1、設計題目： 學院 ：班級：設計者：學號： 指導老師：設計時間：目 錄一、設計任務書-2二、傳動方案分析-2三、電動機的選擇計算-3四、總傳動比的確定和各級傳動比的分配-3五、運動和動力參數(shù)的計算-3六、傳動零件的設計-4七、軸的設計和計算-13八、滾動軸承的選擇和計算-18九、鍵連接的選擇和計算-20十、聯(lián)軸器的選擇和計算-21十一、潤滑和密封的說明-21十二、拆裝和調(diào)整的說明-22十三、減速箱體的附件的說明-22十四、設計小節(jié)-23十五、參考資料-23一、設計任務書課程設計的題目：帶式運輸機傳動裝置（二級斜齒輪展開式）（1）傳動示意圖：（2） 輸送帶的牽引力F=1500KN 輸送帶的速度=1

2、.3m/s提升機鼓輪的直徑D=300mm（3）工作條件及設計要求：工作環(huán)境清潔，運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定,工作壽命為20年，每年300個工作日，每日工作16小時?？倐鲃颖日`差不超過±5%。二、傳動方案分析這是兩級減速器中最簡單、應用最廣泛的結(jié)構。但齒輪相對于軸承位置不對稱。當軸產(chǎn)生彎扭變形時，載荷在齒寬上分布不均勻，因此軸應設計得具有較大剛度，并使高速軸齒輪遠離輸入端。淬硬齒輪大多采用此結(jié)構。 計 算 及 說 明三電動機選擇計算1原始數(shù)據(jù)如下：輸送帶的牽引力F=1500N輸送帶工作速度V=1.3m/s提升機鼓輪的直徑D=300mm2電動機型號選擇運輸機所需功率Pwkw取1=0.94

3、（帶）,2=0.97（軸承） ,3=0.98（齒輪傳動）,4=0.98（聯(lián)軸器）,5=0.98（滾筒效率）；a=1×(2)4×( 3)2×4×5=0.75電動機功率 Pd=Pw / a=2.6 kw,故選擇其額定功率為3kw工作機轉(zhuǎn)速 r / min電動機轉(zhuǎn)速 已知.，故選電動機型號為Y132S-6 其主要參數(shù)為：Nd=78r / min,D=24mm,，H=160mm, r / min四總傳動比確定及各級傳動比分配 分配原則：各級傳動尺寸協(xié)調(diào)，承載能力接近，兩個大齒輪直徑接近以便潤滑。 nm=960r / min；ia=nm / n=960 / 82.

4、8=11.60，取其為2.5，所以 所以五運動和動力參數(shù)的計算（各軸轉(zhuǎn)速，各軸輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩）1.各軸轉(zhuǎn)速：n1=nm / i1=960/2.5=384r / minn2=n1 / i2=384/2.46=156.10r / minn3=n2 / i3=156.10 /1.89=82.60 r / min2.各軸輸入功率：P1=Pd×01=2.6×0.94=2.444kwP2=P1×02=2.444×0.98×0.97=2.32kwP3=P2×34=2.32×0.98×0.97=2.205kwP4 = kw3.

5、各軸輸入轉(zhuǎn)距：Td=9550×Pd/nm=9550×2.6/960=25.86N·mT1=9550×P1/N 1=9550×2.444/384=60.78 N·mT2=9550×P2/N2=9550×2.32/156.10=141.93 N·mT3=9550×P3/N3=9550×2.205/82.6=254.94N·m運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表：軸名功率P(kw)轉(zhuǎn)距T(N·m)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動比i效率 輸入輸出輸入輸出電動機軸325,869602.

6、5 0.94 一軸2.4441.95560.77159.55583842.460.95二軸1.8971.859142.11139.27156,101.890.95 三軸1.8031.714255.32242.7182.6010.95六傳動零件的設計計算1.帶傳動的選擇計算 工作情況為：運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定。所以選用Ka=1.1計算功率為Pca=Ka×P=1.1×2.6=2.86kw 小帶輪轉(zhuǎn)速為384r/min根據(jù)計算功率Pca和小帶輪轉(zhuǎn)速n1查表選擇的帶型為普通v帶B型初選小帶輪的基準直徑d1:查表選d1=140mm 故d2=i1×d1=2.5&

