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機械設計 課程設計(論文) 題　目: 帶式運輸機傳動裝置的設計 學生姓名 專 業(yè) 學 號_ 班 級_ 指導教師 成 績_ 工程技術學院 2013年 1月10日 目 錄 1 前言………………………………………………………………………………… 2 傳動裝置的總體設計……………………………………………………………… 2.1比較和選擇傳動方案…………………………………………………………… 2.2選擇電動機……………………………………………………………………… 2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比…………………………………………… 2.4 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)………………………………………………… 3 傳動零件的設計計算……………………………………………………………… 3.1 第一級齒輪傳動設計計算……………………………………………………… 3.2 第二級齒輪傳動設計計算……………………………………………………… 4 畫裝配草圖………………………………………………………………………… 4.1 初估軸徑及初選聯(lián)軸器………………………………………………………… 4.2 初選聯(lián)軸器……………………………………………………………………… 4.3 箱體尺寸計算…………………………………………………………………… 4.4 箱體內壁尺寸確定……………………………………………………………… 4.5 軸尺寸的確定…………………………………………………………………… 5 軸的校核計算……………………………………………………………………… 5.1 高速軸受力分析………………………………………………………………… 5.2 中速軸校核計算………………………………………………………………… 5.3 低速軸校核計算………………………………………………………………… 6 軸承驗算………………………………………………………………………… 6.1 高速軸軸承驗算………………………………………………………………… 6.2 中速軸軸承驗算………………………………………………………………… 6.3 低速軸軸承驗算………………………………………………………………… 7 鍵聯(lián)接的選擇和計算……………………………………………………………… 7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算………………………………………… 7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算………………………………………… 7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算…………………………………………… 7.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算………………………………………… 8 齒輪和軸承潤滑方法的確定……………………………………………………… 8.1 齒輪潤滑方法的確定…………………………………………………………… 8.2 軸承潤滑方法的確定…………………………………………………………… 9 密封裝置的選擇…………………………………………………………………… 10 結論……………………………………………………………………………… 參考文獻……………………………………………………………………………… 致謝…………………………………………………………………………………… 6 7 帶式運輸機傳動裝置設計 1 引言 機械設計課程在機械工程學科中占有重要地位，它是理論應用于實際的重要實踐環(huán)節(jié)。本課程設計培養(yǎng)了我們機械設計中的總體設計能力，將機械設計系列課程中所學的有關機構原理方案設計、運動和動力學分析、機械零部件設計理論、方法、 結構及工藝設計等內容有機地結合，使課程設計與機械設計實際的聯(lián)系更為緊密。 本課程設計的設計任務是展開式二級圓柱齒輪減速器的設計。高速級采用斜齒輪傳動，低速級采用直齒輪傳動。圓柱齒輪傳動減速器是一種將由電動機輸出的高轉速降至要求的轉速的比較典型的機械裝置，可以廣泛地應用于礦山、制藥、造船、機械、環(huán)保及食品輕工等領域。 本次設計綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展；學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和步驟，培養(yǎng)工程設計能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計算、制圖、運用設計資料（手冊、 圖冊）進行經(jīng)驗估算及考慮技術決策等機械設計方面的基本技能。 設計內容 計算及說明 結果 2傳動裝置的總體設計 2.1比較和選擇傳動方案 2.1.1傳動方案的特點 2.1.2畫傳動系統(tǒng)結構簡圖 根據(jù)已知條件計算出減速器的數(shù)據(jù) 二級圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長期工作，使用維護方便，但結構尺寸較大。