㈠ 機械設計課程設計
設計參復數可能不同，資料可以提制供參考
請看看你要的是不是這個圖，這個連接http://..com/question/158542087.html有貼圖，如果能幫你請hi我或者確認你的帖子時說明，我收到最佳答案的通知後傳你郵箱圖紙
㈡ 機械設計課程設計：二級減速箱優化設計
圓柱齒輪減速器是一種使用非常廣泛的機械傳動裝置。我國目前生產的各種類型的減速器還存在著體積大、質量大、承載能力低、成本高和使用壽命短等問題，與國外先進產品相比還有相當大的差距。對減速器進行優化設計，選擇其最佳參數提高承載能力，減輕重量和降低成本等各項指標的一種重要途徑。
減速器的優化設計一般是在給定功率P、齒數比u、輸入轉速n以及其他技術條件和要求下，找出一組使減速器的某項經濟技術指標達到最優的設計參數。下面介紹建立減速器優化設計數學模型時，如何選擇設計變數、目標函數和約束條件的一般原則。
不同類型的減速器，選取的設計變數是不相同的。對於展開式圓柱齒輪減速器來說，設計變數可取齒輪齒數、模數、齒寬、螺旋角及變位系數等。對於行星輪來說，設計變數除上述的齒輪參數外，還可加上行星輪個數[6]。
設計變數是獨立參數，因此要特別注意，不要把非獨立參數也列為設計變數。例如，齒輪傳動的齒數比u為已知，一對齒輪傳動中，只能取z1（或z2）為設計變數，又如中心距也不應取為設計變數，因為齒輪參數確定後，中心距隨之而定了。根據減速器的工作條件和設計要求不同，目標函數也不同。若減速器的工作條件和設計要求不同，目標函數也不同。若減速器的中心距沒有要求時，可取減速器最大尺寸最小（如圖2-1）或重量最輕作為目標函數。設m為減速器殼體內零件的總質量，l為最大尺寸，則目標函數的形式為：f（x）=m→min或f（x）=ι=r1+a+r4→min
式中：r1 、r4——分別為主動齒輪和從動齒輪的分度圓半徑；
a——￣減速器的總中心距。
圖2-1二級減速器最大尺寸若減速器的中心距已固定，可取其承載能力最大作為目標函數。設承載能力用系數表示，則目標函數的形式為：f（x）=1/→min
減速器類型、結構形式不同、約束函數也不完全一樣。但一般包括以下幾個方面的內容[6]：
（1） 邊界約束：如最小模數，不根切的最小齒數，螺旋角，變位系數，齒寬系數的上下界等的限制。
（2） 性能約束：如接觸強度、彎曲強度、總速比誤差、過度曲線不發生干涉、重合度、齒頂厚等的限制。對行星齒輪減速器來說，尚有裝配條件、同心條件和鄰接條件等的限制。
減速器的類型很多，下面介紹二級展開式圓柱齒輪減速器:
二級圓柱齒輪減速器的優化設計
1 . 確定設計變數二級圓柱齒輪減速器的傳動簡圖如圖2-3所示。設計的原始數據為：高速軸輸入功率P1=6.2KW，高速軸轉速n1=1450r/min，總傳動比I=31.5，齒寬系數取0.4；齒輪材料和熱處理：大齒輪鋼45、正火HB取值范圍為：187207,小齒輪鋼45、調質HB取值范圍為：228255；總工作時間不少於10年，要求按總中心距最小來確定總體方案的各主要參數[12]。
圖2-3 二級圓柱齒輪減速器的傳動簡圖為方便加工，取二級傳動齒輪的螺旋角相等，這樣此次優化設計的設計變數有：mn1，mn2，Z1，Z3，i1，。顯然：i2=31.5/i1。因此設計變數可取為：
X= （2-40）
式中：mn1、mn2為高速級與低速級齒輪法面模數；Z1、Z3為高速級與低速級的小齒輪齒數；i1、i2高速級與低速級傳動比；為斜齒輪的螺旋角。
2.確定目標函數該齒輪傳動減速器的總中心矩：
a=a1+a2= （2-41）
式中：a1為高速級中心矩；a2低速級中心矩。根據式（2-33）可得目標函數為：
minf（X）= （2-42）
3. 確定約束條件（1） 邊界約束：