7、#215;140=350mm,查表確定d2為350mm驗算帶的速度v1:v=×d1×nm/(60×1000)=3.14×140×960/(60×1000)=7.03 m/s,經(jīng)驗算符合要求 確定中心距a和帶的基準長度Ld:根據(jù)傳動的結(jié)構需要初定中心距a0，取0.7×(d1+d2)<a0<2(d1+d2)0.7×(d1+d2)=(140+350) ×0.7=3432(d1+d2)= (140+350) ×2=980取a0=400mm所需帶的基準長度Ld12×a0+/2

8、5;(d1+d2)+(d2-d1) × (d2-d1)/4×a0=1596.86,查表選擇Ld=1600mm實際中心距aa0+(Ld-Ld1)/2=400+(350-140) /2=505=a-0.015Ld=505-0.015×1600= 481mm , =a+0.03Ld=505+0.03×1600=553mm驗算主動輪上的包角1:1180°(d2-d1)/a×57.3°=180°-(350-140)/505×57.3°= 156.17°90°符合要求確定帶的根

9、數(shù)z：Z=Pca/(Po+Po)KKL由d1和nm 查表 2.08kw由nm和i 查表Po=0.30kwZ=2.86/(2.08+0.30) ×0.92×0.95=1.375其中 0.950.92確定預緊力Fo:=500Pca(2.5-)/zv+qv²=500×+0.18×=174.84N由于新帶容易松弛，所以對非自動緊張的帶傳動，安裝新帶的預緊力應大于上述預緊力，所以F0=1.5×174.84=262.26N計算帶傳動作用在軸上的力Fp為了設計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的力Fp。如果不考慮帶的兩邊的拉力差，則Fp=

10、2zsin(/2)=2×2×174.84×sin()=683.97N2.高速級齒輪設計u 選精度等級、材料及齒數(shù)運輸機一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。材料選擇。有表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù) Z1=24, 大齒輪齒數(shù) Z2=2.46×2460選取螺旋角。初選螺旋角 =u .按齒面接觸疲勞強度進行計算設計計算公式是1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 載荷系數(shù) Kt=1.6 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)為ZH=2.433 由圖10-26查得

11、0.78 0.87則+=1.65 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T1=95.5××P/N=95.5××2.6/384=6.46×Nmm 由表10-7選取齒寬系數(shù) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 由圖10-21d查得齒輪的接觸疲勞強度極限MPa 應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×384×1×96000=2.21×N2= N1/i=2.21×/2.5=0.89× 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9, KHN2 =0.94 計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=10.9

12、5;600/1=540 MPa0.94×550/1=517 MPa 所以需用接觸應力為=×(540+517)=528.5 MPa2)代入數(shù)據(jù)進行計算a.計算小齒輪分度圓直徑66.47mmb.計算圓周速度 V=dt1 n1/（60x1000）=x66.47x384/（60x1000）=1.34m/sc.計算齒寬b及模數(shù)b=d d1t=1x66.47mm=66.47mm=/ Z1=66.47×/24=2.69mmd計算齒寬與齒高之比b/h齒高 h=2.25 mt=2.25x2.69mm=6.05mm所以b/h=66.47/6.05=10.99mme.計算縱向重合度&#

13、215;Z1×=0.318×1×24×tan14°=1.903f.計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.34m/s ，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.1直齒輪，KH= KF=1.2 . .由表10-2查得使用系數(shù)KA=1查圖10-13得KF= 1.35由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪1相對支承非對稱布置時，由b/h=10.99，KH=1.422, ，故載荷系數(shù)K= KAKvKHKH=1x1.1x1.2x1.422=1.71 g.按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由（10-10a）得=66.47x=67.96mm h.計算模數(shù)=mmu

14、按齒根彎曲強度設計1)確定公式的計算數(shù)值載荷系數(shù) K= KAKvKFKF=1x1.1x1.2x1.422=1.88根據(jù)縱向重合度1.903,從圖10-28中查得螺旋角影響系數(shù)0.88計算當量齒數(shù)查取齒形系數(shù)由表10-5查得 YFa1=2.592，YFa2=2.22查取應力校正系數(shù)由表10-5查得 YSa1= 1.596，YSa2=1.73查取大小齒輪的YFa YSa/ F由圖10-20C查小齒輪彎曲疲勞強度極限=500Mpa;小齒輪=380 Mpa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85;=0.88所以取彎曲疲勞系數(shù)為S=1.4,有式10-12得?。?F1= KFN1FE1/S =0.85x