因為根據(jù)結構、性能和經(jīng)濟性不同，要根據(jù)工作條件要求確定較好的傳動方案。 特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。 2.2選擇電動機 2.2.1 計算總效率 2.4 計算傳動裝置運動和動力參數(shù) 計算總傳動比和分配各級傳動比 3 傳動零件的設計計算 3.1 第一級齒輪傳動設計計算 材料選擇和熱處理方法 3.2 第二級齒輪傳動設計計算 4 畫裝配草圖 4.1 初估軸徑及初選聯(lián)軸器 4.1.1高速軸初估軸徑及初選聯(lián)軸器 4.1.2中間軸初估軸徑 4.1.3低速軸初估軸徑及初選聯(lián)軸器 4.2 初選軸承 4.2.1高速軸軸承選則 4.2.2中間軸軸承選擇 4.2.3低速軸軸承選擇 4.3 箱體尺寸計算 4.4箱體內壁尺寸確定 4.5 軸尺寸的確定 5 軸的校核計算 5.1 高速軸受力分析 5.2 中速軸校核計算 5.3 低速軸校核計算 6 軸承驗算 6.1 高速軸軸承驗算 6.2 中速軸軸承驗算 6.3 低速軸軸承驗算 7 鍵聯(lián)接的選擇和計算 7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算 7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算 7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算 7.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算 8 齒輪和軸承潤滑方法的確定 8.1 齒輪潤滑方法的確定 8.2 軸承潤滑方法的確定 9 密封裝置的選擇 9．1軸承端蓋結構 10 結論 總效率：由機械設計課程設計手冊查得：η1（聯(lián)軸器1）=0.99，η2（軸承1）=0.99，（齒輪1）=0.96，η4（軸承2）=0.99，η5（齒輪2）=0.96；（軸承3）=0.99，（聯(lián)軸器2）=0.99 ==0.990.990.960.990.96 0.990.99=0.876 卷筒的效率0.96 工作機所需功率kW： =4.08kW 電動機功率：額定功率>=工作要求的功率 =2.87/0.876=4.66kW 對Y系列電動機，多選用同步轉速為1500r/min或1000r/min。 根據(jù)表12-1選取電機型號為Y132S-4：額定功率5.5kW，滿載轉速1440r/min，最大額定轉矩2.3，同步轉速15001440r/min，4級 轉速：電動機可選轉速范圍： 為工作機鼓輪轉速，r/min，=601000v/D 18.84 總傳動比: -電動機滿載轉速 多級傳動比: 分配各級傳動比： 1） 各級傳動比應盡量在推薦范圍內選??； 2） 應使傳動裝置結構緊湊、重量輕； 3） 各傳動件尺寸協(xié)調，避免干涉。 展開式二級圓柱齒輪減速器： ==18.84 取=1.4 （1）各軸轉速 （2）各軸功率 （3）各軸轉矩 由表選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度喂280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質后表面淬火）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 選小齒輪齒數(shù)=21，大齒輪齒數(shù)=107.94，取=108. 1. 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（10-9a）進行試算，即 （1） 確定公式內的各計算數(shù)值 1） 試選載荷系數(shù)=1.3。 2） 計算小齒輪傳遞的扭矩。=30573.310Nmm 3） 選取齒寬系數(shù)=1 4） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa，區(qū)域系數(shù)=2.5 5） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa。 6） 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 =6014401（283658）=4.03710 =4.03710/5.14=0.78510 7） 由圖取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90；=0.95. 8） 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得 ==0.9600MPa=540MPa ==1.30550MPa=715MPa 2．計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 ==38.229mm 2）計算圓周速度v。 v==m/s=2.88m/s 3）計算齒寬b。 