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1、 本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 題 目 盤磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 院 系 機(jī)械學(xué)院 專 業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 姓 名 學(xué) 號(hào) 學(xué)習(xí)年限2014年1月至2014年 6 月 指導(dǎo)教師 職稱 副教授 申請(qǐng)學(xué)位 工學(xué) 學(xué)士學(xué)位 2014年 5月 20日 盤磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師

2、： 摘 要： 本報(bào)告主要研究了盤磨機(jī)二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)方法和具體步驟。斜齒輪主要是能夠提高齒輪嚙合的重合度，使齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)，降低噪音。提高齒根的彎曲強(qiáng)度、齒面的接觸強(qiáng)度，可以選擇合適的變位系數(shù)來解決?；蛘呒哟簖X輪的模數(shù)。電動(dòng)機(jī)型號(hào)選定后，進(jìn)行了傳動(dòng)比的計(jì)算并進(jìn)行分配，是否合理的分配傳動(dòng)比將直接影響到傳動(dòng)裝置的外廓尺寸、重量、成本以及減速器的中心距等。其后的傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算在計(jì)算部分占有一定的比重，各項(xiàng)參數(shù)的準(zhǔn)確性對(duì)整個(gè)機(jī)器的運(yùn)行有著很大的影響。在齒輪設(shè)計(jì)中詳細(xì)介紹了齒輪材料的選擇及許用應(yīng)力的確定、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算確定齒輪參數(shù)及主要尺寸、確定齒輪傳動(dòng)精度

3、以及齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)，在設(shè)計(jì)輪的具體結(jié)構(gòu)時(shí)，要綜合考慮多種因素，如齒輪的尺寸、材料、加工方法、熱處理等。 關(guān)鍵字：減速器、斜齒輪、錐齒輪、軸 The design of the plate mill gearing Author’s: tutor: ABSTRACT: This report mainly studies plate mill level 2 helical gear reducer design methods and steps. The helical gear is mainly

4、can improve the gear meshing coincidence degree, make smooth transmission gears, reduce noise. Improve the tooth root bending strength, the tooth contact strength, can choose the right shift coefficient to solve. Or increase the gear module. Motor model selected, the calculation of the transmission

5、and distribution, whether reasonable distribution of transmission ratio will directly affect the transmission device the size, weight, cost profile and the center distance of gear reducer, etc. Subsequent transmission device of sport and the computation of dynamic parameters in the calculation of t

6、he proportion of taking a part, the accuracy of the parameters of the whole machine operation has very big effect. In the design of gear introduced the selection of materials and gear allowable stress, according to the determination of tooth root bending fatigue strength design parameters and the ma

7、in gear calculate and determine the size, sure gear transmission precision and gear structure design, the design of concrete structure in gear, considering many factors, such as the size of the gear, materials, processing methods, heat treatment, etc. KEYWORDS: reducer; helical gear; bevel gea

8、r; shaft 目 錄 1 緒論………………………………………………………………………………1 1.1 盤磨機(jī)的課題研究背景………………………………………………1 1.2.盤磨機(jī)的課題研究意義………………………………………………1 2 設(shè)計(jì)任務(wù)書……………………………………………………………………1 2.1 設(shè)計(jì)任務(wù)……………………………………………………………………1 2.2 系統(tǒng)總體方案的設(shè)計(jì)……………………………………………………2 3 電動(dòng)機(jī)的選擇，傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算………………2 3.1

9、 電動(dòng)機(jī)類型的選擇………………………………………………………2 3.2 電動(dòng)機(jī)功率的選擇………………………………………………………2 3.3 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速………………………………………………………2 3.4 確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)………………………………………………………2 3.5計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比…………………………………2 3.6 傳動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 …………………………………………………………3 4 傳動(dòng)零件的計(jì)算………………………………………………………………4 4.1 錐齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算……………………………………………………4 4.2 高速級(jí)斜齒輪的設(shè)計(jì)和

10、計(jì)算…………………………………………7 4.3 低速級(jí)斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算…………………………………………12 5 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算………………………………………………………………18 5.1 高速軸的設(shè)計(jì)和計(jì)算…………………………………………………18 5.2 中間軸的設(shè)計(jì)和計(jì)算…………………………………………………23 5.3 低速軸的設(shè)計(jì)和計(jì)算…………………………………………………28 6 鍵連接的選擇和計(jì)算………………………………………………………34 6.1 高速軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核…………………………………………34 6.2 中間軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核………………………