綜合考慮傳動功率與轉速、平穩，軸向力不可太大，能滿足短期過載，高速級與低速級大齒輪浸油深度大致相近，軸齒輪的分度圓尺寸不能太小等，因此取[9]：
2≤mn1≤5 3≤mn2≤6
14≤Z1≤22 16≤Z3≤22
5.8≤i1≤7 8°≤≤15°
由此可以建立12個約束條件：
g1(X)=2-x1≤0 g2(X)= x1-5≤0
g3(X)=3-x2≤0 g4(X)= x2-6≤0
g5(X)=14-x3≤0 g6(X)= x3-22≤0
g7(X)=16-x4≤0 g8(X)= x4-22≤0
g9(X)=5.8-x5≤0 g10(X)= x5-7≤0
g11(X)=8-x6≤0 g12(X)= x6-15≤0
(2) 齒輪的接觸應力和彎曲應力不大於許用值得：
（2-43）
（2-44）
（2-45）
（2-46）
（2-47）
（2-48）
接觸應力和彎曲應力的計算公式如下[8]：
（2-49）
（2-50）
（2-51）
（2-52）
（2-53）
（2-54）
（3） 幾何干涉約束
高速級大齒輪與低速軸不幹涉條件[9]：
a2-E-dc2/2≥0 （2-55）
式中：E為低速級軸線與高速級大齒輪（中間軸）齒頂圓之間的距離，根據經驗，E≥50mm；本次設計里取E=50mm。dc2為高速級大齒輪的齒頂圓直徑。
4. 減速器優化設計程序框圖
5 .MATLAB實現及結果分析此設計是具有6個設計變數，19個約束的優化設計問題，在MATLAB優化工具箱中可調用fmincon函數來求解。
首先編制目標函數的M文件opti4.m，代碼如下：
function f=opti4(x)
f=(x(1)*x(3)*(1+x(5))+x(2)*x(4)*(1+31.5/x(5)))/(2*cos(x(6)));
再編制非線性約束函數的M文件mycon4.m，代碼如下：
function [c ceq]=mycon4(x)
g(1)=(cos(x(6)*pi/180))^3-3.079*1.0e-6*(x(1))^3*(x(3))^3*x(5);
g(2)=(x(5))^2*(cos(x(6)*pi/180))^3-1.017*1.0e-4*(x(2))^3*(x(4))^3;
g(3)=(cos(x(6)*pi/180))^2-9.939*1.0e-5*(x(1))^3*(x(3))^2*(1+x(5));
g(4)=(x(5))^2*(cos(x(6)*pi/180))^2-1.116*1.0e- ...
4*(x(1))^3*(x(3))^2*(1+x(5));
g(5)=(x(5))^2*(cos(x(6)*pi/180))^2-1.076*1.0e- ...
4*(x(1))^3*(x(3))^2*(31.5+x(5));
g(6)=(x(5))^2*(cos(x(6)*pi/180))^2-1.171*1.0e- ...
4*(x(2))^3*(x(4))^2*(31.5+x(5));
g(7)=x(5)*(2*(x(1)+50)*cos(x(6)*pi/180)+x(1)*x(3)*x(5)- ...
x(2)*x(4)*(x(5)+31.5));
c=[g(1);g(2);g(3);g(4);g(5);g(6);g(7)];
ceq=[];
最後編制主函數的M文件myfun4.m，代碼如下：
function [y fval]=myfun4(x)
A =[-1,0,0,0,0,0;1,0,0,0,0,0;0,-1,0,0,0,0;0,1,0,0,0,0;0,0,-1,0,0,0; ...
0,0,1,0,0,0;0,0,0,-1,0,0;0,0,0,1,0,0;0,0,0,0,-1,0;0,0,0,0,1,0; ...