b==138.299mm=38.299mm 4）計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=2.88m/s，7級精度，由圖查得動載系數(shù)=1.10； 直齒輪，==1.2； 由表查得使用系數(shù)=1； 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，=1.417。 由=9.337，=1.417。查圖得1.33； 故動載系數(shù)==11.101.21.417=1.87 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 ==38.229=43.154mm 7）計算模數(shù)m。 m=/=mm=2.055mm 3. 按齒根彎曲強度設計 由式的彎曲強度的設計公式為 m (1) 確定公式內的各計算數(shù)值 1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限=380MPa； 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85,=0.92; 3）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）得 ==MPa=303.57MPa ==MPa=249.71MPa 4）計算載荷系數(shù)K。 =11.061.21.31=1.654 5）查取齒形系數(shù)。 =2.65 =2.18 6）查取應力校正系數(shù)。 =1.58 =1.82 7）計算大、小齒輪的并加以比較。 ==0.0138 ==0.0159 大齒輪的數(shù)值大 （2）設計計算 =1.253 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(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強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.358并就近圓整為標準值m=1.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑=43.154mm，算出小齒輪齒數(shù) ==29 大齒輪齒數(shù) =5.1429=149.06，取=149。 4.幾何尺寸計算 （1） 計算分度圓直徑 =291.5=43.5mm =1491.5=223.5mm （2） 計算中心距 =133.5mm （3） 計算齒輪寬度 =143.5mm=43.5mm 取=43.5mm,=51mm。 圓整中心距后的強度校核 圓整a=135mm 計算變位系數(shù)和 (1)a’=arccos[(acosα/a’)]=arcos[(133.5cos20)/135] =21.682 ZΣ=Z1+Z2=29+149=179 XΣ=X1+X2=(invα`-invα)ZΣ/(2tanα)=(inv21.682-inv20)179/(2tan20)=1.047 選小齒輪齒數(shù)=29，大齒輪齒數(shù)=149.06，取=149。 1. 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（10-9a）進行試算，即 （4） 確定公式內的各計算數(shù)值 9） 試選載荷系數(shù)=1.3。 10） 計算小齒輪傳遞的扭矩。=1.223410Nmm 11） 選取齒寬系數(shù)=1 12） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa 13） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa。 14） 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 =60241.211（283658）=6.76210 =6.76210/4.59=1.47310 15） 由圖取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.96；=1.0。 16） 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得 ==0.96600MPa=576MPa ==1.0550MPa=550MPa 2．計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 =2.32mm=66.041mm 2）計算圓周速度v。 v==m/s=0.834m/s 3）計算齒寬b。 b==166.041mm=66.041mm 4）計算齒寬與吃高之比。 模數(shù) ==66.041/24mm=2.752mm 齒高 h=2.25=2.252.752mm=6.192 5）計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=0.802m/s，7級精度，由圖查得動載系數(shù)=1.05； 直齒輪，==1； 由表查得使用系數(shù)=1； 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，=1.423。 由=10.67，=1.423。