11、…………………34 6.3 低速軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核…………………………………………34 7 滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算…………………………………………………35 7.1 計(jì)算高速軸的軸承………………………………………………………35 7.2 計(jì)算中間軸的軸承………………………………………………………35 7.3 計(jì)算低速軸的軸承………………………………………………………36 8 聯(lián)軸器的選擇………………………………………………………………37 9 箱體及其減速器附件設(shè)計(jì)………………………………………………37 9.1 箱體結(jié)構(gòu)尺寸……………………………………………………………

12、37 9.2 減速器附件設(shè)計(jì)…………………………………………………………38 10 潤滑和密封設(shè)計(jì)…………………………………………………………39 設(shè)計(jì)小結(jié)…………………………………………………………………………39 參考文獻(xiàn)…………………………………………………………………………39 1 緒論 1.1 盤磨機(jī)的課題研究背景 盤磨機(jī)中最重要的部件就是齒輪減速器，齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛的使用著,是一種不缺少的機(jī)械傳動(dòng)裝置.圓柱齒輪減速器是最常用的機(jī)械傳動(dòng)機(jī)構(gòu)之一，具有傳遞功率大，制

13、造簡(jiǎn)單，維修方便，使用壽命長等許多優(yōu)點(diǎn)，是通用的機(jī)械部件，被廣泛應(yīng)用于冶金，礦山，建筑，物料搬運(yùn)等行業(yè)。.國外的減速器起步比較早,以德國,丹麥和日本處于領(lǐng)先地位,特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢(shì),減速器工作可靠性好,使用壽命長但其傳動(dòng)形式仍以定軸傳動(dòng)為主,體積和重量問題也未解決好.國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動(dòng),蝸桿傳動(dòng)為主,但普遍存在著功率與重量比小,或者傳動(dòng)比大而機(jī)械效率過低的問題.另外,材料品質(zhì)和工藝水平還有許多弱點(diǎn),特別是大型減速器問題更突出,使用壽命不長.當(dāng)今世界各國減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢(shì)是向六高，二低，二化方向發(fā)展。六高即高承載能力，高齒面硬度，高精度，高速度，高可靠性和高傳動(dòng)效率；

14、二低即低噪聲，低成本；二化即標(biāo)準(zhǔn)化，多樣化。技術(shù)發(fā)展中最引人注目的是硬齒面技術(shù),功率分支技術(shù)和模塊化設(shè)計(jì)技術(shù)。硬齒面技術(shù)到20世界80年代在國外日趨成熟.采用優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件滲碳淬火磨齒的硬齒面齒輪,精度高,綜合承載能力為中硬齒面調(diào)質(zhì)齒輪的4倍,為軟齒面齒輪的5-6倍,一個(gè)中等規(guī)格的硬齒面齒輪減速器的重量僅為軟齒面齒輪減速器的三分之一左右。 1.2.盤磨機(jī)的課題研究意義 研究盤磨機(jī)的實(shí)質(zhì)就是研究減速器，減速器中齒輪傳動(dòng)具有傳動(dòng)比準(zhǔn)確，可用的傳動(dòng)比、圓周速度和傳遞功率范圍都很大，以及傳動(dòng)效率高，使用壽命長，瞬時(shí)傳動(dòng)比為常數(shù)，結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠等一系列優(yōu)點(diǎn)。因此，齒輪及傳動(dòng)裝置是機(jī)械工業(yè)

15、中一大類重要的基礎(chǔ)件。齒輪的設(shè)計(jì)是組織該類機(jī)械產(chǎn)品生產(chǎn)的依據(jù)和頭道工序，因而是決定該產(chǎn)品技術(shù)性能和經(jīng)濟(jì)效益的重要環(huán)節(jié)，然而齒輪傳動(dòng)在使用上也受某些條件的限制：如齒輪制造需專用機(jī)床和設(shè)備，成本較高（特別是高精度齒輪），震動(dòng)和噪聲較大（精度低的齒輪），使用和維護(hù)的要求高等。雖然存在這些局限性，考慮周到，齒輪傳動(dòng)總不失為一種最可靠、最經(jīng)濟(jì)、用的最多的傳動(dòng)形式。因此，對(duì)減速器的齒輪傳動(dòng)進(jìn)行研究具有重大的現(xiàn)實(shí)意義。 2 設(shè)計(jì)任務(wù)書 2.1 設(shè)計(jì)任務(wù) （1）設(shè)計(jì)一盤磨機(jī)傳動(dòng)裝置； （2）已知技術(shù)參數(shù)和條件。 技術(shù)參數(shù)如下表所示 主軸的轉(zhuǎn)速 30 錐齒輪傳動(dòng)比 2—3 電

