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1、确定其传动比i，确定了总传动比后分成二级，这样齿数基本可以确定了(确定模数后，考虑了根切、中心距等因数后再确定齿数)； i=主动齿轮转速n1÷从动齿轮转速n2(也等于其齿数比)；减速器传动比的分配原则是使各级传动的

1. 设计题目:V带——单级斜齿圆柱减速器2. 应完成的项目:(1) 减速器的总装配图一张(A1) (2) 齿轮零件图 一张(A3) (3) 轴零件图一张(A3) (4) 设计说明书一份 3. 本设计(论文)任务书于2008 年 月 日发出,应于2008

减速器装配图的绘制应该从初步设计开始先画出草图，比如结构形式怎样，齿轮分布是对称还是分流等等，传动方式。单级还是二级。。。先绘制方案图 接下来要进行设计计算，是皮带传动、电机功率选择，齿轮参数选择及结构设计还要强度

1、进入solidworks的主界面，确定需要绘制装配图的对象。2、这个时候，点击配合按钮为对象之间增加适当的约束。3、下一步如果没问题，就选择马达图标增加一定的动力。4、这样一来通过图示选项播放以后，即可动态实现装配图绘制步

展开式二级圆柱齿轮减速器a1装配图如何绘制

2、运输带工作速度: ；3、滚筒直径： ；4、滚筒工作效率： ；5、工作寿命：8年单班制工作，所以， ；6、工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动。传动装置设计：一、传动方案：展开式二级圆柱齿轮减速器。二、选择

3)、确定带轮的基准直径并验算带速 5 四.减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 7 1)、高速级齿轮 7 2)、低速级齿轮 11 五.轴的设计计算 15 1)、高速轴的设计 15 2)、中间轴的设计 23 3)、低速轴的设计 31 六.

其工作条件是：1.鼓轮直径D=320mm2.传送带运行速度v=0.84m/s3.卷鼓轴驱动转矩T=620N.m4.工作年限8年2班制5.小批生产参考方案：电动机→V带传动→二级圆柱齿轮减速器→工作机（鼓轮带动运输带）图（1）传动方案示意

(1) 减速器的总装配图一张(A1) (2) 齿轮零件图 一张(A3) (3) 轴零件图一张(A3) (4) 设计说明书一份 3. 本设计(论文)任务书于2008 年 月 日发出,应于2008 年 月 日前完成,然后进行答辩。专业教研室、研究所负责人

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2、轴的结构设计(1)轴上零件的定位,固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定(2)确定轴

大带轮基准直径dd2=280mm,采用孔板式结构,基准图见零件工作图。 第三部分 各齿轮的设计计算 一、高速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮) 1.齿轮的材料,精度和齿数选择,因传递功率不大,转速不高,材料按表7-1选取,都采用45号钢,锻选项

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,

1、二级圆锥圆柱齿轮减速器，直齿圆锥齿轮应置于高速级。锥齿轮结构特点，决定了其支撑是“悬臂梁”结构，高速级相对扭矩小，使用直齿圆锥齿轮时，轴向力也小。作为高速级，扭矩小、径向力小，对悬臂梁支撑有利。2、圆柱斜

说实话，设计一个这玩意，按设计要求和步骤计算绘制而不是直接强行修改现成数据和图纸，600元以内能搞定，都算你赚了。没人帮你的，沉了吧~如果不信，可以追问，设计中出现的问题也可以问我，虽然没心情做，但是解答一点你

一、齿轮设计（课本p175）高速级（斜齿轮）：设计参数：1、选材：大齿轮：40Cr，调质处理，硬度300HBS；小齿轮：40Cr，表面淬火，硬度40~50HRC。2、确定许用应力：1）许用接触应力：而：因为 ，所以，只需考虑 。对于调质

急求 二级直齿圆锥齿轮减速器的课程设计,还有装配图。。

图一:(传动装置总体设计图) 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。传动装置的总效率=0.96×××0.97×0.96=0.759;为V带的效率,为第一对轴承的效率,为第二对轴承的效率,为

看看这个，需要确认贴子发你邮箱

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1、减速器的安装 (1)减速器输入轴直接与原动机连接时,推荐采用弹性联轴器;减速器输出轴与工作机联接时,推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。 (2)减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上,排油槽的油应能