查圖得1.35； 故動載系數(shù)==11.0511.423=1.494 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 ==66.041=69.175mm 7）計算模數(shù)m。 m=/=mm=2.88mm 3. 按齒根彎曲強度設計 由式的彎曲強度的設計公式為 m (1) 確定公式內的各計算數(shù)值 1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限=380MPa； 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.90,=0.94; 3）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）得 ==MPa=321.43MPa ==MPa=255.14MPa 4）計算載荷系數(shù)K。 =11.0511.35=1.4175 5）查取齒形系數(shù)。 =2.65 =2.18 6）查取應力校正系數(shù)。 =1.58 =1.79 7）計算大、小齒輪的并加以比較。 ==0.01303 ==0.01501 大齒輪的數(shù)值大 （2）設計計算 =2.08mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(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強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.08并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑=69.175，算出小齒輪齒數(shù) ===27.67 取小齒輪齒數(shù)=27 大齒輪齒數(shù) =4.5927=123.93，取=125。 4.幾何尺寸計算 （1） 計算分度圓直徑 =272.5=67.5mm =1252.5=312.5mm （5） 計算中心距 =190mm （6） 計算齒輪寬度 =167.5mm=67.5mm 取=67.5mm,=72.5mm。 根據(jù)公式初估軸頸 已知該軸輸入功率=3.25kW，轉速=1440r/min，選取軸的材料為40，調質處理。參考文獻【2】表15—3取，于是得： 該軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸徑與聯(lián)軸器孔徑適應，故同時選用聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，參考文獻【2】表14—1選取則 按計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，，參考文獻【1】,查標準選用聯(lián)軸器；主動端軸孔直徑為24，軸孔長52，型軸孔，型鍵槽；從動端軸孔直徑為20，軸孔長52，型軸孔，型鍵槽。 綜上：高速軸的初估直徑為 已知該軸輸入功率=3.09kW，轉速=241.21r/min，選取軸的材料為40，調質處理。參考文獻【2】表15—3取，于是得： 由于該軸上存在兩個鍵槽故將軸徑放大15%，同時為了配合軸承的使用故取。 已知該軸輸入功率=2.93kW，轉速=52.52r/min，選取軸的材料為45鋼，調質處理。參考文獻【2】表15—3取，于是得： 由于軸上存在兩個鍵槽故將軸徑放大10%后取。該軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸徑與聯(lián)軸器孔徑適應，故同時選用聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，參考文獻【2】表14—1選取則 按計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，，參考文獻【1】,選取聯(lián)軸器；主動端軸孔直徑為，軸孔長，型軸孔，型鍵槽；從動端軸孔直徑為，軸孔長，型軸孔，型鍵槽。 綜上：低速軸的初估直徑為 選用深溝球軸承軸承內徑的確定。 高速軸上安裝的軸承內徑比最小軸徑放大兩次。第一次放大是為了軸上零件的軸向定位，。第二次放大是為了軸承裝拆方便，。 第一次放大：??；第二次放大，為了配合軸承內徑從而取，軸承內徑為25。 確定軸承尺寸代號。 這里選02系列軸承。故軸承代號6205，其外徑寬。 軸承內徑的確定。其內徑即中間軸的最小軸徑，為。 確定軸承尺寸代號。 這里選02系列軸承。故軸承代號為，其外徑寬。 軸承內徑的確定。 低速軸上安裝的軸承內徑比最小軸徑放大兩次。第一次放大是為了軸上零件的軸向定位，。第二次放大是為了軸承裝拆方便，。 第一次放大：?。坏诙畏糯?，為了配合軸承內徑從而取，即軸承內徑為。 確定軸承尺寸代號，這里選02系列軸承。故軸承代號為6212，其外徑寬。 