15、500/1.4=303.57 Mpa大： F2= KFN2FE2/S=0.88x380/1.4=238.86 Mpa故：?。篩Fa1 YSa1/ 大：YFa2 YSa2/ F2= 2.22 x 1.77/238.86=0.01645Mpa 2）設計計算 對比計算結(jié)果，齒面接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2.5mm,已經(jīng)可以滿足彎曲強度。但為了同時滿足彎曲疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=68mm來計算相應的齒數(shù)于是 由Z1=d1/=68/2.527取Z1=27,則Z2=2.5×27=67.5 取Z2=68u 幾何尺寸計算1) 計算中心距(2

16、7+68)×2.5/2cos14°=122.4mm將中心距圓整為123mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角15.10°因為值變化很小，故參數(shù)、等參數(shù)不必修正3) 計算大小齒輪的分度圓直徑=69.59mm齒頂圓直徑齒根圓直徑4) 計算齒輪寬度所以取B1=70mm , B2=75mm3.低速級齒輪設計u 選定齒輪類型、精度等級、材料及熱處理工藝。根據(jù)傳動特點：選用斜齒圓柱齒輪傳動；速度不高，所以與一級一樣選用7級精度；材料選擇：選擇小齒輪材料為40 Cr，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS；熱處理工藝：大小齒輪都用調(diào)質(zhì)處理。初選小齒輪齒數(shù)為Z1

17、=24 大齒輪齒數(shù)為Z2=1.89×2446u= / =1.92u .按齒面接觸疲勞強度進行計算設計的計算公式是：1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： a 載荷系數(shù) Kt=1.3b 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2=9550=9550×=141.93c 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1d 由表10-6查的材料的彈性系數(shù)ZE=189.8Mpa1/2e 由圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪1的接觸疲勞強度極限Hlim1=600Mpa大齒輪2的接觸疲勞強度極限Hlim2=550Mpaf 計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×156.10×1×（16×30

18、0×15）=6.74× N2=N1/u=6.74×/1.92=3.51×g 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1，KHN2=1-接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式（10-12）得H1= KHN1XHlim1/S=1x600=600MPaH2= KHN2XHlim2/s=1x550=550mPa所以 H=550MPa2) 計算a 求小齒輪分度圓直徑,帶入公式計算mmb 計算圓周速度c 計算齒寬d 計算齒寬與齒高之比模數(shù)：齒高：b/h=32.21/2.93=10.99mme 計算載荷系數(shù)根據(jù) 七級精度，由圖108查得動載荷系數(shù) ;

19、斜齒輪由表102查得使用系數(shù);由表104用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，由=10.99，查圖1013，得；故載荷系數(shù)f 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑g 計算模數(shù)u 按齒根彎曲強度設計/即按公式設計計算1) 確定公式中的各計算值a 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞極限；大齒輪的彎曲疲勞極限；b 由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)，c 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）有d 計算載荷系數(shù)Ke 查取齒形系數(shù) 由表105查得；f 查取應力校正系數(shù) 由表105查得；g 計算大，小齒輪的并加一比較大齒輪的數(shù)值大。2) 設計計算 由齒面接觸疲勞強

20、度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（既模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取彎曲強度所算得的模數(shù)1.342mm并就圓整為標準值m=1.5，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=34.76mm.算出小齒輪的齒數(shù)大齒輪齒數(shù) 這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構緊湊，避免浪費。3) 幾何尺寸計算a 計算分度圓直徑b 計算中心距c 計算齒輪寬度取 ，驗算傳動系統(tǒng)速度誤差 m/s m/s 滿足要求七、軸的設計和計算(一) 第一根軸的設計已知條件：軸上的功率P1=

21、2.444kw,轉(zhuǎn)速n1=384r/min,轉(zhuǎn)矩T1=60.771Nm1) 初步計算直徑 軸的材料選用常用的45鋼當軸的支撐距離未定時， 無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應力確定軸徑d，計算公式為：1軸為外伸軸，初算軸徑作為最小直徑，應取較小的A值；查表15-3取A1= 112，初定d1=21mm2) 軸的結(jié)構設計 結(jié)構圖如下裝配方案是：左端依次安裝角接觸球軸承，軸承端蓋，右端依次安裝套筒、角接觸球軸承，軸承端蓋，帶輪。軸的徑向尺寸：當直徑變化處的端面用于固定軸上零件或承受軸向力時，直徑變化值要大些，可?。?8）mm，否則可?。?6）mm軸的軸向尺寸：軸上安裝