16、機(jī)功率 4kW 電機(jī)轉(zhuǎn)速 1440 r/min 每日工作時(shí)數(shù) 8h 傳動(dòng)工作年限 10 2.2 系統(tǒng)總體方案的設(shè)計(jì) 方案圖如下： 圖2.1 1—電動(dòng)機(jī)；2、4—聯(lián)軸器；3—圓柱斜齒輪減速器；5—開式圓錐齒輪傳動(dòng)；6—主軸；7——盤磨機(jī) 3 電動(dòng)機(jī)的選擇，傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 3.1 電動(dòng)機(jī)類型的選擇 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)（工作要求：連續(xù)工作機(jī)器） 3.2 電動(dòng)機(jī)功率選擇 P=4kw 3.3 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 1440r/min 3.4 確定電動(dòng)機(jī)型號(hào) 綜合考慮電動(dòng)機(jī)

17、和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量,因此選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-4，額定功率為4KW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min。 3.5 計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比 高速級(jí)的傳動(dòng)比，低速級(jí)傳動(dòng)比，錐齒輪傳動(dòng)比，減速箱傳動(dòng)比。 總傳動(dòng)比：； 錐齒輪傳動(dòng)比：； 減速器傳動(dòng)比：； 高速級(jí)傳動(dòng)比：； 低速級(jí)傳動(dòng)比：； 3.6 傳動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 3.6.1 各軸的轉(zhuǎn)速n（r/min） 高速軸一的轉(zhuǎn)速：r/min； 中間軸二的轉(zhuǎn)速：r/min； 低速軸三的轉(zhuǎn)速：r/min; 主軸6的轉(zhuǎn)速： r/min 3.6.2 各軸的輸入功率P (KW)

18、 高速軸一的輸入功率： ； 中間軸二的輸入功率：； 低速軸三的輸入功率：； 主軸6的轉(zhuǎn)速：； 其中電動(dòng)機(jī)的額定功率為；為聯(lián)軸器的效率，=0.99；為一對(duì)軸承的效率，=0.99；為高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率,=0.98；為低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率,=0.98；為錐齒輪傳動(dòng)的效率,=0.97。 3.6.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（Nmm） 高速軸一的輸入轉(zhuǎn)矩： 中間軸二的輸入轉(zhuǎn)矩：

19、 低速軸三的輸入轉(zhuǎn)矩： 主軸6的輸入轉(zhuǎn)矩： 4 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 錐齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算 4.1.1 選定圓錐齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1）按照傳動(dòng)方案選用直齒圓錐齒輪傳動(dòng)交角。 2) 由于直齒圓錐齒輪的小齒輪轉(zhuǎn)速不高,初選7級(jí)精度。 3) 材料選擇由直齒錐齒輪加工多為直齒，不宜采用硬齒面，小齒輪選用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度取280HBS，大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度240HBS。 4) 取小齒輪齒數(shù)為Z1=24，則 Z2=24

20、3=72。 4.1.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按式試算，即 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)K=1.6。 2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3）選取齒寬系數(shù)。 4) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5) 由圖10-21d按齒面強(qiáng)度查得小，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 。 6)由式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96,KHN2=0.98。 8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1由式10-12得： 9) 10)許用接觸力：

21、 [（2）計(jì)算 1）試算 錐距 確定大端模數(shù)取 ，取m=6mm 確定錐距Re 分度圓直徑： 分度圓錐角： 齒寬b: 最大齒寬為，小齒輪寬 當(dāng)量齒數(shù)ZV 4.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選K=1.6，由圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 2）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 3）查取齒形系數(shù) 由表6-8查得 YFa1=2.618;YFa2=2.10 4）查取應(yīng)

22、力校正系數(shù) 由表6-8查得 YSa1=1.590;YSa2=1.868 5）由圖6-26取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.89,KFN2=0.91; 6）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得 7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 設(shè)計(jì)計(jì)算 4.2高速級(jí)斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算 4.2.1 選精度等級(jí)，材料及齒數(shù) （1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號(hào)鋼，鍛選項(xiàng)毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240

23、HBS。 （2）齒輪精度用7級(jí)，軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為點(diǎn)蝕。 （3）慮傳動(dòng)平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取=24,則=244.56=109.44，=110 （4）選取螺旋角。初選螺旋角。 4.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)公式 試算 1 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù)Kt=1.6。 （2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表10-7選取齒寬系數(shù)。 （4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP。 （5)由圖10-21d按齒面強(qiáng)度查大小，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σHlim1=740Mpa σHlim2=5

