机械设计课程中，二级减速器的平稳载荷与冲击载荷有何区别？

导读：" 机械设计课程中，二级减速器的平稳载荷与冲击载荷有何区别？在机械设计领域，减速器是一种常见的动力传动装置，用于将高速旋转的输入轴转换为低速、高扭矩的输出轴。而在减速器中，二级减速器是一种常见的结构，其主要作用是进一步减小输出轴的转速，增大输出轴的扭矩。然而，在设计二"

机械设计课程中，二级减速器的平稳载荷与冲击载荷有何区别？

　　在机械设计领域，减速器是一种常见的动力传动装置，用于将高速旋转的输入轴转换为低速、高扭矩的输出轴。而在减速器中，二级减速器是一种常见的结构，其主要作用是进一步减小输出轴的转速，增大输出轴的扭矩。

　　然而，在设计二级减速器时，工程师需要考虑的一个重要问题就是载荷的稳定性和冲击性。平稳载荷和冲击载荷是二级减速器设计中的两个关键概念，它们在性质和作用上存在一定的差异。

以下是二级减速器平稳载荷与冲击载荷的区别：

1.定义：

　　-平稳载荷：指在减速器运行过程中，输出轴所承受的持续且稳定的力或扭矩。

　　-冲击载荷：指在减速器运行过程中，输出轴所承受的瞬时且突然的力或扭矩。

2.特点：

　　-平稳载荷：平稳载荷是输出轴上的常规负载，其大小和方向保持相对恒定，不会发生突变。

　　-冲击载荷：冲击载荷是输出轴上的非常规负载，其大小和方向可能会发生突变，导致瞬时的力或扭矩冲击。

3.载荷来源：

　　-平稳载荷：平稳载荷主要来自于减速器所驱动的机械设备或系统的正常工作负载，如传送带的物料、机械臂的负载等。

　　-冲击载荷：冲击载荷主要来自于特殊工况下的突发事件或者负载的突变，如机械设备的启动、停止、转向等。

4.影响因素：

　　-平稳载荷：平稳载荷的大小和方向主要受到机械设备的工作状态、工作负载以及传动系统的传动比等因素的影响。

　　-冲击载荷：冲击载荷的大小和方向主要受到机械设备的工作状态突变、负载突变以及传动系统的传动比变化等因素的影响。

5.设计考虑：

　　-平稳载荷：在设计二级减速器时，工程师需要根据机械设备的工作负载和传动系统的传动比等因素，合理选择减速器的材料、结构和尺寸，以确保它能够稳定承受平稳载荷。

　　-冲击载荷：在设计二级减速器时，工程师需要考虑机械设备在启动、停止、转向等特殊工况下产生的冲击载荷，采取相应的设计措施，如增加结构强度、采用缓冲装置等，以确保减速器能够安全承受冲击载荷。

　　总结起来，平稳载荷和冲击载荷是二级减速器设计中需要特别关注的两个载荷类型。

　　平稳载荷是指持续且稳定的力或扭矩，主要来自机械设备的常规工作负载；而冲击载荷是指瞬时且突然的力或扭矩，主要来自机械设备的特殊工况下的突发事件或者负载突变。

　　在设计二级减速器时，工程师需要根据不同的载荷类型，采取相应的设计措施，以确保减速器能够稳定可靠地工作。

机械设计中载荷性质如何判断

平稳：包括静载荷、无冲击判辩信掘轮的动载荷

轻振、中振、重振：各种冲击载灶蠢荷，分别对应轻微、中等、重型的冲击载荷

一、二、三级齿轮减速器有什么区别呢?

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”

　　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。

　　满足小空间高扭矩厅碰输出的需要。

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扮仿谈的使用要求；

　　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.

　　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。

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]

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大模损、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。

带式运输机用同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计

　　一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。

　　其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。

　　此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：

修改参数：输送带工作拉力：2300N

输清慧喊送带工作速度：1.5m/s

滚筒直径：400mm

每日工作时数：24h

传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器目录

设计任务书……………………………………………………1

传动方案的拟定及说明………………………………………4

电动机的选择…………………………………………………4

计算传动装置的运动和动力参数…答野…………………………5

传动件的设计计算……………………………………………5

轴的设计计算…………………………………………………8

滚动轴承的选择及计算………………………………………14

键联接的选择及校核计算……………………………………16

连轴器的选择…………………………………………………16

减速器附件的选择……………………………………………17

润滑与密封……………………………………………………18

设计小结………………………………………………………18

参考资料目录…………………………………碧尺………………18

机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

一．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

二．工作情况：

载荷平稳、单向旋转

三．原始数据

鼓轮的扭矩T（N?m）：850

鼓轮的直径D（mm）：350

运输带速度V（m/s）：0.7

带速允许偏差（％）：5

使用年限（年）：5

工作制度（班/日）：2

四．设计内容

　　1.电动机的选择与运动参数计算；

2.斜齿轮传动设计计算

3.轴的设计

4.滚动轴承的选择

　　5.键和连轴器的选择与校核；

6.装配图、零件图的绘制

7.设计计算说明书的编写

五．设计任务

1．减速器总装配图一张

2．齿轮、轴零件图各一张

3．设计说明书一份

六．设计进度

1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

　　由题目所知传动机构类型为：同轴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，两大吃论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。

