位请求,半联轴器右端用需制出一轴肩,轴段1的长度应比半联轴器合营段轮毂孔长度略短2~3mm,轴段1总长为162L mm =.轴段2：此轴段为衔接轴身,为了包管定位轴肩有必定的高度,使246d mm =.取轴承端盖的宽度为40mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离25L mm =,故取265L mm =.轴段3和7:为支持轴颈,用来装配轴承.为了包管定位轴肩有必定的高度取h=4.5mm,使直径3655d d mm ==.预选轴承型号为6011的深沟球轴承.宽度18B mm =;为包管轴承的轴向固定,应用套筒定位,套筒b 12mm =.则此轴段的长3b 181230L B mm =+=+=.轴段4：轴段4为衔接轴身,为了包管定位轴肩有必定的高度,使463d mm =感化在低速轴上的力 22718t F N=2989.27r F N=114.1mm d ≥140d mm =140d mm = 162L mm =246d mm =265L mm =3755d d mm==330L mm =463d mm =盘算及解释 成果盘算及解释成果139.8539.6306.2139.6186.952256.6939.6108.6148.2r a r V d F F F N N ⨯-⨯⨯-⨯===+21306.2156.69249.52r V r r V F F F N N N =-=-=139.639.6820.28219.1839.6108.6148.2r H t F F N N==⨯=+ 21820.28219.18601.1r H t r H F F F N N N =-=-=222211156.69219.18226.39r r V r H F F F N N =+=+= 2222222249.52601.1650.83r r V r HF F F N N =+=+=1r v F .2r v F .1r H F .2r H F 分离为阁下轴承的程度面偏向径向载荷和铅垂面偏向径向载荷;1r F .2r F 分离为阁下轴承的径向载荷. (3) 求两轴承的盘算轴向力1a F 和2a F对于7205AC 型轴承,按表13-7,轴承派生轴向力Y F F r d 2/=,查表13-5得0.57e =, 1.0Y = .则：11226.39/2113.202 1.0d r F F Y N N ===⨯ 22650.83/2325.422 1.0d r F F Y N N===⨯按式13-11得22325.42a d F F N == （4）求当量载荷1P .2P11512.372.263226.39a r F e F ==>盘算及解释 成果22325.420.50650.83a r F e F ==<。
二级减速器课程设计完整版样本
nm inw (8 ~ 60) 101.91 815.28 ~ 6114.6r / min
由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表 3—2 可以查得电动机数 据如下表：
方案 电动机型号 额定功率（kw） 满载转速(r/min) 总传动比
1
Y100L-2
3
2880
28.26
2
Y100L2-4
成果 Pm=3kW
3.1.2 拟定电动机转速
由已知条件计算滚筒工作转速
nw
v d
2.4 60 3.14 450103
101.91r
/ min
传动系统总传动比 i nm nw
由《机械设计（高等教诲出版社）》表 18—1 查得，展开式两级圆柱齿轮减 速器推荐传动比范畴为 i=8~60，故电动机转速可选范畴为
2.4884kW
传动总效 率
η=0.8680
Pr=2.4884kW
计算及阐明
选取电动机容量时应保证电动机额定功率 Pm 等于或不不大于工作机所需电 动机动率 Pr。因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率 Pm 要不不大于 Pr。由 《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表 3—2 所列 Y 系列三相异步电 动机技术数据中可以拟定，满足选 Pm≥Pr 条件电动机额定功率 Pm 应取为 3kW。
1.3 工作条件
二班制，空载起动，有轻微冲击，持续单向运转，大修期三年；三相交流电源， 电压为 380/220V。
2. 传动系统方案拟定
带式输送机传动系统方案如下图所示：
带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入两级齿轮减速