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下

最大的是箱体，圆柱斜齿齿轮，齿轮轴3根，轴承6个，挡油圈12个，轴承改6个，螺丝N个，给你个图片你自己看吧！！！谢谢，

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这是有级传动的分级称谓（相对无级传动而言）。一级传动表示通过一个单一不可拆分的减/增速结构传递动力。例如一个齿数20的齿轮配一个齿数60的齿轮配对，减速比1:3，这一对齿轮就是一级传动。再比如一个太阳轮配3个月亮

如果减速器只有一个主动齿轮（套在主动轴上，由电动机带动），一个从动齿轮（输出运动）捏合，那就是一级减速，也就是一次减速。如果里面的从动齿轮又与另外一个齿轮啮合（此齿轮输出运动）了，那就是二级减速了。减速不

减速器一对啮合的齿轮为一级传动，一级传动就是经过一次减速，两级传动就是经过2次减速，具体请参见插图如果是普通齿轮箱，如图所示的那样，一般都是二级减速的，单级减速机一般用于造纸等特定设备上，速比6~20一般都是二级

一级行星齿轮、二级行星齿轮是指减速器行星机构的第一级行星齿轮和第二级行星齿轮。行星齿轮是指除了能像定轴齿轮那样围绕着自己的转动轴转动之外，它们的转动轴还随着行星架绕其它齿轮的轴线转动的齿轮系统。行星齿轮转动轴线不

一级齿轮是由一个驱动齿轮和一个被动齿轮组成的简单齿轮系统。它们之间的传动比是1:1，因此不会改变输出的转速，但可以将驱动轴的扭矩传递到被动轴上，增加转动力矩。二级齿轮则包含两个驱动齿轮和两个被动齿轮。通过这种方式

以齿轮减速器为例，当减速器由一个小齿轮带动一个大齿轮进行减速时，称之为一级减速器，当减速器由一个小齿轮带动一个大齿轮进行减速时，而大齿轮轴上与大齿轮同步转动的另一个小齿轮又带动一个大齿轮进行减速时，称之

一级变速就是正常的变速箱。汽车二级变速器，是一种齿轮变速传动装置，它有两个档，通过齿数比的变化，作用在对变速器输出的转矩及转速实施直传或变传。在其作用下，扩大了变速器的变速范围，增加了变速档位，降低了汽车对

什么是一级、二级齿轮减速器?