名稱 符號 齒輪減 器尺寸關系/mm 箱座壁厚 δ 8 箱蓋壁厚 δ1 8 箱蓋凸緣厚度 b1 12 箱座凸緣厚度 b 12 箱座底凸緣厚度 b2 20 地腳螺釘直徑 df M20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 M16 蓋與座連接螺栓直徑 d2 M12 連接螺栓d2的間距 l 160 軸承端蓋螺釘直徑 d3 高M8；中M8；低M10 視孔蓋螺釘直徑 d4 M8 定位銷直徑 d 8 df、d1、d2至外箱壁距離 C1 ；； df、d1、d2至凸緣邊緣距離 C2 ；； 軸承旁凸臺半徑 R1 20 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便扳手操作為準 外箱壁至軸承座端距 離 l1 47 鑄造過渡尺寸 x、y ； 大齒輪頂圓與內箱距離 Δ1 12 齒輪端面與內箱壁距離 Δ2 10 箱蓋、箱座肋厚 m1、m ； 軸承端蓋外徑 D2 96；106；160 軸承旁連接螺栓距離 s 盡量靠近，一般取 取箱體內壁與齒輪頂圓距離=，取箱體內壁與齒輪端面距離，取兩級齒輪端面間距離，箱體底部內壁與最大齒輪的頂圓的距離28，高速級大齒輪端面距箱體內壁距離取，則箱體內壁寬度和長度為； =10+72.5+40.5+7+12=142 第一級齒輪傳動的中心距，第二級齒輪傳動的中心距，低速軸大齒輪直312.5mm，高速級小齒輪齒頂圓直徑40.5mm。 帶入數(shù)據(jù)得： 531.5mm =352.5 1）高速軸尺寸的確定 因高速軸上齒輪直徑過小，所以將軸和齒輪做成整體式，如下圖所示 圖中從左至右軸的長度分別為、、、、、，軸徑分別為、、、、、。 其中為聯(lián)軸器孔徑，比聯(lián)軸器軸孔短，其目的是防止過定位；對聯(lián)軸器定位，由軸肩定位高度，可??；為軸承內徑尺寸；由軸承的安裝尺寸決定；=40.781為齒輪軸，由齒輪結構確定；為軸承內徑。各軸的長度由結構確定，其結果如右。 2）中間軸尺寸的確定 圖中從左至右軸的長度分別為、、、、，軸徑分別為、、、、。 其中為軸承內徑；=69.175mm為齒輪軸，尺寸由齒輪結構確定；對齒輪定位，由軸肩定位高度，可?。粸槎ㄎ惠S肩，同時為配合齒輪故取標準軸徑； 為軸承內徑。各軸的長度由結構確定。 3）低速軸尺寸的 圖中從左至右軸的長度分別為、、、、、、，軸徑分別為、、、、、、。 其中為軸承徑；為定位軸肩，同時為配合齒輪故取標準軸徑；為定位軸肩，由軸肩定位高度，可??；由軸承安裝尺寸決定；為軸承內徑；為聯(lián)軸器孔徑，比聯(lián)軸器軸孔短，其目的是防止過定位；為定位軸肩。各軸的長度由結構確定。 軸的載荷分析如下（分析圖教材圖15-24所示） 其中 由齒輪的受力分析得： 計算出齒輪中心截面處的MH、MV、及M列于下表 從而危險截面的參考文獻【2】按彎扭合成應力校核為 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=270.948N FNH2=785.917N FNV1=98.617N FNV2=286.050N 彎矩M MH=31633.159Nmm Mv=11513.513Nmm 總彎矩 扭矩T T=21550N.mm 該軸有制成，參考文獻【2】表15—1知，故 ，因此該軸滿足強度要求。 =44.25mm =73.5mm =40.25mm 計算各參數(shù)列于下表： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH3=1282.940N FNH4=1542.483N FNV3=25.58N FNV4=233.455N 彎矩M MH2=181627.348N.mm MH3=145934.450N.mm Mv1=48341.692N.mm Mv2=38603.408N.mm 總彎矩 扭矩T 校核截面齒輪2： 按彎扭合成應力校核軸的強度 由于為齒輪軸，則軸的材料為40Cr,參考文獻【2】表15—1查得。因此，故安全。 校核截面齒輪3： 按彎扭合成應力校核軸的強度 因此，故安全。 其中 由齒輪的受力分析得： 計算出截面齒輪處的MH、MV、及M列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH5=614.083N FNH6=1154.475N FNV5=223.508N FNV6=420.194N 彎矩M 總彎矩 扭矩T 按彎扭合成應力校核軸的強度 軸的材料為45鋼,參考文獻【2】表15—1查得。因此，故安全。 參考文獻【1】查得軸承6205的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。預期壽命 1.求兩軸承的徑向載荷（相關參數(shù)參考軸校核處） 2.求軸承當量動載荷、 由于軸承承受輕微沖擊參考文獻【2】取。從而 3. 壽命驗算 由于故按軸承2校核，對于球軸承取，故： ， 查得軸承6206的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。預期壽命 1.求兩軸承的徑向載荷（相關參數(shù)參考軸校核處） 2.求軸承當量動載荷、 由于軸承承受輕微沖擊參考文獻【2】取。從而 3. 壽命驗算 由于故按軸承2校核，對于球軸承取，故： ， 查得軸承6212的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。預期壽命 1.求兩軸承的徑向載荷（相關參數(shù)參考軸校核處） 2.求軸承當量動載荷、 由于軸承承受輕微沖擊參考文獻【2】取。從而 3. 壽命驗算 由于故按軸承2校核，對于球軸承取，故： 已知軸的材料為，裝鍵處的軸徑，需傳遞的轉矩，載荷有輕微沖擊。 1. 選擇鍵的尺寸 該處選用C型平鍵，根據(jù)參考文獻【1】表4—1查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長度并參考標準取鍵長。 