计算及阐明 器 3，再经联轴器 4 将动力传至输送机滚筒 5 带动输送带 6 工作。传动系统中采 用两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱 齿轮传动，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，以减轻载荷沿齿宽分布不均匀。 展开式减速器构造简朴，但齿轮相对于轴承位置不对称，因而规定轴有较大刚度。
二级减速器课程设计完整版
二级减速器课程设计完整版二级减速器是一种常见的机械传动装置，它通过将主动轴的转速降低到目标速度，提供给被动轴，进行连续转动的功能。
在工程制图、机械制造、机械运动学等方面的学习中，二级减速器的课程设计是必不可少的。
本文将在介绍二级减速器课程设计的目的、设计要求、设计流程、设计结果及进行评估等方面进行详细的讲解，旨在为工程学生提供一份全方位、系统性的参考文档。
一、二级减速器课程设计的目的二级减速器课程设计的主要目的是通过学生对二级减速器的结构、原理和设计流程的学习，加深对机械传动及其运动规律的理解，提升学生的综合应用能力。
通过设计、计算和制图等环节的实践操作，掌握机械制造的基本技能和方法，培养学生创新意识和解决问题的能力。
二、二级减速器课程设计的要求1. 熟练掌握机械基础知识和机械制图、机械设计等课程内容；2. 具有一定的机械加工基础和操作技能；3. 具有较强的团队合作能力和创新意识；4. 熟练掌握AutoCAD、SolidWorks等机械设计软件的应用。
三、二级减速器课程设计的流程1. 需求分析：根据设计要求，确定二级减速器的主要参数、要求和运行条件；2. 设计方案：设计合理的传动方案，确定齿轮副的基本参数和组成方案，选择传动齿轮的材料、硬度等；3. 计算分析：根据设计方案，进行齿轮副强度计算、轴承选型、传动效率和噪声分析等计算分析；4. CAD绘图：将设计方案和计算分析结果导入CAD软件，进行三维建模和二维制图；5. 实验验证：通过样机试制和实验验证，检验设计方案的可行性和性能指标是否达到预期；6. 评估汇总：评估设计方案的优缺点，掌握设计过程中的经验和教训，对设计进行汇总总结。
四、二级减速器课程设计的结果在完成以上设计流程的基础上，最终得出了二级减速器设计的结果。
通过不断的改进和完善，得到的设计方案具有以下优点：1. 传动：利用齿轮副实现二级减速，传动平稳、效率高、噪声小；2. 结构：设计结构紧凑、流线形美、各部件匹配性好；3. 可靠性：通过强度计算、轴承选型等技术手段实现了二级减速器的可靠性；4. 制造：采用自动化精密加工设备，提高制造精度和生产效率；5. 实用性：根据实际需求和环境适应性，设计出了具有一定实用性的二级减速器。
二级减速器课程设计完整版
二级减速器课程设计完整版二级减速器是机械制造领域中的一个重要装置，其主要作用是减缓旋转速度，使得机械设备能够在不同的运动状态下正常工作。
为了让学生深入理解二级减速器的结构和工作原理，我设计了一份完整的课程，涵盖了从理论探讨到实验演示的全套内容，以下是具体的安排。
第一部分：理论介绍在这一部分，我会首先讲解减速器的基本概念和分类，介绍二级减速器的构造和工作原理。
通过图文并茂的方式，让学生对减速器的整体结构有一个清晰的认识，并深入分析其中的关键组件和作用原理。
第二部分：工程实践在这一部分，我会组织学生进行二级减速器的实验制作，具体流程如下：1. 设计方案：首先，学生需要按照课程要求设计二级减速器的结构、尺寸和材料，以及各个零部件之间的协调配合。
在设计过程中，学生需要综合运用力学、数学、材料力学等多学科知识，全面考虑各方面因素。
2. 制作零部件：学生根据自己的设计方案，使用CNC加工中心和其他机械设备制作二级减速器的各个零部件，包括齿轮、轴承、固定件等。
通过实际制作过程，学生可以掌握机械制造的基本技能，培养工程实践能力。
3. 装配测试：学生将所制作的零部件进行装配，进行测试。
测试结果会用来验证他们的设计是否合理，性能是否符合预期，同时也能够检验他们的加工工艺是否正确。
这一环节的目的是帮助学生强化设计、制造和测试之间的联系，增强综合实践能力。
第三部分：综合评估在这一部分，我会对学生的实验成果进行综合评估。
具体包括：1. 设计方案评估：评估学生的设计方案是否合理，能否满足减速器的工作要求。
2. 制造过程评估：评估学生的制造过程是否规范、精细，是否达到了理论预期。
3. 性能测试评估：评估学生的减速器在实际测试过程中的性能表现，分析原因并提出改进建议。
通过全面多方位的评估，帮助学生全面认识减速器的运作原理和制造过程，增强他们的综合能力和实践应用能力。
总之，这份二级减速器课程设计旨在通过理论介绍、工程实践和综合评估三个层面，帮助学生全面掌握减速器的相关知识和技能，同时培养学生的创新思维和实践能力。
二级减速器课程设计完整版
二级减速器课程设计完整版————————————————————————————————作者: ————————————————————————————————日期:目录1.ﻩ设计任务ﻩ错误!未定义书签。