0,0,0,0,0,-1;0,0,0,0,0,1];
b =[-2;5;-3;6;-14;22;-16;22;-5.8;7;-8;15];
lb=zeros(2,1);
options = optimset('LargeScale','off');
[y,fval,exitflag,output]=fmincon(@opti4,x,A,b,[],[],lb,[],@mycon4,options);
運行後結果如下：
x= 2 3.78575964782261 18.380170427575
17.830153178196 5.8 12.5702622643179
fval=349.015042141358 優化了31.8%。將數據進行圓整後：
x= 2 4 19 18 5.8 12.57
fval=355.68
依然比原來的優化了30.49%
㈢ 親，二級圓錐圓柱齒輪減速器的設計中，哪個軸的受力最多，最需要校核呢是不是中間軸呢
最後一根輸出軸，有需要，淘寶，上善大勇金星機械設計！
㈣ 誰給一個二級圓柱圓錐齒輪減速器的中間軸設計校核的說明。給郵過來啊~
這個帖子http://..com/question/211947722.html有貼圖，如果需要請確認你的帖子，我收到最佳答案的通知後傳你郵箱圖紙
說明書有軸的校核計算
㈤ 二級斜齒圓柱齒輪減速器(機械課程設計)
這個設計你得自己照你同學的格式做，就把數字換一下就行了。我把圖給你發過去。你的郵箱呢？
㈥ 二級斜齒輪減速器課程設計
機械設計課程設計
說明書
學院：西安交通大學機械學院
專業：機械設計製造及其自動化
班級：機設0602
姓名：XXX
教師：XXX
目 錄
一、設計數據及要求 2
1.工作機有效功率 2
2.查各零件傳動效率值 2
3.電動機輸出功率 3
4.工作機轉速 3
5.選擇電動機 3
6.理論總傳動比 3
7.傳動比分配 3
8.各軸轉速 4
9.各軸輸入功率： 4
10.電機輸出轉矩： 4
11.各軸的轉矩 4
12.誤差 5
三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級 5
四、齒輪傳動校核計算 5
（一）、高速級 5
（二）、低速級 9
五、初算軸徑 13
六、校核軸及鍵的強度和軸承壽命： 14
（一）、中間軸 14
（二）、輸入軸 20
（三）、輸出軸 24
七、選擇聯軸器 28
八、潤滑方式 28
九、減速器附件： 29
十一 、參考文獻 29
一、設計數據及要求
F=2500N d=260mm v=1.0m/s
機器年產量：大批； 機器工作環境：清潔；
機器載荷特性：平穩； 機器的最短工作年限：五年二班；
二、 確定各軸功率、轉矩及電機型號
1.工作機有效功率
2.查各零件傳動效率值
聯軸器（彈性） ，軸承 ，齒輪 滾筒
故：
3.電動機輸出功率
4.工作機轉速
電動機轉速的可選范圍： 取1000
5.選擇電動機
選電動機型號為Y132S—6，同步轉速1000r/min，滿載轉速960r/min，額定功率3Kw
電動機外形尺寸
中心高H 外形尺寸
底腳安裝尺寸
底腳螺栓直徑
K 軸伸尺寸
D×E 建聯接部分尺寸
F×CD
132
216×140 12 38×80 10×8
6.理論總傳動比
7.傳動比分配
故 ，
8.各軸轉速
9.各軸輸入功率：
10.電機輸出轉矩：
11.各軸的轉矩
12.誤差
帶式傳動裝置的運動和動力參數
軸 名 功率 P/
Kw 轉矩 T/
Nmm 轉速 n/
r/min 傳動比 i 效率 η/
%
電 機 軸 2.940 29246.875 960 1 99
Ⅰ 軸 2.9106 28954.406 960 4.263 96
Ⅱ 軸 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96
Ⅲ 軸 2.6840 348963.911 73.46
Ⅳ 軸 2.6306 345474.272 73.46 1 98
三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級
考慮到齒輪所傳遞的功率不大，故小齒輪選用45#鋼，表面淬火，齒面硬度為40～55HRC，齒輪均為硬齒面，閉式。
選用8級精度。
四、齒輪傳動校核計算
（一）、高速級
1．傳動主要尺寸
因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數和
尺寸。由參考文獻[1]P138公式8.13可得：
式中各參數為：
（1）小齒輪傳遞的轉矩：
（2）初選 =19, 則
式中： ——大齒輪數；
——高速級齒輪傳動比。
（3）由參考文獻[1] P144表8.6，選取齒寬系數 。