电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

　　因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择

1）工作机所需功率Pw

Pw＝3.4kW

2）电动机的输出功率

Pd＝Pw/η

η＝＝0.904

Pd＝3.76kW

3．电动机转速的选择

nd＝（i1’?i2’…in’）nw

初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定

　　由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw

nw＝38.4

i＝25.14

2．合理分配各级传动比

　　由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5

　　速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩

项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮

转速（r/min）96096019238.438.4

功率（kW）43.963.843.723.57

转矩（N?m）39.839.4191925.2888.4

传动比11551

效率10.990.970.970.97

传动件设计计算

1．选精度等级、材料及齿数

　　1）材料及热处理；

　　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。

　　2）精度等级选用7级精度；

　　3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；

　　4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

1）确定公式内的各计算数值

（1）试选Kt＝1.6

（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433

（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1

（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62

（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

　　（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（7）由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8

N2＝N1/5＝6.64×107

　　（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98

（9）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa

[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa

[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa

2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥==67.85

（2）计算圆周速度

v===0.68m/s

（3）计算齿宽b及模数mnt

b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm

mnt===3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm

b/h=67.85/7.63=8.89

（4）计算纵向重合度εβ

εβ==0.318×1×tan14=1.59

（5）计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

　　根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，

故KHβ=1.12 0.18(1 0.6×1)1×1 0.23×1067.85=1.42

由表10—13查得KFβ=1.36

　　由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

d1==mm=73.6mm

（7）计算模数mn

mn=mm=3.74

3．按齿根弯曲强度设计

由式(10—17mn≥

1）确定计算参数

（1）计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

　　（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0。88

（3）计算当量齿数

z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89

z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47

（4）查取齿型系数

　　由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172

（5）查取应力校正系数

　　由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

（6）计算[σF]

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.95

KFN2=0.98

[σF1]=339.29Mpa

[σF2]=266MPa

（7）计算大、小齿轮的并加以比较

==0.0126

==0.01468

　　大齿轮的数值大。

2）设计计算

mn≥=2.4

mn=2.5

4．几何尺寸计算

1）计算中心距

z1=32.9，取z1=33

z2=165

a=255.07mm

a圆整后取255mm

2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcos=1355’50”