24、80Mpa。 （6)由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 N1=60n1j Lh=6014401（2836510）=5.05 N2=N1/i1=5.05/4.56=1.11 （7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.89,KHN2=0.91。 （8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1由式10-12得： [σH]1=σHlim1 KHN1/S=7400.89/1Mpa=658.6Mpa [σH]2=σHlim2 KHN2/S=5800.91/1Mpa=527.8Mpa （9）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.4

25、33。 （10）由圖10-26查得，，則 （11）許用接觸力： 2 計(jì)算 （1）試算 （2）圓周速度 （3）齒寬 模數(shù) （4）計(jì)算縱向重合度 （5)計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)V=2.76m/s,7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.10，;由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25;由表10-4查得7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，=1.41。查圖10-13得=1.34;故載荷系數(shù)：

26、 （6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 （7）計(jì)算模數(shù) 4.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 1.定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1）計(jì)算載荷系數(shù)K （2）根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 （3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) （4）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 （5）查取應(yīng)力校正系數(shù)

27、 由表10-5查得 （6）由圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 （7)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系=0.83,=0.86; （8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得 /S=0.83620/1.4=367.57MPa /S=0.86450/1.4=276.43MPa （9）計(jì)算大、小齒輪的s并加以比較 大齒輪的數(shù)值大

28、。 2.設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān)，可取=2mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=39.90mm,算出小齒輪齒數(shù) 3 幾何尺寸計(jì)算 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸如表4.1所示 表4.1 名稱 計(jì)算公式 結(jié)果/mm 法面模數(shù) 2 法面壓力角 螺旋角 分度圓直徑 41.08 186.91

29、 齒頂圓直徑 =+2=43.44+212 ==+2=198.56+212 45.08 190.91 齒根圓直徑 =-2=43.44-21.252 =-2=198.56-21.252 36.08 181.91 中心距 114.40 齒寬 45 50 4 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu) 大齒輪2的結(jié)構(gòu)和后續(xù)設(shè)計(jì)出的軸孔直徑計(jì)算如表4.2所示 表4.2 代 號(hào) 結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算公式 結(jié)果/mm 輪轂處直徑 54.4 輪轂軸向長 47.6 倒角尺寸n 1 齒根

30、圓處厚度 5 腹板最大直徑 170.91 孔板分布圓直徑 112.66 孔板直徑 29.13 腹板厚 15 4.3 低速級(jí)斜齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算 4.3.1 選精度等級(jí)，材料及齒數(shù)。 （1）齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪用40Cr，大齒輪用45號(hào)鋼，鍛選項(xiàng)毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面，小齒輪硬度為280HBS，大齒輪硬度為240HBS。 （2）齒輪精度用7級(jí)，軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為點(diǎn)蝕。 （3）慮傳動(dòng)平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取,則,取。 （4）選取螺旋角。初選螺旋角 4.

31、3.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)公式 試算 1 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù)Kt=1.6 （2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 （3）由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表10-7選取齒寬系數(shù)f （4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MP (5)由圖10-21d按齒面強(qiáng)度查小，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限： , (6)由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 (7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92， KHN

32、2=0.97 （8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為0.01，安全系數(shù)S=1.由式10-12得 /S=7400.92/1=680.8MPa /S=5800.97/1=562.6MPa （9）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) （10）由圖10-26查得則 （11）許用接觸力 2 計(jì)算 （1)試算 （2)圓周速度V=d

33、1t n2/（601000）=0.898 m/s （3)齒寬 （4）計(jì)算縱向重合度 （5)計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)V=0.898m/s,7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.03， ;由表10-2查得使用系數(shù)=1.25;由表10-4查地7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，=1.421；查圖10-13得 ; 故載荷系數(shù)： （6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得

34、 （7）計(jì)算模數(shù) 4.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 1 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1） 由圖10-20c查得： 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 （2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.86,KFN2=0.90； （3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得：

35、 （4）計(jì)算載荷系數(shù)K （5）根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 （6)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) （7）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 YFa1=2.592；YFa2=2.20 （8）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 YSa1=1.596；YSa2=1.78 （9）計(jì)算大、小齒輪的s并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。

36、 2 設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)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(guān)，可取=2.5㎜,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=63.56㎜,算出小齒輪齒數(shù) ，取 ，取 3 幾何尺寸計(jì)算 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸如表4.3所示 表4.3 名稱 計(jì)算公式 結(jié)果/mm 法面模數(shù) 2.5 法面壓力角 螺旋角 分度圓直