1.什么是一级、二级齿轮减速器？ 画了个简图来回答这个问题，请参考！用文字叙述内容太多，三级传动只需在二级传动中再加一 齿轮轴 。 2.为什么要将齿轮减速器分等级？ 是为了合理的分配 传动比 ，若传动比分配的不合理可导致：结构过大，比例失调，高速轮磨损加剧等，一般的传动比分配为(直齿）： 单级：i<=5；二级：i=8-30;三级：i=35-300 (参考） 3.有没有三级或以上的齿轮减速器？ 常用的很少，特殊的单独设计，若传动比大的话，可考虑“蜗轮减速机”但其特点是，效率低，也可采用“行星减速机” 性能特点编辑 齿轮减速器是 减速电机 和大型减速机的结合。无须 联轴器 和 适配器 ，结构紧凑。负载分布在 行星齿轮 上，因而承载能力比一般 斜齿轮减速机 高。满足 小空间 高 扭矩 输出的需要。 齿轮减速器齿轮减速器 广泛应用于大型 矿山 ， 钢铁 ， 化工 ，港口，环保等领域。与K、R系列组合能得到更大 速比 。 1、可靠的 工业 用齿轮传递元件； 2、可靠结构与多种输入相结合适应特殊的使用要求； 3、有高的传递 功率 的能力而结构紧凑，齿轮结构根据模块设计原理确定； 4、易于使用和维护，根据技术和 工程 情况配置和选择材料； 5、 转矩 范围 从36,0000Nm到1,200,000Nm. 2分类编辑 选用 减速器 时应根据 工作机 的选用 条件 ，技术参数， 动力机 的性能，经济性等因素，比较不同 类型 、 品种 减速器的 外廓尺寸 ，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。 与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：①—均匀载荷，②—中等冲击载荷，③—强冲击载荷。 3注意事项编辑 渗漏原因 1、 油箱 内压力升高 在封闭的减速机里，每一对齿轮相啮合发生摩擦便要发出热量，根据波义耳马略特定律，随着 运转时间 的加长，使减速机箱内温度逐渐升高，而减速机箱内 体积 不变，故箱内压力随之增加， 箱体 内 润滑油 经飞溅，洒在减速机箱 内壁 。由于油的渗透性比较强，在箱内压力下，哪一处密封不严，油便从 哪里 渗出。 2、减速机结构设计不合理引起漏油 如设计的减速机没有通风罩，减速机无法实现均压，造成箱内压力越来越高，出现漏油现象。 3、加油量过多 减速机在运转 过程 中，油池被搅动得很厉害，润滑油在机内到处飞溅，如果加油量过多，使大量润滑油积聚在 轴封 、 结合面 等处，导致泄漏。 4、检修 工艺 不当 在设备检修时，由于结合面上 污物 清除不彻底，或 密封胶 选用不当、 密封件 方向 装反、不及时更换密封件等也会引起漏油。[1] 4处理方案编辑 减速机漏油 采用 高分子复合材料 修复治理减速机渗漏油，高分子复合材料是以 高分子聚合物 、 金属 或 陶瓷 超细粉末 、 纤维 等为基料，在固化剂、固化促进剂的作用下复合而成的材料。各种材料在性能上互相取长补短，产生协同效应，使 复合材料 的综合性能优于原组成材料。具备极强的粘接力、 机械性能 、和耐 化学腐蚀 等性能，因而广泛应用于金属设备的 机械 磨损、划伤、 凹坑 、 裂缝 、渗漏、铸造砂眼等的修复以及各种化学 储罐 、 反应罐 、 管道 的化学防腐保护及修复。
弄清楚什么是一级减速机、二级减速机前先看看减速级数的意思。 减速机级数是指减速机中齿轮的套数。 减速机主要传动结构包括行星轮、太阳轮、内齿圈， 这里的级数指的是行星减速机的行星轮、太阳轮、内齿圈组成一套，称为一级。 二级是指有两套，三级就是指有三套。 上图为一级减速机 上图为二级减速机 上图为三级减速机 减速机分级的原因 由于一套行星齿轮无法满足较大的传动比,有时需要2套或者3套来满足拥护较大的传动比的要求,由于增加了行星齿轮的数量,所以2级或3级减速机的长度会有所增加,效率会有所下降。
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机械设计课程设计 说明书 学院：西安交通大学机械学院 专业：机械设计制造及其自动化 班级：机设0602 姓名：XXX 教师：XXX 目 录 一、设计数据及要求 2 1.工作机有效功率 2 2.查各零件传动效率值 2 3.电动机输出功率 3 4.工作机转速 3 5.选择电动机 3 6.理论总传动比 3 7.传动比分配 3 8.各轴转速 4 9.各轴输入功率： 4 10.电机输出转矩： 4 11.各轴的转矩 4 12.误差 5 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 5 四、齿轮传动校核计算 5 （一）、高速级 5 （二）、低速级 9 五、初算轴径 13 六、校核轴及键的强度和轴承寿命： 14 （一）、中间轴 14 （二）、输入轴 20 （三）、输出轴 24 七、选择联轴器 28 八、润滑方式 28 九、减速器附件： 29 十一 、参考文献 29 一、设计数据及要求 F=2500N d=260mm v=1.0m/s 机器年产量：大批； 机器工作环境：清洁； 机器载荷特性：平稳； 机器的最短工作年限：五年二班； 二、 确定各轴功率、转矩及电机型号 1.工作机有效功率 2.查各零件传动效率值 联轴器（弹性） ，轴承 ，齿轮 滚筒 故： 3.电动机输出功率 4.工作机转速 电动机转速的可选范围： 取1000 5.选择电动机 选电动机型号为Y132S—6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw 电动机外形尺寸 中心高H 外形尺寸 底脚安装尺寸 底脚螺栓直径 K 轴伸尺寸 D×E 建联接部分尺寸 F×CD 132 216×140 12 38×80 10×8 6.理论总传动比 7.传动比分配 故 ， 8.各轴转速 9.各轴输入功率： 10.电机输出转矩： 11.各轴的转矩 12.误差 带式传动装置的运动和动力参数 轴 名 功率 P/ Kw 转矩 T/ Nmm 转速 n/ r/min 传动比 i 效率 η/ % 电 机 轴 2.940 29246.875 960 1 99 Ⅰ 轴 2.9106 28954.406 960 4.263 96 Ⅱ 轴 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96 Ⅲ 轴 2.6840 348963.911 73.46 Ⅳ 轴 2.6306 345474.272 73.46 1 98 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40～55HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。 选用8级精度。 四、齿轮传动校核计算 （一）、高速级 1．传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和 尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得： 式中各参数为： （1）小齿轮传递的转矩： （2）初选 =19, 则 式中： ——大齿轮数； ——高速级齿轮传动比。 （3）由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数 。 （4）初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.72 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数 （5）初取齿轮载荷系数 =1.3。 （6）齿形系数 和应力修正系数 ： 齿轮当量齿数为 ， 由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.79， =2.20 由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.56， =1.78 （7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得： 由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 和 。 由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数 =1.25。 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为： 式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； ——齿轮工作时间。 由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 ．