22、傳動零件的軸段長度是由所裝零件的輪轂寬度決定的，而輪轂寬度一般是和軸的直徑有關，確定了直徑，即可確定輪轂寬度。軸的端面與零件端面應留有距離L，以保證零件端面與套筒接觸起到軸向固定作用，一般可取L=（13）mm。軸上的鍵槽應靠近軸的端面處。(二) 第三根軸的設計已知條件：軸上的功率P3=1.714kw,轉(zhuǎn)速n3=82.60 r/min,轉(zhuǎn)矩T3=242.71Nm1) 初步計算軸徑a 軸的材料選用常用的45鋼3軸也為外伸軸，初算軸徑作為最小直徑，應取較小的A值；查表取A3=112，取為35mmb 輸出軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器的直徑處。為了使所選直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型

23、號。聯(lián)軸器的計算扭矩Tca=kaT=1.3×1226.1=1764.88 n.m 故取聯(lián)軸器型號為HL5型 則孔徑dFG=50 半聯(lián)軸器與軸配合的長度為L1=107mm2) 軸的結(jié)構設計 初步設計如下圖：裝配方案：左端依次安裝齒輪，角接觸球軸承，端蓋，右端依次安裝角接觸球軸承、 軸承端蓋，聯(lián)軸器。尺寸設計準則同1軸(三) 第二根軸的設計及其校核已知條件：軸上的功率P2=8.29kw,轉(zhuǎn)速n2=173.5 r/min,轉(zhuǎn)矩T3=456.4Nm1) 初步確定軸的最小直徑 2軸為非外伸軸，應取較大的A值；查表15-3，A2=120。 取d2 =45mm2) 軸的初步設計如下圖：裝配方案：左

24、端依次安裝大齒輪，角接觸球軸承，端蓋，右端依次安裝 角接觸球軸承、端蓋。尺寸設計準則同1軸3) 2軸的彎扭合成強度計算由2軸兩端直徑d=45mm，查機械零件手冊得到應該使用的軸承型號為7309C，D=100mm，B=25mm a=20.2mm（軸承的校核將在后面進行）。a 求作用在齒輪上的力,軸上的彎距、扭距，并作圖 齒輪上的作用力：大齒輪的圓周力=2 /d1=2*456.4/242.2=3.77KN;徑向力= tan=3.77*tan20°=1.37KN軸向力為KN 小齒輪的圓周力 =2/ d2=2*456.4/120=7.6KN;徑向力 =tan=3.77*tan20°

25、=2.77KN軸的結(jié)構圖做出軸上的彎矩圖和扭矩圖。水平面：鉛垂面：同理用受力分析得到,所以 載荷水平面垂直面支反力F彎矩MMV1=160.5N·m MV2=227.8N·m 總彎矩 扭矩TT=456.4 N·m4) 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)式（15-5）和上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，取a=0.6,軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 因此,故安全.八滾動軸承的選擇計算1軸上的軸承的選擇兩端采用角接觸球軸承，根據(jù)軸直徑d=25mm，選

26、擇角接觸球軸承的型號為7005C，主要參數(shù)如下：D=47mm;B=12mm;a=10.8mm基本額定靜載荷 Co=7.45 kN基本額定動載荷 C =11.5kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=12000r / min2軸上軸承的選擇與壽命檢驗(1).軸承的選擇選擇使用角接觸球軸承，根據(jù)軸直徑d=30mm，選用角接觸球軸承的型號為7006C，主要參數(shù)如下： D=55mm；B=13mm；a=12.2mm基本額定靜載荷 Co=10.2 kN基本額定動載荷 C =15.2 kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=9500 r / min(2).壽命計算 兩軸承的徑向合力分別為：由插值法確定得 兩次相差的值不大，因此確定查表13

27、-5得 兩軸承運轉(zhuǎn)中只有輕度沖擊，按表13-6，=1.1，則 所以按軸承1 的受力大小驗算軸承計算壽命 減速器設計壽命 所以 滿足壽命要求。 (3).極限工作轉(zhuǎn)速計算以上所選各軸承的極限轉(zhuǎn)速都成立，所以他們的極限工作轉(zhuǎn)速一定滿足要求。3.軸的軸承選擇選擇使用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d=75mm，選用深溝球軸承的型號為6215，主要參數(shù)如下： D=130mm；B=25mm；基本額定靜載荷 Co=49.5 kN基本額定動載荷 C =66 kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=4500 r / min九、鍵連接的選擇和計算1) 鍵的選擇軸鍵槽部分的軸徑為28mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵8×7,b=8mm,