3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=85.00mm

d2=425mm

4）计算齿轮宽度

b=φdd1

b=85mm

B1=90mm，B2=85mm

5）结构设计

　　以大齿轮为例。

　　因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。

　　其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋

II轴：

1．初步确定轴的最小直径

d≥＝=34.2mm

2．求作用在齿轮上的受力

Ft1==899N

Fr1=Ft=337N

　　Fa1=Fttanβ=223N；

Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N

3．轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

　　i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。

　　ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。

　　iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。

　　iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。

　　v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

　　vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

　　1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

　　2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

　　3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。

　　4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

　　5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。

　　6.VI-VIII长度为44mm。

4．求轴上的载荷

66207.563.5

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6

Fd1=443N

Fd2=189N

　　因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：Fa1=638N

Fa2=189N

5．精确校核轴的疲劳强度

1）判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

2）截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以

（[2]P355表15-1）

a)综合系数的计算

由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，，

（[2]P38附表3-2经直线插入）

轴的材料敏感系数为，，

（[2]P37附图3-1）

故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，

（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）

轴采用磨削加工，表面质量系数为，

（[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

b)碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为，

c)安全系数的计算

轴的疲劳安全系数为

　　故轴的选用安全。

I轴：

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=337/2=168.5

Fv1=Fv2=889/2=444.5

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

　　d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

　　e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

　　f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

　　g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。

　　h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。

　　i)轴肩固定轴承，直径为42mm。

　　j)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。

2）各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

　　a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。

　　b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

　　c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。

　　d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

　　e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f)该段由联轴器孔长决定为42mm

4．按弯扭合成应力校核轴的强度

W=62748N.mm

T=39400N.mm

　　45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

III轴

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=4494/2=2247N

Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）轴上零件的装配方案

2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII

直径607075877970

长度105113.758399.533.25

5．求轴上的载荷

Mm=316767N.mm

T=925200N.mm

6.弯扭校合

滚动轴承的选择及计算

I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5、轴承30206的校核

1）径向力

2）派生力

3）轴向力

由于，

所以轴向力为，

4）当量载荷

由于，，

　　所以，，，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

5）轴承寿命的校核

II轴：

6、轴承30307的校核

1）径向力

2）派生力

，

3）轴向力

由于，

所以轴向力为，

4）当量载荷

由于，，

　　所以，，，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

5）轴承寿命的校核

III轴：

7、轴承32214的校核

1）径向力

2）派生力

3）轴向力

由于，

所以轴向力为，

4）当量载荷

由于，，

　　所以，，，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

5）轴承寿命的校核

键连接的选择及校核计算

代号直径

（mm）工作长度

（mm）工作高度

（mm）转矩

（N?m）极限应力

（MPa）

高速轴8×7×60（单头）25353.539.826.0

12×8×80（单头）4068439.87.32

中间轴12×8×70（单头）4058419141.2

低速轴20×12×80（单头）75606925.268.5

18×11×110（单头）601075.5925.252.4

　　由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。

连轴器的选择

　　由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，

计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径，

轴孔长，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，

计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径

轴孔长，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M16

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5

润滑与密封

一、齿轮的润滑

　　采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

　　由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

　　齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

　　选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

　　密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

　　轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结

　　由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的。

机械设计课程设计关于设计带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器要怎么做...

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

一．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

二．工作情况：

载

鼓轮的直径D（mm）：350

运输带速度V（m/s）：0.7

带速允许偏差（％）：5

使用年限（年）：5

工作制度（班/日）：2

四．设计内容

　　1.电动机的选择与运动参数计算；

2.斜齿轮传动设计计算

3.轴的设计

4.滚动轴承的选择

　　5.键和连轴器的选择与校核；

6.装配图、零件图的绘制

7.设计计算说明书的编写

五．设计任务

1．减速器总装配图一张

2．齿轮、轴零件图各一张

3．设计说明书一份

六．设计进度

1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

　　由题目所知传动机构类型为：同轴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，两大吃论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。

电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

　　因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择如粗族

1）工作机所需功率Pw

Pw＝3.4kW

2）电动机的输出功率

Pd＝Pw/η

η＝＝0.904

Pd＝3.76kW

3．电动机转速的选择

nd＝（i1’?i2’…in’）nw

初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定

　　由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw

nw＝38.4

i＝25.14

2．合理分配各级传动比

　　由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5

　　速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩

项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮

转速（r/min）96096019238.438.4

功率（kW）43.963.843.723.57

转矩（N?m）39.839.4191925.2888.4

传动比渣弊11551

效率10.990.970.970.97

传动件设计计算

1．选精度等级、材料及齿数

　　1）材料及热处理；

　　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。

　　2）精度等级选用7级精度；

　　3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；

　　4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载凳毁荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

1）确定公式内的各计算数值

（1）试选Kt＝1.6

（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433

（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1

（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62

（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

　　（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（7）由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8

N2＝N1/5＝6.64×107

　　（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98

（9）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa

[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa

[

齿轮传动中什么叫2级减速、什么叫3级减速,什么叫N次减速。另外对于其他...

　　减速中只有二对啮合齿轮的叫二级减速，有三对啮合齿轮的叫三级减速，这种说法一般是针对齿轮传动的。

　　齿轮传动中，一个啮合是一级，例如，一级减速，就是一对齿轮啮合，两根轴；二级减速，就是两对齿轮啮合（简拆大两个啮合），N次减速就有N个啮合，（N 1）根轴。

　　适用于定轴轮系。

　　皮带传动、链传动也适用，但不常用，级数不多。

　　常见于齿轮传动结构。

特点

　　传动精度高。

　　前面讲过，带传动不能保证准确的传动比，御圆链传动也不能实现恒定的瞬时传动比，但现代常用的拦竖渐开线齿轮的传动比，在理论上是准确、恒定不变的。

　　这不但对精密机械与仪器是关键要求，也是高速重载下减轻动载荷、实现平稳传动的重要条件。

　　适用范围宽。齿轮传动传递的功率范围极宽，可以从0.001W到60000kW；圆周速度可以很低，也可高达150m/s，带传动、链传动均难以比拟。

载荷平稳,单向运动用什么齿面传动

　　软齿面。

　　单向运转，载荷平稳为减速器对传动尺寸无特殊限制，可采用软齿面传动。

　　载荷平稳与中等冲击载荷，属于载荷性质，是齿轮隐州唤传动灶凯设计时迹则必须给出的条件。