（4）初取螺旋角 。由參考文獻[1]P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度：
由參考文獻[1] P140圖8.21取重合度系數 =0.72
由式8.2得
由圖8.26查得螺旋角系數
（5）初取齒輪載荷系數 =1.3。
（6）齒形系數 和應力修正系數 ：
齒輪當量齒數為
，
由參考文獻[1] P130圖8.19查得齒形系數 =2.79， =2.20
由參考文獻[1] P130圖8.20查得應力修正系數 =1.56， =1.78
（7）許用彎曲應力可由參考文獻[1] P147公式8.29算得：
由參考文獻[1] P146圖8.28（h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：
和 。
由參考文獻[1] P147表8.7，取安全系數 =1.25。
小齒輪1和大齒輪2的應力循環次數分別為：
式中： ——齒輪轉一周，同一側齒面嚙合次數；
——齒輪工作時間。
由參考文獻[1] P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數為：
故許用彎曲應力為
=
所以
初算齒輪法面模數
2 ．計算傳動尺寸
（1）計算載荷系數
由參考文獻[1] P130表8.3查得使用
由參考文獻[1] P131圖8.7查得動載系數 ；
由參考文獻[1] P132圖8.11查得齒向載荷分布系數 ；
由參考文獻[1] P133表8.4查得齒間載荷分配系數 ，則
（2）對 進行修正，並圓整為標准模數
由參考文獻[1] P124按表8.1，圓整為
（3）計算傳動尺寸。
中心距
圓整為105mm
修正螺旋角
小齒輪分度圓直徑
大齒輪分度圓直徑
圓整b=20mm
取 ，
式中： ——小齒輪齒厚；
——大齒輪齒厚。
3．校核齒面接觸疲勞強度
由參考文獻[1] P135公式8.7
式中各參數：
（1）齒數比 。
（2）由參考文獻[1] P136表8.5查得彈性系數 。
（3）由參考文獻[1] P136圖8.14查得節點區域系數 。
（4）由參考文獻[1] P136圖8.15查得重合度系數
（5）由參考文獻[1]P142圖8.24查得螺旋角系數
（5）由參考文獻[1] P145公式8.26 計算許用接觸應力
式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻[1] P146
圖8.28（）分別查得 ，
；
——壽命系數，由參考文獻[1] P147圖8.29查得 ， ；
——安全系數，由參考文獻[1] P147表8.7查得 。故
滿足齒面接觸疲勞強度。
（二）、低速級
1．傳動主要尺寸
因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數和尺寸。由參考文獻[1]P138公式8.13可得：
式中各參數為：
（1）小齒輪傳遞的轉矩：
（2）初選 =23, 則
式中： ——大齒輪數；
——低速級齒輪傳動比。
（3）由參考文獻[1] P144表8.6，選取齒寬系數
（4）初取螺旋角 。由參考文獻[1]P133公式8.1可計算齒輪傳動端面重合度：
由參考文獻[1] P140圖8.21取重合度系數 =0.71
由式8.2得
由圖8.26查得螺旋角系數
（5）初取齒輪載荷系數 =1.3。
（6）齒形系數 和應力修正系數 ：
齒輪當量齒數為
，
由參考文獻[1] P130圖8.19查得齒形系數 =2.65， =2.28
由參考文獻[1] P130圖8.20查得應力修正系數 =1.57， =1.76
（7）許用彎曲應力可由參考文獻[1] P147公式8.29算得：
由參考文獻[1] P146圖8.28（h）可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應力分別為：
和 。
由參考文獻[1] P147表8.7，取安全系數 =1.25。
小齒輪3和大齒輪4的應力循環次數分別為：
式中： ——齒輪轉一周，同一側齒面嚙合次數；
——齒輪工作時間。
由參考文獻[1] P147圖8.30查得彎曲強度壽命系數為：
故許用彎曲應力為
=
所以
初算齒輪法面模數
2 .計算傳動尺寸
（1）計算載荷系數
由參考文獻[1] P130表8.3查得使用
由參考文獻[1] P131圖8.7查得動載系數 ；
由參考文獻[1] P132圖8.11查得齒向載荷分布系數 ；
由參考文獻[1] P133表8.4查得齒間載荷分配系數 ，則
（2）對 進行修正，並圓整為標准模數
由參考文獻[1] P124按表8.1，圓整為
（3）計算傳動尺寸。
中心距
圓整為145mm
修正螺旋角
小齒輪分度圓直徑
大齒輪分度圓直徑