2.ﻩ传动系统方案的拟定ﻩ错误!未定义书签。
3.ﻩ电动机的选择5ﻩ3.１选择电动机的结构和类型ﻩ错误!未定义书签。
3.2传动比的分配ﻩ错误!未定义书签。
３.3传动系统的运动和动力参数计算ﻩ错误!未定义书签。
４．ﻩ减速器齿轮传动的设计计算ﻩ错误!未定义书签。
４.１高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 ......... 错误!未定义书签。
4.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算ﻩ错误!未定义书签。
５.ﻩ减速器轴及轴承装置的设计ﻩ错误!未定义书签。
5.1轴的设计ﻩ错误!未定义书签。
５.2键的选择与校核ﻩ错误!未定义书签。
5.3轴承的的选择与寿命校核................... 错误!未定义书签。
6.箱体的设计ﻩ错误!未定义书签。
6.1箱体附件............................... 错误!未定义书签。
6.2铸件减速器机体结构尺寸计算表.............. 错误!未定义书签。
7.ﻩ润滑和密封........................... 错误!未定义书签。
7.1润滑方式选择ﻩ错误!未定义书签。
7．２密封方式选择 (35)参考资料目录ﻩ错误!未定义书签。
1. 设计任务1．1设计任务设计带式输送机的传动系统,工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差±4%，二班制，使用期限1２年（每年工作日3０0天),连续单向运转，大修期三年,小批量生产。
1.２原始数据滚筒圆周力:900F N =输送带带速：%2.4(4)/v m s =±滚筒直径: 450mm1.3工作条件二班制,空载起动,有轻微冲击,连续单向运转,大修期三年；三相交流电源,电压为38０／220V 。
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二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器的设计每日三班制工作，工作期限为7年。
已知条件：输送带带轮直径d=320mm,输送带运行速度v=0.628m/s,转矩m=600.T⋅N一、传动装置的总体设计1.1传动方案的确定1.2电动机的选择计算项目计算及说明计算结果1、选择电动机的类型根据用途选用Y系列三相异步电动机2、选择电动机的功率输送带所需拉力为NdTF375032.060022=⨯==输送带所需功率为kWFvPw355.21000628.037501000=⨯==查表2-1，取v带传动效率带η=0.96，一对轴承传动效率轴承η=0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮η=0.97，联轴器传动效率联η=0.99，则电动机到工作间的总效率为联齿轮轴承带总ηηηηη24==859.099.097.099.096.024=⨯⨯⨯电机所需工作效率为kWPP w742.2859.0355.2===总η根据表8-2选取电动机的额定功率kwed3=PNF3750=kww355.2=P0.859=总ηkw742.2=Pkwed3=P3、确定电动机的转速输送带带轮的工作转速为min/5.37320628.0100060100060rDvnw=⨯⨯⨯=⨯=ππ由表2-2知v带传动比4~2=带i,二级圆柱齿轮减器传动比40~8=齿i,则传动比的范围为160~1640~84~2=⨯=⋅=）（）（齿带总iii电机的转速范围为min/6000600160~165.37rinnw～）（总=⨯=⋅=由表8-2可知，符合这一要求的同步电动机由转速有1000r/min、1500r/min和3000r/min，考虑3000r/min的电动机转速太高，而1000r/min的电动机体积大且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1420r/min，型号为Y100L2-4min5.37rwn=min1420rmn=1.3传动比的计算与分配 计算项目计算及说明计算结果1、总传动比87.375.371420===w m n n i 总 37.87=总i2、分配传动比根据传动比范围，取带传动比5.2=带i ，减速传动比为 15.155.237.87===带总i i i 高级传动比为21892.315.15i i i ====2.5=带i892.321==i i1.4传动装置运动、动力参数的计算 计算项目计算及说明计算结果1、各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为min/498.37min /498.37892.3940.145min /940.145892.3568min /5685.21420min /14203223112010r n nr i n n r i n n r i n n r n n wm =============带min/498.37min /498.37min /940.145min /568min /14203210r n r n r n r n r n w =====2、各轴输入功率按电动机额定功率ed P 计算各轴输入功率，即kWP P P kW P P P kW P P P kW P P P 379.299.099.0427.2427.297.099.0528.2528.297.099.0632.2632.296.0742.23w -33w 23-2231211201001=⨯⨯====⨯⨯====⨯⨯====⨯===--联轴承齿轴承齿轴承带ηηηηηηηηηηηkWP kW P kWP kW P 727.2782.2897.2017.3w321====计算项目计算及说明计算结果3、各轴转矩mN n P T mN n P T mN n P T mN n P T m N n P T w w w⋅=⨯==⋅=⨯==⋅=⨯==⋅=⨯==⋅=⨯==884.605498.37379.295509550109.618498.37427.295509550427.165940.145528.295509550253.44568632.295509550441.181420742.295509550333222111000 mN T m N T mN T mN T m N T w ⋅=⋅=⋅=⋅=⋅=884.605109.618427.165253.44441.183210 二、传动件的设计计算 2.1带传动的设计 计算项目计算及说明计算结果1、确定计算功率由于是带式输送机，每天工作三班，查《机械设计》（V 带设计部分未作说明皆查此书）表8-6得， 工作情况系数1.1=A KkW P K P A d 016.3742.21.10=⨯== 1.1=A KkW P d 772.3=2、选择V 带的带型由d P 、 0n 由图8-2选用A 型V 带A 型V 带3、确定带轮的基准直径d d 并验算带速带v①初选小带轮的基准直径1d d 。
由表8-7和表8-8，取小带轮的基准直径mm d d 1251=②验算带速带v s m n d v d /289.9100060142012510006001=⨯⨯⨯=⨯=ππ带s m v s m /30/5<<因为,故带速合适。
③计算大带轮的基准直径2d dmm d i d d d 5.3121255.2112=⨯==根据表8-7，圆整为mm d d 3152=mmd d 1251=s m v /289.9=带m m d d 3152=4、确定V 带的中心距a 和基准长度d L①根据)(2)(7.021021d d d d d d a d d +<<+，初步确定中心距为mmmm a mm mm 880)315125(2308)315125(7.00=+⨯<<=+⨯为使结构紧凑，取偏低值，mm a 4000= ②计算带所需的基准长度mma d d d d a a d d d d a L d d d d d d d d d 2.15095004)125315()315125(240024)()(224)()(22221221002122100≈⨯-+++⨯=-+++=-+++≈πππ由表8-2选带的基准长度mm L d 1600= ③计算实际中心距a 。
mm L L a a d d 4.44522.15091600400210≈-+=-+≈ mm a 4000=mm L d 1600=5、验算小带轮上的包角1α︒≥︒≈︒--︒=︒--︒≈90156445.43.57)125315(180a 3.57)(180121d d d d α6、确定带的根数① 计算单根V 带的额定功率由mm d d 1251=和min /14200r n =，查表8-9得kW P 89.10=根据min /14200r n =，i=2.5和A 型带， 查表8-12得94.0K =α查表8-8得99.0K =L查表8-10得3107725.0K -⨯=b查表8-11得137.1K =i则可得kWK n K P i b 132.0)137.111(1420107725.0)11(300=-⨯⨯⨯=-=∆-94.0K =α99.0K =L 3107725.0K -⨯=b137.1K =ikW P 132.00==∆6、确定带的根数kWK K P P P Lr 882.199.094.0)132.089.1()(00=⨯⨯+=⋅⋅∆+=α ② 计算V 带的根数z 。