37、徑 69.49 244.51 齒頂圓直徑 =+2=69.49+212.5 ==+2=244.51+212.5 64.60 227.40 齒根圓直徑 =-2=72.46-21.252.5 =+2=237.937-21.252.5 69.60 232.40 中心距 145.57 齒寬 65 70 4 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu) 大齒輪2的結(jié)構(gòu)和后續(xù)設(shè)計(jì)出的軸孔直徑計(jì)算如表4.4所示 表4.4 代 號(hào) 結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算公式 結(jié)果/mm 輪轂處直徑 83.2

38、輪轂軸向長 78 倒角尺寸n 1.25 齒根圓處厚度 6.25 腹板最大直徑 207.4 孔板分布圓直徑 145.3 孔板直徑 31.05 腹板厚 21 5 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1.1 求高速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 由已知，得：P= PⅠ=3.96 kw, n= nⅠ=1440 r/min， 5.1.2 初步確定軸的最小直徑 先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15-3，取A0=112.得

39、 5.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1擬定軸上零件的裝配方案 軸的設(shè)計(jì)示意圖如圖5.1所示 圖5.1 2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）高速軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩=。按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊(cè)，選用GY3 型聯(lián)軸器，，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=26 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm. 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故?、?

40、Ⅱ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取 LⅠ-Ⅱ=36 mm。 （2）初步選擇滾動(dòng)軸承。參照工作要求并根據(jù)，選軸承型號(hào)6305，其尺寸dDB=25 mm62 mm17 mm,故。根據(jù)耳機(jī)減速器的圖紙取。左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，取。 （3）因?yàn)楦咚佥S上的小齒輪的尺寸較小，故通常設(shè)計(jì)成齒輪軸。 （4）軸承端蓋的總寬度取為16 mm.取端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面間的距離為30 mm,則。 （5）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=10 mm,已知滾動(dòng)軸承的寬度B=15mm,低速級(jí)小齒輪輪轂長L=70mm，由二級(jí)減速器的圖紙可得

41、 3軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表11.27查得平鍵截面bh=6 mm6 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22 mm,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4確定軸上的圓角和倒角尺寸 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，取軸端倒角為145。 5 軸的校核 （1）繪軸的受力圖，見圖5.2（a）所示 （2）計(jì)算軸上的作用力： 齒輪1 （3）計(jì)算支反力 垂直面支反力（XZ平面），見圖5.2（b） 繞支點(diǎn)B的力矩和，得 圖

42、5.2 同理， 校核： 計(jì)算無誤 水平平面（XY平面），見圖5.2（c） 同樣，繞支點(diǎn)B的力矩和，得 同理， 校核： 計(jì)算無誤 （4）轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖：見圖5.2（b） C處彎矩： 水平面彎矩圖：見圖5.2（c） C處彎矩： （5）合成彎矩圖：見圖5.2（d） C處：

43、 （6）轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖：見圖5.2（e） （7）計(jì)算當(dāng)量轉(zhuǎn)矩、繪彎矩圖，見圖5.2（f） 應(yīng)力校正系數(shù)： D處： （8）校核軸徑 C剖面： 強(qiáng)度足夠 5.2 中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.2.1 中間軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 由已知，得：P=P2=3.84KW, n=n2=315.79r/min， 5.2.2 確定軸的最小直徑 先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)

44、處理。根據(jù)表15-3 ，取A0=112。得 5.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 擬定軸上零件的裝配方案 軸的設(shè)計(jì)示意圖如圖5.3所示 圖5.3 2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 (1）由于=25.76 mm，軸上開有兩鍵槽，增加后軸徑d=30 mm取安裝軸承處（該軸直徑最小處） 軸徑d=30 mm,則。 (2）初步選擇滾動(dòng)軸承。根據(jù)要求選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) ，選軸承型號(hào)為6206，其尺寸為dDB=30 mm62 mm16mm。考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6 mm。 (3）取軸上安裝大齒輪和小齒輪

45、處的軸段II-III和IV-V的直徑兩端齒輪與軸承之間采用擋油板定位。已知大齒輪輪轂的寬度為45 mm,小齒輪的輪轂寬度為70 mm.為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故分別取。兩齒輪的另一端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度取。 (4）由二級(jí)減速器的內(nèi)部軸上的裝配可得 3 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按和分別由表11.27查得平鍵截面bh=10 mm8 mm,長度分別為63 mm和36 mm, 同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配

46、合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4 確定軸上的圓角和倒角尺寸 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，取軸端倒角為245。 5 軸的校核 （1）繪軸的受力圖，見圖5.4（a） （2）計(jì)算軸上的作用力： 齒輪2： 齒輪3： （3）計(jì)算支反力 垂直面支反力（XZ平面），見圖5.4（b） 繞支點(diǎn)B的力矩和，得 同理， 圖5.4 校核： 計(jì)算無誤 水平平面（XY平面），見圖5.4（c）