圓整b=35mm
取 ，
式中： ——小齒輪齒厚；
——大齒輪齒厚。
3.校核齒面接觸疲勞強度
由參考文獻[1] P135公式8.7
式中各參數：
（1）齒數比 。
（2）由參考文獻[1] P136表8.5查得彈性系數 。
（3）由參考文獻[1] P136圖8.14查得節點區域系數 。
（4）由參考文獻[1] P136圖8.15查得重合度系數
（5）由參考文獻[1]P142圖8.24查得螺旋角系數
（5）由參考文獻[1] P145公式8.26 計算許用接觸應力
式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻[1] P146
圖8.28（）分別查得 ，
；
——壽命系數，由參考文獻[1] P147圖8.29查得 ， ；
——安全系數，由參考文獻[1] P147表8.7查得 。故
滿足齒面接觸疲勞強度。
五、初算軸徑
由參考文獻[1]P193公式10.2可得：
齒輪軸的最小直徑： 。考慮到鍵對軸強度的削弱及聯軸器對軸徑的要求，最後取 。
中間軸的最小直徑： 。考慮到鍵對軸強度的削弱及軸承壽命的要求，最後取
輸出軸的最小直徑： 。考慮到鍵對軸強度的削弱及聯軸器對軸徑的要求，最後取 。
式中： ——由許用扭轉應力確定的系數，由參考文獻[1]P193表10.2，取
六、校核軸及鍵的強度和軸承壽命：
（一）、中間軸
1.齒輪2（高速級從動輪）的受力計算：
由參考文獻[1]P140公式8.16可知
式中： ——齒輪所受的圓周力，N；
——齒輪所受的徑向力，N；
——齒輪所受的軸向力，N；
2.齒輪3（低速級主動輪）的受力計算：
由參考文獻[1]P140公式8.16可知
式中： ——齒輪所受的圓周力，N；
——齒輪所受的徑向力，N；
——齒輪所受的軸向力，N；
3.齒輪的軸向力平移至軸上所產生的彎矩為：
4.軸向外部軸向力合力為：
5.計算軸承支反力：
豎直方向，軸承1
軸承2
水平方向，軸承1 ，與所設方向相反。
軸承2 ，與所設方向相反。
軸承1的總支撐反力：
軸承2的總支撐反力：
6.計算危險截面彎矩
a-a剖面左側，豎直方向
水平方向
b-b剖面右側，豎直方向
水平方向
a-a剖面右側合成彎矩為
b-b剖面左側合成彎矩為
故a-a剖面右側為危險截面。
7.計算應力
初定齒輪2的軸徑為 =38mm，軸轂長度為10mm，連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇 =10×8，t=5mm, =25mm。齒輪3軸徑為 =40mm，連接鍵由P135表11.28選擇 =12×8，t=5mm, =32mm，轂槽深度 =3.3mm。
由
，故齒輪3可與軸分離。
又a-a剖面右側（齒輪3處）危險，故：
抗彎剖面模量
抗扭剖面模量
彎曲應力
扭剪應力
8.計算安全系數
對調質處理的45#鋼，由參考文獻[1]P192表10.1知:
抗拉強度極限 =650MPa
彎曲疲勞極限 =300MPa
扭轉疲勞極限 =155MPa
由表10.1注②查得材料等效系數：
軸磨削加工時的表面質量系數由參考文獻[1]P207附圖10.1查得
絕對尺寸系數由附圖10.1查得：
鍵槽應力集中系數由附表10.4查得： （插值法）
由參考文獻[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數
查P202表10.5得許用安全系數[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的
9．校核鍵連接的強度
齒輪2處鍵連接的擠壓應力
齒輪3處鍵連接的擠壓應力
由於鍵，軸，齒輪的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得 ，顯然鍵連接的強度足夠！
10.計算軸承壽命
由參考文獻[2]P138表12.2查7207C軸承得軸承基本額定動負荷 =23.5KN，基本額定靜負荷 =17.5KN
軸承1的內部軸向力為：
軸承2的內部軸向力為：
故軸承1的軸向力 ，
軸承2的軸向力
由 由參考文獻[1]P220表11.12可查得：
又
取
故
取
根據軸承的工作條件，查參考文獻[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數 ，載荷系數 ，壽命系數 。由P218公式11.1c得軸承1的壽命
已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命
，故軸承壽命滿足要求
（二）、輸入軸
1.計算齒輪上的作用力
由作用力與反作用力的關系可得，齒輪軸1所受的力與齒輪2所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力 ，徑向力 ，圓周力