计算传动尺寸 （1）计算载荷系数 由参考文献[1] P130表8.3查得使用 由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ； 由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ； 由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则 （2）对 进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为 （3）计算传动尺寸。 中心距 圆整为105mm 修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=20mm 取 ， 式中： ——小齿轮齿厚； ——大齿轮齿厚。 3．校核齿面接触疲劳强度 由参考文献[1] P135公式8.7 式中各参数： （1）齿数比 。 （2）由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。 （3）由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。 （4）由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力 式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146 图8.28（）分别查得 ， ； ——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ， ； ——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得 。故 满足齿面接触疲劳强度。 （二）、低速级 1．传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得： 式中各参数为： （1）小齿轮传递的转矩： （2）初选 =23, 则 式中： ——大齿轮数； ——低速级齿轮传动比。 （3）由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数 （4）初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.71 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数 （5）初取齿轮载荷系数 =1.3。 （6）齿形系数 和应力修正系数 ： 齿轮当量齿数为 ， 由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.65， =2.28 由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.57， =1.76 （7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得： 由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 和 。 由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数 =1.25。 小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为： 式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； ——齿轮工作时间。 由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 .计算传动尺寸 （1）计算载荷系数 由参考文献[1] P130表8.3查得使用 由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ； 由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ； 由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则 （2）对 进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为 （3）计算传动尺寸。 中心距 圆整为145mm 修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=35mm 取 ， 式中： ——小齿轮齿厚； ——大齿轮齿厚。 3.校核齿面接触疲劳强度 由参考文献[1] P135公式8.7 式中各参数： （1）齿数比 。 （2）由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。 （3）由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。 （4）由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力 式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146 图8.28（）分别查得 ， ； ——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ， ； ——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得 。故 满足齿面接触疲劳强度。 五、初算轴径 由参考文献[1]P193公式10.2可得： 齿轮轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。 中间轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取 输出轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。 式中： ——由许用扭转应力确定的系数，由参考文献[1]P193表10.2，取 六、校核轴及键的强度和轴承寿命： （一）、中间轴 1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算： 由参考文献[1]P140公式8.16可知 式中： ——齿轮所受的圆周力，N； ——齿轮所受的径向力，N； ——齿轮所受的轴向力，N； 2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算： 由参考文献[1]P140公式8.16可知 式中： ——齿轮所受的圆周力，N； ——齿轮所受的径向力，N； ——齿轮所受的轴向力，N； 3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： 4.轴向外部轴向力合力为： 5.计算轴承支反力： 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。 轴承2 ，与所设方向相反。 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧，竖直方向 水平方向 a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为 故a-a剖面右侧为危险截面。 7.计算应力 初定齿轮2的轴径为 =38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =25mm。齿轮3轴径为 =40mm，连接键由P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =32mm，毂槽深度 =3.3mm。 由 ，故齿轮3可与轴分离。 又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故： 抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 8.计算安全系数 对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知: 抗拉强度极限 =650MPa 弯曲疲劳极限 =300MPa 扭转疲劳极限 =155MPa 由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法） 由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数 查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的 9．