47、 同樣，繞支點(diǎn)B的力矩和，得 同理， 校核： 計(jì)算無誤 （4）轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖：見圖5.4（b） C處彎矩： D處彎矩： 水平面彎矩圖：見圖5.4（c） C處彎矩： D處彎矩： （5）合成彎矩圖：見圖5.4（d） C處： D處：

48、 （6）轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖：見圖5.4（e） （7）計(jì)算當(dāng)量轉(zhuǎn)矩、繪彎矩圖，見圖5.4（f） 應(yīng)力校正系數(shù)： C處： D處： （8）校核軸徑 C剖面： 強(qiáng)度足夠 D剖面

49、： 強(qiáng)度足夠 5.3 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.3.1 求低速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 由已知，得：P=P3=3.73KW，n=n3=89.97r/min， 5.3.2 初步確定軸的最小直徑 先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表15-3，取A0=112.得 5.3.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1擬定軸上零件的裝配方案 軸的設(shè)計(jì)示意圖如圖5.5所示 圖5.5 2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1) 低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸

50、器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)， 故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩。按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用GY6剛性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn) 矩為。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故?、?Ⅱ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求, Ⅰ-Ⅱ軸段左端需制出一軸肩,故?、?Ⅲ段的直徑,右端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50 mm。 （2）初步選擇滾動(dòng)軸承。根據(jù)設(shè)計(jì)要求選則深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù),選軸承型號(hào)6210，其尺寸為dDB=50 mm90 mm20

51、mm,故。 （3）取安裝齒輪處的軸段V-VI的直徑.齒輪的的左端與左端軸承之間采用擋油板和套筒定位。已知齒輪轂的寬度為65mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 mm.齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h﹥0.07d,則IV-V處的直徑。軸環(huán)寬度，取=45+10+10-2-1=62 mm。 （4）考慮到箱體鑄造誤差，使軸承距箱體內(nèi)壁6 mm。已知滾動(dòng)軸承寬度B=20 mm,并根據(jù)中間軸的部分尺寸，得 （5) 取軸承端蓋外端面與聯(lián)軸器端面的距離為30 mm，端蓋厚20 mm，則。 3軸上零件的周向

52、定位 齒輪，聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由表11.27查得平鍵截面bh=16 mm10 mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56 mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12 mm8 mm70 mm。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4確定軸上的圓角和倒角尺寸 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，取軸端倒角為245。 5 軸的校核 （1）繪軸的受力圖，見圖5.6（a） （2）計(jì)算軸上的作用力： 齒輪3： （

53、3）計(jì)算支反力 垂直面支反力（XZ平面），見圖5.6（b） 繞支點(diǎn)B的力矩和，得 同理， 校核： 計(jì)算無誤 水平平面（XY平面），見圖5.6（c） 同樣，繞支點(diǎn)B的力矩和，得 圖5.6 同理， 校核： 計(jì)算無誤 （4）轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖：見圖5.6（b） C處彎矩：

54、 水平面彎矩圖：見圖5.6（c） C處彎矩： （5）合成彎矩圖：見圖5.6（d） C處： （6）轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖：見圖5.6（e） （7）計(jì)算當(dāng)量轉(zhuǎn)矩、繪彎矩圖，見圖5.6（f） 應(yīng)力校正系數(shù)： D處： （8）校核軸徑 C剖面： 強(qiáng)度足夠。 6 鍵連接的選擇和計(jì)算 6.1 高速軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核 齒輪、聯(lián)軸器、與軸的周向定位都是平鍵連接，由表11.27查得聯(lián)軸器上的鍵尺寸

55、為bhL =6622 mm，聯(lián)軸器采取過渡配合，但不允許過盈，所以選擇H7/k6，軸與軸承之間采取過度配合，軸的直徑公差采用m6，d=20 mm，, 查表得=100~120 式中k=0.5h，l=L-b， 所以所選鍵符合強(qiáng)度要求。 6.2 中間軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核 已知，，參考教材，由式6-1可校核鍵的強(qiáng)度，由于d=30~38 mm所以取bh=108 mm查表得=100~120， 取低速級(jí)鍵長為63 mm，高速級(jí)鍵長為36 mm。 所以所選

56、鍵：bhL=10 mm8 mm63 mm ， bhL=10 mm8 mm36 mm符合強(qiáng)度條件。 6.3 低速軸上的鍵的設(shè)計(jì)與校核 已知裝齒輪處軸徑d=52 mm，。 參考教材，由式6-1可校核鍵的強(qiáng)度，由于d=50~58 mm,所以取bhL=16 mm10 mm56 mm，查表得 聯(lián)軸器處軸徑，由于，所以取bhL=12 mm8 mm70 mm 所以所選鍵符合強(qiáng)度要求。 7 滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算 7.1 計(jì)算高速軸的軸承： 由前面可以知道