2.平移軸向力所產生的彎矩為：
3.計算軸承支撐反力
豎直方向，軸承1
軸承2
水平方向，軸承1 ， 軸承2 ，
軸承1的總支撐反力：
軸承2的總支撐反力：
4.計算危險截面彎矩
a-a剖面左側，豎直方向
水平方向
其合成彎矩為
a-a剖面右側，豎直方向
水平方向
其合成彎矩為
危險截面在a-a剖面左側。
5.計算截面應力
由參考文獻[1]P205附表10.1知：
抗彎剖面模量
抗扭剖面模量
彎曲應力
扭剪應力
6．計算安全系數
對調質處理的45#鋼，由參考文獻[1]P192表10.1知:
抗拉強度極限 =650MPa
彎曲疲勞極限 =300MPa
扭轉疲勞極限 =155MPa
由表10.1注②查得材料等效系數：
軸磨削加工時的表面質量系數由參考文獻[1]P207附圖10.1查得
絕對尺寸系數由附圖10.1查得：
由參考文獻[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數
查P202表10.5得許用安全系數[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的
7.校核鍵連接的強度
聯軸器處連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇 =8×7，t=4mm, =40mm。軸徑為 =25mm
聯軸器處鍵連接的擠壓應力
由於鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得 ，顯然鍵連接的強度足夠！
8.計算軸承壽命
由參考文獻[2]P138表12.2查7206C軸承得軸承基本額定動負荷 =17.8KN，基本額定靜負荷 =12.8KN
軸承1的內部軸向力為：
軸承2的內部軸向力為：
由於
故軸承1的軸向力 ，
軸承2的軸向力
由 由參考文獻[1]P220表11.12可查得：
又
取
故
取
根據軸承的工作條件，查參考文獻[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數 ，載荷系數 ，壽命系數 。由P218公式11.1c得軸承2的壽命
已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命
，故軸承壽命滿足要求
（三）、輸出軸
1.計算齒輪上的作用力
由作用力與反作用力的關系可得，齒輪4所受的力與齒輪3所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力 ，徑向力 ，圓周力
2.平移軸向力所產生的彎矩為：
3.計算軸承支撐反力
豎直方向，軸承1
軸承2
水平方向，軸承1 ， 軸承2 ，
軸承1的總支撐反力：
軸承2的總支撐反力：
4.計算危險截面彎矩
a-a剖面左側，豎直方向
水平方向
其合成彎矩為
a-a剖面右側，豎直方向
水平方向
其合成彎矩為
危險截面在a-a剖面左側。
5.計算截面應力
初定齒輪4的軸徑為 =44mm，連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇 =12×8，t=5mm, =28mm。
由參考文獻[1]P205附表10.1知：
抗彎剖面模量
抗扭剖面模量
彎曲應力
扭剪應力
6．計算安全系數
對調質處理的45#鋼，由參考文獻[1]P192表10.1知:
抗拉強度極限 =650MPa
彎曲疲勞極限 =300MPa
扭轉疲勞極限 =155MPa
由表10.1注②查得材料等效系數：
軸磨削加工時的表面質量系數由參考文獻[1]P207附圖10.1查得
絕對尺寸系數由附圖10.1查得：
鍵槽應力集中系數由附表10.4查得： （插值法）
由參考文獻[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數
查P202表10.5得許用安全系數[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的
7.校核鍵連接的強度
聯軸器處連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇 =10×8，t=5mm, =70mm。軸徑為 =35mm
聯軸器處鍵連接的擠壓應力
齒輪選用雙鍵連接，180度對稱分布。
齒輪處鍵連接的擠壓應力
由於鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得 ，顯然鍵連接的強度足夠！
8.計算軸承壽命
由參考文獻[2]P138表12.2查7208C軸承得軸承基本額定動負荷 =26.8KN，基本額定靜負荷 =20.5KN