校核键连接的强度 齿轮2处键连接的挤压应力 齿轮3处键连接的挤压应力 由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！ 10.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷 =23.5KN，基本额定静负荷 =17.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 故轴承1的轴向力 ， 轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求 （二）、输入轴 1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力 2.平移轴向力所产生的弯矩为： 3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2 ， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 危险截面在a-a剖面左侧。 5.计算截面应力 由参考文献[1]P205附表10.1知： 抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6．计算安全系数 对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知: 抗拉强度极限 =650MPa 弯曲疲劳极限 =300MPa 扭转疲劳极限 =155MPa 由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数 查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的 7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =8×7，t=4mm, =40mm。轴径为 =25mm 联轴器处键连接的挤压应力 由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！ 8.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷 =17.8KN，基本额定静负荷 =12.8KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 故轴承1的轴向力 ， 轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求 （三）、输出轴 1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力 2.平移轴向力所产生的弯矩为： 3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2 ， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 危险截面在a-a剖面左侧。 5.计算截面应力 初定齿轮4的轴径为 =44mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =28mm。 由参考文献[1]P205附表10.1知： 抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6．计算安全系数 对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知: 抗拉强度极限 =650MPa 弯曲疲劳极限 =300MPa 扭转疲劳极限 =155MPa 由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法） 由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数 查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的 7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =70mm。轴径为 =35mm 联轴器处键连接的挤压应力 齿轮选用双键连接，180度对称分布。 齿轮处键连接的挤压应力 由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！ 8.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷 =26.8KN，基本额定静负荷 =20.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 轴承1的轴向力 故轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求 七、选择联轴器 由于电动机的输出轴径（d=38mm）的限制，故由参考文献[2]P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选HL3型，孔径取35mm。 八、润滑方式 由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB5903——1986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413——1980）。牌号为ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。 九、减速器附件： 1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。盖板周围分布6个M6×16的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。 2.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M22×1.5。 3.放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。 4.油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。 5.吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。 6．定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A6×35。 7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10×22。其中螺纹长度为16mm，在端部有一个6mm长的圆柱。 十一 、参考文献 1 陈铁鸣主编．机械设计．第4版．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2006 2 王连明,宋宝玉主编．机械设计课程设计．第2版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2005 3 陈铁鸣, 王连明主编．机械设计作业指导．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2003 4徐灏主编．机械设计手册（第二版）．北京：机械工业出版社，2004 5陈铁鸣主编．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003 6王知行，刘廷荣主编．.机械原理．.北京：高等教育出版社，2005