57、兩軸承徑向反力： = 軸向力： 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P，根據(jù)+ 根據(jù)表13-6，，取。 根據(jù)表18.7， 計(jì)算軸承6305的壽命： 故可以選用。 7.2 計(jì)算中間軸的軸承： 已知 兩軸承徑向反力： 軸向力: 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P，根據(jù) 根據(jù)表13-6，，取 根據(jù)表18.7， 計(jì)算軸承6206的壽命： 故可以選用。 7.3 計(jì)算低速軸的軸承 已知 兩軸承徑向反力： 軸向力： 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P，根據(jù) 根據(jù)表13-6，，取 根據(jù)表18.7， 計(jì)算軸承6210的壽命： 故可以選用。 8 聯(lián)軸器的選擇

58、 在軸的設(shè)計(jì)中，已經(jīng)選擇了聯(lián)軸器，故此處不用再計(jì)算。 9 箱體設(shè)計(jì) 9.1箱體尺寸 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸如表9.1所示 表9.1 名稱 符號(hào) 計(jì)算公式 結(jié)果/mm 箱座壁厚 δ 10 箱蓋壁厚 10 箱蓋凸緣厚度 15 箱座凸緣厚度 b 15 箱座底凸緣厚度 25 地腳螺釘直徑 M16 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 M12 蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑 M12 軸承端蓋螺釘直徑 M10 視孔蓋螺釘直徑 M8 定位銷直徑 d

59、 M16 至外箱 壁的距離 見表4.2 26 22 18 至凸緣 邊緣距離 見表4.2 24 20 16 外箱壁至軸承端面距離 40 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 10 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 10 箱蓋，箱座肋厚 軸承端蓋外徑 軸承座孔直徑+;對(duì)嵌入式端蓋=1.25D+10mm 88（一軸） 88（二 軸） 122（三軸） 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離 S 88（一軸） 88（二軸） 122（三軸） 箱座深度 159 箱座高度 174 箱座底部凸緣寬度 35

60、 9.2 減速器附件設(shè)計(jì) 9.2.1 窺視孔蓋與窺視孔 為了檢查傳動(dòng)件的嚙合情況，并向機(jī)體內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)該在機(jī)體上設(shè)置窺視孔。窺視孔應(yīng)該設(shè)置在減速器機(jī)體的上部，可以看到所有傳動(dòng)件嚙合的位置，以便檢查齒面接觸斑點(diǎn)和齒側(cè)間隙，檢查齒輪的失效情況和潤滑狀況。窺視孔的大小至少應(yīng)能伸進(jìn)手去，以便操作。 9.2.2 放油孔放油螺塞 更換油時(shí)，應(yīng)把污油全部排出，并進(jìn)行機(jī)體內(nèi)清洗。因此，應(yīng)在機(jī)體底部油池最低位置開設(shè)放油孔，放油孔的螺紋小徑應(yīng)與集體內(nèi)底面取平。平時(shí)，放油孔用放油螺塞和防漏墊圈堵嚴(yán)。 9.2.3 油面指示器 油標(biāo)用來檢查油面高度，以保證油池內(nèi)有

61、正常的油量。一般它設(shè)置在機(jī)體上便于觀察且油面較穩(wěn)定的部位。油面指示器有各種結(jié)構(gòu)類型，有的類型已制定有國家標(biāo)準(zhǔn)，常見的油面指示器形式有油標(biāo)尺、圓形油標(biāo)、長形油標(biāo)和管狀油標(biāo)。 9.2.4 通氣器 減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，由于摩擦發(fā)熱,機(jī)體內(nèi)溫度升高，若機(jī)體密閉，則機(jī)體內(nèi)氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙及密封處向外滲漏,使密封失靈。所以多在機(jī)蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機(jī)體內(nèi)熱漲空氣自由逸處，達(dá)到機(jī)體內(nèi)外氣壓平衡，提高機(jī)體有縫隙處的密封性，常用通氣器有簡(jiǎn)易通氣器和網(wǎng)式通氣器兩種結(jié)構(gòu)形式。 9.2.5 啟蓋螺釘 為了提高密封性能，機(jī)蓋和機(jī)座連接凸緣的結(jié)合面上常常涂有水玻璃或密封膠，因