軸承1的內部軸向力為：
軸承2的內部軸向力為：
由於
軸承1的軸向力
故軸承2的軸向力
由 由參考文獻[1]P220表11.12可查得：
又
取
故
取
根據軸承的工作條件，查參考文獻[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數 ，載荷系數 ，壽命系數 。由P218公式11.1c得軸承2的壽命
已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命
，故軸承壽命滿足要求
七、選擇聯軸器
由於電動機的輸出軸徑（d=38mm）的限制，故由參考文獻[2]P127表13-1選擇聯軸器為HL1型彈性柱銷聯軸器聯，孔徑取25mm。由於輸出軸上的轉矩大，所選聯軸器的額定轉矩大，故選HL3型，孔徑取35mm。
八、潤滑方式
由於所設計的減速器齒輪圓周速度較小，低於2m/s，故齒輪的潤滑方式選用油潤滑，軸承的潤滑方式選用脂潤滑。考慮到減速器的工作載荷不是太大，故潤滑油選用中負荷工業齒輪油（GB5903——1986），牌號選68號。潤滑油在油池中的深度保持在68——80mm之間。軸承的潤滑脂選用合成鋰基潤滑脂（SY1413——1980）。牌號為ZL——2H。由於軸承選用了脂潤滑，故要防止齒輪的潤滑油進入軸承將潤滑脂稀釋，也要防止潤滑脂流如油池中將潤滑油污染。所以要軸承與集體內壁之間設置擋油環。
九、減速器附件：
1.窺視孔及窺視孔蓋：由於受集體內壁間距的限制，窺視孔的大小選擇為長90mm，寬60mm。蓋板尺寸選擇為長120mm，寬90mm。蓋板周圍分布6個M6×16的全螺紋螺栓。由於要防止污物進入機體和潤滑油飛濺出來，因此蓋板下應加防滲漏的墊片。考慮到濺油量不大，故選用石棉橡膠紙材質的紙封油圈即可。考慮到蓋板的鑄造加工工藝性，故選擇帶有凸台的鑄鐵蓋板。
2.通氣器：為防止由於機體密封而引起的機體內氣壓增大，導致潤滑油從縫隙及密封處向外滲漏，使密封失靈。故在窺視孔蓋凸台上加安通氣裝置。由於減速器工作在情節的室內環境中，故選用結構簡單的通氣螺塞即可，其規格為M22×1.5。
3.放油孔及放油螺塞：為了能在換油時將油池中的污油排出，清理油池，應在機座底部油池最低處開設放油孔。為了能達到迅速放油地效果，選擇放油螺塞規格為M20×1.5。考慮到其位於油池最底部，要求密封效果好，故密封圈選用材質為工業用革的皮封油圈。
4.油麵指示器：為了能隨時監測油池中的油麵高度，以確定齒輪是否處於正常的潤滑狀態，故需設置油麵指示器。在本減速器中選用桿式油標尺，放置於機座側壁，油標尺型號選擇為M12。
5.吊耳和吊鉤：為了方便裝拆與搬運，在機蓋上設置吊耳，在機座上設置吊鉤。吊耳用於打開機蓋，而吊鉤用於搬運整個減速器。考慮到起吊用的鋼絲直徑，吊耳和吊鉤的直徑都取20mm。
6．定位銷：本減速器機體為剖分式，為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在機蓋和機座用螺栓聯接後，在鏜孔之前，在機蓋與機座的連接凸緣上應裝配定位銷。定位銷採用圓錐銷，安置在機體縱向兩側的聯接凸緣得結合面上，呈非對稱布置。圓錐銷型號選用GB117-86 A6×35。
7.起蓋螺釘：在機蓋與機座聯接凸緣的結合面上，為了提高密封性能，常塗有水玻璃或密封膠。因此聯接結合較緊，不易分開。為了便於拆下機蓋，在機蓋地凸緣上設置一個起蓋螺栓。取其規格為M10×22。其中螺紋長度為16mm，在端部有一個6mm長的圓柱。
十一 、參考文獻
1 陳鐵鳴主編．機械設計．第4版．哈爾濱,哈爾濱工業大學出版社,2006
2 王連明,宋寶玉主編．機械設計課程設計．第2版.哈爾濱,哈爾濱工業大學出版社,2005
3 陳鐵鳴, 王連明主編．機械設計作業指導．哈爾濱,哈爾濱工業大學出版社,2003
4徐灝主編．機械設計手冊（第二版）．北京：機械工業出版社，2004
5陳鐵鳴主編．新編機械設計課程設計圖冊．北京：高等教育出版社，2003
6王知行，劉廷榮主編．.機械原理．.北京：高等教育出版社，2005
㈦ 我想知道一下二級斜齒輪減速器中，中間那根軸上的兩個齒輪的旋向為什麼是相反的
這個二級減速器有兩種設計方法，一個是中間同向，一種是中間反向，如果是反旋向，中間軸向力為同方向，此時軸向力最大，如果同旋向，軸向力相反，中間軸上的軸向力最小，如果設計時，為使中間軸上的軸向力最小，也應該選擇通宵旋向
㈧ 設計二級斜齒減速器 ，中間軸軸向力是要抵消一部分的，但是中間軸上兩個軸向力設計成受拉好還是受壓好，
計二級斜齒減速器 ，中間軸軸向力是要抵消一部分確
你怎麼肯定好的
㈨ 大三機械課程設計 二級減速器
GHI整理的機械1000份課設畢設，你說的這個裡面有的，有圖紙和說明書J