28、 h=7mm, L=75mm軸左端鍵槽部分的軸徑為80.25mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵22×14 ,b=22mm h=14mm L=100mm軸鍵槽部分的軸徑為52mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵 16×10,b=16mm, h=10mm, L=65mm2) 軸鍵的強度計算假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵聯(lián)接的強度條件為查表6-2得，鋼材料在輕微沖擊下的許用擠壓應力為100120MPa，所以取=110 MPa軸上鍵的強度計算T2=456.3Nm k=0.5h=5mm l=L-b=65-16=49mm故滿足強度條件十聯(lián)軸器的選擇計算1計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距查表14-1得小

29、轉(zhuǎn)距、電動機作原動機情況下取1226.1=1839.15Nm2型號選擇根據(jù)計算轉(zhuǎn)距選擇撓性聯(lián)軸器GY8型主要參數(shù)如下：公稱扭距 （滿足要求）許用轉(zhuǎn)速 （滿足要求）軸孔直徑 d=60mm軸孔長度 L=142mm十一潤滑和密封說明1潤滑說明因為滾動軸承速度較低，所以軸承采用稠度較小的潤滑脂進行脂潤滑。潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。齒輪速度沒超過23m/s,所以采用浸油潤滑，齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x為3060mm。2密封說明防止外界的灰塵、水分等侵入軸承并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?，軸承的密封裝置用“擋油盤”。在試運轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允

30、許漏油。部分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應涂上潤滑脂。十二拆裝和調(diào)整的說明3) 在安裝調(diào)整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。當軸直徑為3050mm時，可取游隙為4070mm。4) 在安裝齒輪后，必須保證需要的側(cè)隙及齒面接觸斑點，側(cè)隙和接觸斑點是由傳動精度確定的，可查手冊。當傳動側(cè)隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研跑合或調(diào)整傳動件的嚙合位置。十三減速箱體的附件說明箱體是用來支持旋轉(zhuǎn)軸和軸上零件，并為軸上傳動零件提供封閉工作空間，防止外界灰砂侵入和潤滑逸出，并起油箱作用，保證傳動零件嚙合過程良好的潤滑。箱體的一些結(jié)構尺寸

31、，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消耗、質(zhì)量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規(guī)則和應力分布的復雜性，未能進行強度和剛度的分析計算，但是可以根據(jù)經(jīng)驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強度。箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。其材料為：HT200。加工工藝路線：鑄造毛坯時效油漆劃線粗精加工基準面粗、精加工各平面。粗、半精加工各主要加工孔精加工主要孔粗、精加工各次要孔加工各緊固孔、油孔等去毛刺清洗檢驗。箱體附件有：窺視孔及窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、起蓋螺釘、油標、放油孔及放油螺塞、起吊裝置。十四設計小結(jié)

32、經(jīng)過兩個多星期的工作，我和胡繼終于共同將此次設計完成。之前真的低估了課程設計的難度，當動手算、動手查每一個數(shù)據(jù)并一遍遍改正的時候才越來越發(fā)現(xiàn)設計任務的艱巨，它不僅僅需要有不錯的機械設計基礎知識，更重要的是要有一定得耐力和細心。通過此次設計，我們對機械設計知識有了進一步的了解和掌握，也進一步掌握了對CAD知識的熟練運用，最終懂得了減速器的設計過程。另外我們此次設計的如期完成也離開不了沈愛紅老師對于本次的課程設計提供的很多的指導與幫助，在這里真心地感謝沈老師。十五參考資料1機械設計濮良貴 紀名剛 主編，高等教育出版社，2005年。2機械設計課程設計手冊吳宗澤 羅圣國主編，高等教育出版社，2006年。3.工程圖學魯屏宇主編 2006年。4.互換性與測量技術基礎 毛平淮主編。5機械設計手冊軟件版 第三版。結(jié)果Pw=1.95kwa =0.75=82.8 r / min電動機型號Y132S-6相關參數(shù)為Nd=78r / minD=24mmP=2-2kwH=160mmNm=960 r / min=1.89=2.46n1=384 r / minn2=156.10r / minn3= =82.60r / minP1=2.444kwP2=2.32kwP3= 2.205kwP4= 1