62、此，連接結(jié)合較緊，不易分開。為了便于拆下機(jī)蓋，在機(jī)蓋側(cè)邊的邊緣上裝1～2個(gè)啟蓋螺釘。在啟蓋時(shí)，可先擰動(dòng)此螺釘頂起機(jī)蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對(duì)于需作軸向調(diào)整的套環(huán),裝上2個(gè)螺釘,便于調(diào)整。 9.2.6 定位銷 在剖分式機(jī)體中，為了保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)蓋和機(jī)座用螺栓連接后，在鏜孔之前，在連接凸緣上應(yīng)該裝配兩個(gè)定位銷。定位銷可保證機(jī)蓋在多次裝配后軸承座孔始終保持制造加工時(shí)的位置精度。通常采用圓錐銷做定位銷，兩個(gè)定位銷相距應(yīng)盡量遠(yuǎn)些

63、，常安置在機(jī)體縱向兩側(cè)連接凸緣上，并呈非對(duì)稱布置，以保證定位效果。 9.2.7 吊環(huán)螺釘、吊耳和吊鉤 為了裝拆及搬運(yùn)，應(yīng)在機(jī)蓋上裝有吊環(huán)螺釘或吊耳，在機(jī)座上設(shè)置吊鉤。當(dāng)減速器的質(zhì)量較大時(shí)，搬運(yùn)整臺(tái)減速器，只能用機(jī)座上的吊鉤，而不允許用機(jī)蓋上的吊環(huán)螺釘或吊耳，以免損壞機(jī)蓋和機(jī)座連接凸緣結(jié)合面的密封性。 9.2.8 調(diào)整墊片 用于調(diào)整軸承間隙,有的起到調(diào)整傳動(dòng)零件軸向位置的作用。 9.2.9 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進(jìn)入機(jī)體內(nèi)。 10 潤滑和密封設(shè)計(jì) 傳動(dòng)零件的潤滑采用浸油潤滑。滾動(dòng)軸承

64、的潤滑采用脂潤滑。因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用L-AN46中的50號(hào)潤滑，裝至規(guī)定高度。 設(shè)計(jì)小結(jié) 經(jīng)過一個(gè)學(xué)期的時(shí)間完成了盤磨機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)，該裝置具有以下特點(diǎn)： （1）能夠保證所需的傳動(dòng)比。 （2）選用的齒輪滿足強(qiáng)度和剛度要求：由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設(shè)計(jì)中齒輪采用了鍛造齒輪不僅能夠滿足強(qiáng)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(qiáng)度及剛度，由于二級(jí)展開式齒輪減速器的齒輪相對(duì)軸承位置不對(duì)稱，當(dāng)其產(chǎn)生彎扭變形時(shí)，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對(duì)軸的設(shè)計(jì)要求最高，設(shè)計(jì)的軸具有較大的剛

65、度，且對(duì)三根軸都進(jìn)行了校核，均能滿足使用要求。 （4）箱體設(shè)計(jì)的比較合理：設(shè)計(jì)的減速器具有較大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）由于時(shí)間原因，所以在這次的設(shè)計(jì)中也存在許多缺點(diǎn)，齒輪的計(jì)算和軸的校核計(jì)算不夠精確，軸的設(shè)計(jì)也不是十分恰當(dāng)，但是這次畢業(yè)設(shè)計(jì)確實(shí)讓我學(xué)到了許多有用的東西，對(duì)我以后的學(xué)習(xí)和工作都具有重大的意義。 參考文獻(xiàn) [1] 濮良貴,紀(jì)名剛. 機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）[M]. 北京：高等教育出版社，2006 [2] 邱宣懷等編著．機(jī)械設(shè)計(jì)（第4版）[M]. 北京：高等教育出版社，2009 [3] 鄭文緯. 機(jī)械原理

66、（第7版）[M]. 北京：高等出版社，2009 [4] 聞邦春．機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第5版）[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009 [5] 尹成湖等編著．機(jī)械制造技術(shù)基礎(chǔ)[M]．北京：高等教育出版社， [6] 宋寶玉等編著. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書[M]．北京：高等教育出版社， [7]教育部高等教育司等編.高等學(xué)校畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)手冊(cè)[M].北京：高等教育出版社，2008 [8]機(jī)械加工工藝師手冊(cè)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009 [9] 許曉腸主編. 專用機(jī)床設(shè)備設(shè)計(jì)[M]. 重慶：重慶大學(xué)出版社，2003 [10] 金振華主編. 組合機(jī)床及其調(diào)整與應(yīng)用[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1990 [11] 李慶余、張佳主編. 機(jī)械裝備設(shè)計(jì)[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003 [12] 吳宗澤主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)[M]. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2000 [13] 龔桂主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書[M]. 北京