2. 校核鍵連接的強度 鍵、軸的材料都是剛，參考文獻【2】表6—2查得許用擠壓應力為，取其平均值為，。鍵的工作長度，鍵與聯(lián)軸器的接觸高度。參考文獻【2】式6—1得 故滿足強度要求。記為 鍵 已知軸的材料為，裝鍵處的軸徑，需傳遞的轉矩，載荷有輕微沖擊。 1. 選擇鍵的尺寸，該處選用A型平鍵，根據(jù)參考文獻【1】表4—1查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長度并參考標準取鍵長。 2. 校核鍵連接的強度 鍵、軸的材料都是剛，參考文獻【2】表6—2查得許用擠壓應力為，取其平均值為， 。鍵的工作長度，鍵與輪轂的接觸高度。參考文獻【2】式6—1得 故滿足強度要求。記為 鍵 1. 安裝齒輪處 已知軸的材料為45鋼，裝鍵處的軸的直徑為，需傳遞的轉矩，載荷有輕微沖擊。 1） 選擇鍵的尺寸 該處選用A型平鍵，根據(jù)參考文獻【1】表4—1查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長度并參考標準取鍵長。 2）表6—2查得許用擠壓應力為，故取其平均值為，。鍵的工作長度，鍵與輪轂的接觸高度。參考文獻【2】式6—1得 故滿足強度要求。記為 鍵 2. 輸出端處 已知軸的材料為45鋼，裝鍵處的軸的直徑為，需傳遞的轉矩，載荷有輕微沖擊。 1） 該處選用C型平鍵，根據(jù)參考文獻【1】表4—1查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長度并參考標準取鍵長。 2）鍵、軸的材料都是剛，參考文獻【2】表6—2查得許用擠壓應力為，故取其平均值為， 。鍵的工作長度，鍵與聯(lián)軸器的接觸高度。參考文獻【2】式6—1得 故滿足強度要求。記為 鍵 確定齒輪潤滑方式：由于兩對齒輪都滿足，故選用浸油潤滑。 由于均選用深溝球軸承且 高速軸軸承： 中間軸軸承： 低速軸軸承： 式中為軸承內徑，因此均選潤滑脂潤滑。 高速級透蓋處：氈圈20；低速級透蓋處：氈圈50 高速軸的輸入端和低速軸的輸出端選用凸緣式透蓋，高速軸和低速軸的另一端及中間軸的兩端均選用凸緣式悶蓋 通過設計，該展開式二級圓柱齒輪減速器具有以下特點及優(yōu)點： 1. 能滿足所需的傳動比 齒輪傳動能實現(xiàn)穩(wěn)定的傳動比，該減速器為滿足設計要求而設計了1∶14.661的總傳動比。 2. 選用的齒輪滿足強度剛度要求 由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。 3. 軸具有足夠的強度及剛度 由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當其產(chǎn)生彎扭變形時，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設計要求最高，通過了對軸長時間的精心設計，設計的軸具有較大的剛度，保證傳動的穩(wěn)定性。 4. 箱體設計的得體 設計減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性，有利于提高箱體的整體剛性。 5. 加工工藝性能好 設計時考慮到要盡量減少工件與刀具的調整次數(shù)，以提高加工的精度和生產(chǎn)率。此外，所設計的減速器還具有形狀均勻、美觀，使用壽命長等優(yōu)點，可以完全滿足設計的要求。 =0.876 電機型號：Y132S-4 =1440r/min =28.16r/min =76.34r/min =4.61kW =4.38kW =4.17kW =30.58Nm =149.35Nm =520.9Nm 選用7級精度 =0.90 =0.95 =38.229mm v=2.85m/s b=38.229mm =9.331 =1.10 ==1.2 =1.87 =43.154mm m=2.055mm =303.57MPa =238.86MPa =1.654 m=1.253mm =29 =149 =43.5mm =51mm =0.96 =1.0 =576MPa =550MPa =66.041mm v=0.834m/s b=66.041mm =10.67 =1.05 ==1 =1.423 1.35 =1.494 =69.175mm m=2.88mm =321.43MPa =255.14MPa =1.4175 m=2.5mm =27 =125 =67.5mm =72.5mm 20 聯(lián)軸器 30 =50 聯(lián)軸器 高速軸軸承 中間軸軸承 低速軸軸承 =142mm =531.5mm =352.5mm =50mm =45mm =15mm =86.5mm =45.5mm =25mm =26mm =72.5mm =7mm =38.5mm =30mm =34mm =65.5mm =7mm =54mm =22mm =53mm =110mm 高速軸滿足強度要求 中速軸滿足強度要求 低速軸滿足強度要求 軸承滿足壽命要求 軸承滿足壽命要求 軸承滿足壽命要求 鍵長 鍵 鍵 安裝齒輪處 鍵長 鍵 與聯(lián)軸器出 鍵長 鍵 參考文獻：【1】吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊【M】.北京：高等教育出版社，2010 【2】濮良貴，紀名剛，陳國定.機械設計【M】.北京：高等教育出版社，2010