602.1882.1016.3===r d P P z取Z=33=Z7、计算初拉力由表8-3得A 型带的单位长度质量m=0.1kg/m ，所以N Nm v zv K P K F d066.141]289.91.0289.9295.0016.3)95.05.2(500[)5.2(500220=⨯+⨯⨯⨯-⨯=+-=带ααNF 066.1410=8、计算作用在轴上的压力QN zF Q 692.5552160sin066.141222sin20=︒⨯⨯⨯==αN Q 692.555=9、带轮结构设计① 小带轮结构采用实心式，由表8-14查的电动机轴径 D 0=28mm 由表8-15查得mmf mm e 2110,3.015+-=±=轮毂宽：mmmm L 56~42282~5.1=⨯=）（带轮其最终宽度结合安装带轮的轴段确定 轮缘宽：mmf e z B 5010215221=⨯+⨯=+-=）（带轮②大带轮结构采用轮辐式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与中的结构设计同步进行mm B 50=带轮2.2高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算计算项目计算及说明计算结果1、选择材料、热处理方式和公差等级考虑都带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度217~162,255~21721==HBWHBW.平均硬度190,23621==HBWHBWHBW.4621=-HBWHBW,在HBW50~30之间。
选用8级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2、初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。
其计算设计公式即3211)][(12HEHdtZZZZuuKTdσφβε+⋅≥确定公式内各计算数值a)试选载荷系数4.1=tKb)初选螺旋角β=12˚由图9-2选取区域系数46.2=HZc)齿数比892.3==iud)初选231=z则,5.8923892.312=⨯==uzz取862=z，则端面重合度67.112cos)]901231(2.388.1[cos)]11(2.388.1[21=︒+-=+-=βεαzz轴向重合度为71.112tan231.1318.0tan318.01=︒⨯⨯⨯==βφεβzde)小齿轮传递的传矩mNT⋅=253.441f)由表8-18选取齿宽系数1.1=Φd4.1=tK46.2=HZ65.3==iu231=z902=z67.1=αε71.1=βε1.1=Φd计算项目计算及说明计算结果2、初步计算传动的主要尺寸g) 由表8-19查得材料弹性影响系数218.189MPa Z E = h)许用接触应力课用下式计算HH N S Z lim][σσ=由图8-4e 、a 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5801lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 3902lim =σi)小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：991129111044.0892.31071.11071.1)730083(15686060⨯=⨯==⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=i N N L a n N hj)由图8-5查得接触疲劳寿命系数07.1,0.121==N N Z Zk)计算接触疲劳许用应力： 由表8-20取安全系数1=H S ，得[][]MPaMPa S Z MPa MPa S Z H N H H N H 417139007.1;58015800.12lim 221lim 11=⨯=⋅==⨯=⋅=σσσσ取[]MPa H 417=σl)试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得mmmm d t 10.4741799.0775.08.18946.2892.31892.31.110253.444.123231=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯≥218.189MPaZ E =82911047.11057.0⨯=⨯=N N 07.10.121==N N Z Z[][]MPaMPa H H 417;58021==σσ (3).确定传动尺寸a) 计算载荷系数由表8-21查得使用系数1=A K 。