可以给你设计数据作参考，图纸和说明书自己动手，学机械的，这点都搞不定还能做什么呢？？如果你要，就发信息给我。已知：运输带F=2600N，V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D）=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m2、根据负载选择电动机。双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw查表：选择Y系列电机，型号为Y132S-4，额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.563、传动比分配：因为速度、载荷都不大，采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。高速级传动为直齿锥齿轮，为避免锥齿轮尺寸过大，取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3则i2=i/i1=13.56/3=4.52。高速级锥齿轮设计计算：1、小齿轮材料选用40Cr淬火，硬度48-55HRC大齿轮选用45调质，硬度217-255HBS2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48N.m按齿面接触强度初步估算：公式：d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3)载荷系数k=1.2齿数比u=i1=3查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPaσ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa(S'H估算时取1.1)则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm3、查手册，取小齿轮齿轮Z1=19则Z2=i1*Z1=19*3=57分锥角：δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6"δ2=90°-δ1=71°33'54"大端模数:me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mmde2=me*z2=2.5*57=142.5mm外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm，取23mm中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mmdm1=2.125*57=124.125mm当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028Zv2=z2/cosδ2=180.25变位系数为0其他结构尺寸（略）4、较核齿面接触疲劳强度（略）5、工作图(略）圆柱齿轮传动设计计算：一、设计参数传递功率P=5.5(kW)传递转矩T=109.42(N·m)齿轮1转速n1=480(r/min)齿轮2转速n2=106.2(r/min)传动比i=4.52原动机载荷特性SF=均匀平稳工作机载荷特性WF=均匀平稳预定寿命H=40000(小时)二、布置与结构闭式,对称布置三、材料及热处理硬齿面,热处理质量级别MQ齿轮1材料及热处理20Cr齿轮1硬度取值范围HBSP1=56～62齿轮1硬度HBS1=59齿轮2材料及热处理=45调质齿轮2硬度取值范围HBSP2=217～255HBS齿轮2硬度HBS2=230HBS四、齿轮精度：7级五、齿轮基本参数模数(法面模数)Mn=2.5齿轮1齿数Z1=17齿轮1变位系数X1=0.00齿轮1齿宽B1=25.00(mm)齿轮1齿宽系数Φd1=0.588齿轮2齿数Z2=77齿轮2变位系数X2=0.00齿轮2齿宽B2=20.00(mm)齿轮2齿宽系数Φd2=0.104总变位系数Xsum=0.000标准中心距A0=117.50000(mm)实际中心距A=117.50000(mm齿轮1分度圆直径d1=42.50000(mm)齿轮1齿顶圆直径da1=47.50000(mm)齿轮1齿根圆直径df1=36.25000(mm)齿轮1齿顶高ha1=2.50000(mm)齿轮1齿根高hf1=3.12500(mm)齿轮1全齿高h1=5.62500(mm)齿轮1齿顶压力角αat1=32.777676(度)齿轮2分度圆直径d2=192.50000(mm)齿轮2齿顶圆直径da2=197.50000(mm)齿轮2齿根圆直径df2=186.25000(mm)齿轮2齿顶高ha2=2.50000(mm)齿轮2齿根高hf2=3.12500(mm)齿轮2全齿高h2=5.62500(mm)齿轮2齿顶压力角αat2=23.665717(度)齿轮1分度圆弦齿厚sh1=3.92141(mm)齿轮1分度圆弦齿高hh1=2.59065(mm)齿轮1固定弦齿厚sch1=3.46762(mm)齿轮1固定弦齿高hch1=1.86889(mm)齿轮1公法线跨齿数K1=2齿轮1公法线长度Wk1=11.66573(mm)齿轮2分度圆弦齿厚sh2=3.92672(mm)齿轮2分度圆弦齿高hh2=2.52003(mm)齿轮2固定弦齿厚sch2=3.46762(mm)齿轮2固定弦齿高hch2=1.86889(mm)齿轮2公法线跨齿数K2=9齿轮2公法线长度Wk2=65.42886(mm)齿顶高系数ha*=1.00顶隙系数c*=0.25压力角α*=20(度)端面齿顶高系数ha*t=1.00000端面顶隙系数c*t=0.25000端面压力角α*t=20.0000000(度)六、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力σHlim1=1250.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值σFE1=816.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值[σH]1=1576.3(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值[σF]1=873.5(MPa)齿轮2接触强度极限应力σHlim2=1150.0(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值σFE2=640.0(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值[σH]2=1450.2(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值[σF]2=685.1(MPa)接触强度用安全系数SHmin=1.00弯曲强度用安全系数SFmin=1.40接触强度计算应力σH=1340.5(MPa)接触疲劳强度校核σH≤[σH]=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力σF1=455.2(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力σF2=398.3(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核σF1≤[σF]1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核σF2≤[σF]2=满足实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6误差：(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
可以去下载一个道客巴巴，然后在上面搜索关于你想要的文档，我这里有一个二级直齿圆柱齿轮传动的说明说，或许可以参考，（装配图只有一些图片）
减速机器是在ZQ型减速器的基础上改进设计的，为提高齿轮承载能力，又便于替代ZA型减速机，在外形、轴端和安装尺寸不变的情况下。 改变齿轮齿轴材质，齿轮轴为42CrMo，大齿轮为ZG35CrMo，调质硬度齿轮轴为291～323HB，大齿轮为255～286HB。ZQA型减速机主要用于起重、矿山、通用化工、纺织、轻工等行业。 传动方案的拟定及说明： 计算传动装置的运动和动力参数传动件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择及计算键联接的选择及校核计算。连轴器的选择减速器附件的选择润滑与密封设计小结参考资料目录机械设计课程设计任务书题。 扩展资料： 减速机是国民经济诸多领域的机械传动装置，行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机。 也包括了各种专用传动装置，如增速装置、调速装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等。产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。 我国减速机行业发展历史已有近40年，在国民经济及国防工业的各个领域，减速机产品都有着广泛的应用。食品轻工、电力机械。 建筑机械、冶金机械、水泥机械、环保机械、电子电器、筑路机械、水利机械、化工机械、矿山机械、输送机械、建材机械、橡胶机械、石油机械等行业领域对减速机产品都有旺盛的需求。 参考资料来源：百度百科-圆柱齿轮减速器
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