絞車傳動裝置的設計機械設計及自動化專業(yè)畢業(yè)設計畢業(yè)論文

1、 機械設計基礎畢業(yè)設計 設計計算說明書題 目 機械設計課程設計 院 系 專 業(yè) 姓 名 年 級 指導教師 二零一一年四月目錄一、 設計任務書(2)二、 系統(tǒng)總體方案設計(2)三、 電動機選擇(3)四、 計算總傳動比及分配各級的傳動比(4)五、 傳動參數(shù)的計算(4)六、 傳動零件的設計計算(5)七、 軸的設計(9)八、 滾動軸承的選擇與校核(20)九、 減速機機體結構尺寸的確定(21)十、減速機各部位附屬零件的設計(22)十一、潤滑方式的確定(23)十二、設計總結(23)參考文獻資料(24)機械設計畢業(yè)設計絞車傳動裝置的設計一、 設計任務書1，技術參數(shù)：卷筒圓周力f：8500n卷筒轉速n：50r

2、/min卷筒直徑d：450 mm2，工作條件：間歇工作，載荷平穩(wěn)，傳動可逆轉，啟動載荷為名義載荷的1.25倍。傳動比誤差為±5%，兩班制，工作年限10年,每隔2min工作一次。二、系統(tǒng)總體方案設計根據(jù)要求及已知條件對于傳動方案的設計可選擇二級展開式圓柱齒輪減速器。它能承受較大的載荷且傳動平穩(wěn)，能實現(xiàn)一定的傳動比。 三、電動機選擇1、電動機類型的選擇： y系列三相異步電動機（工作要求：連續(xù)工作機器）2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：（查指導書表3-1）=×3×××=0.99×0.993×0.97×0.97&

3、#215;0.98=0.8769聯(lián)軸器傳動的效率，取0.99；滾動軸承傳動的效率（球軸承），取0.99；，8級精度齒輪傳動的效率，取0.97（表3-1）；卷動軸承傳動的效率（滾子軸承），取0.98.(2) 電機所需的工作功率：p=p/p=fv=式中：p為所需電動機輸出的功率，單位kw；p為工作機輸入的功率，單位kw；為傳動裝置的總功率；f為工作機卷軸的圓周阻力，單位kn；v為工作機卷軸的線速度，單位m/s.其中， v=m/s得 p =10.03kw3、確定電動機轉速：卷筒轉速n =35r/min按指導書p14表3-2推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動二級減速器傳動比范圍i=925，由于只有圓

4、柱齒輪減速器，所以總傳動比理時范圍為i=925。故電動機轉速的可選范圍為n= i×n =（925）×35=315875r/min，符合這一范圍的同步轉速電動機只有750r/min一種。根據(jù)容量和轉速，由指導書附表17-7查出有一種適用的電動機型號，其技術參數(shù)及傳動比情況如下表：電動機型號額定功率p/kw電動機轉速/(r/min)總傳動比同步轉速滿載轉速y180l-81175073020.8574、確定電動機型號由于在容量和轉速方面只有一種電動機符合要求，且電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及減速器的傳動比也符合要求，因此選定電動機型號為y180l-8，額定功率為p=11kw，滿

5、載轉速nm=730r/min。 四、計算總傳動比及分配各級的傳動比總傳動比：i=nm/n=730/35=20.857 取高速級的傳動比i1，低速級的傳動比i2，減速器的傳動比為i3 ， 其中i3=i，根據(jù)指導書中（3-7）得 i1 = 得 i1 =5.31 i2= i3/i1=20.857/5.31=3.93五、傳動參數(shù)的計算 1、 各軸的轉速n（r/min） 高速軸一的轉速 n1=nm=730 中間軸二的轉速 n2=n1/i1=730/5.31=137.476低速軸三的轉速 n3=n2/i2=137.476/3.93=34.98 滾筒軸四的轉速 n4= n3=34.98 2、 各軸的輸入功率

6、 p(kw)高速軸一的輸入功率 p1= pmc=11×0.99=10.89中間軸二的輸入功率 p2=p11g=10.458低速軸三的輸入功率 p3=p22g=10.042 滾筒軸四的輸入功率 p4=p3gc=9.843 pm 為電動機的額定功率；c為聯(lián)軸器的效率；g為一對軸承的效率；1為高速級齒輪傳動的效率；2為低速級齒輪傳動的效率。 3、 各軸的輸入轉矩t（n·m） 高速軸一的輸入轉矩 t1=9550p1/n1=142.465 中間軸二的輸入轉矩 t2=9550p2/n2=726.482 低速軸三的輸入轉矩 t3=9550p3/n3=2741.598 滾筒軸四的輸入轉矩

7、t4=9550p4/n4=2687.268 根據(jù)以上數(shù)據(jù)列出各軸的傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表電機軸軸1軸2軸3滾動軸4功率p/kw1110.8910.45810.0429.843轉矩t/( n·m)143.904142.465726.4822741.5982687.268轉速n/(r/min)730730137.47634.9834.98傳動比i15.313.931效率0.990.96030.96030.9801六、傳動零件的設計計算 圓柱直齒輪傳動的設計計算（1）高速級的一對齒輪的設計。 根據(jù)要求所示，所傳遞的功率不大，所以齒輪采用軟齒面，根據(jù)表10-1可查得，小齒輪為40c

8、r經(jīng)調質處理，硬度為280hbs，大齒輪為45鋼調質處理硬度為240hbs，都是一般傳動，采用8級精度。壓力角為=20o 先選小齒輪為z1=24,則大齒輪為z2=i1z1=5.31×24=1281. 按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-9a）進行試算，即d 試選載荷系數(shù)為kt=1.3根據(jù)表10-7選得齒寬系數(shù)d=1根據(jù)表10-6選得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8 mpa 1/2根據(jù)已知條件可以算出轉矩t1=142465n·mm由圖10-21d查的小齒輪的接觸疲勞強度lim1=600 mpa 大齒輪接觸疲勞強度為lim2=550 mpa由式10-13計算應力循環(huán)系數(shù)n

9、1=60=60×730×2×8×300×10×1=2.1024×109n2=n1/5.31=0.3959×109由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)khn1=0.91 khn2=0.95取失效概率為0.01 安全系數(shù)為s=11=0.91×600=546 mpa2=0.95×320=522.5 mpa計算帶入較小值得出d1t 71.311mm圓周速度=2.726m/s計算齒寬b b=d·d=71.311mm模數(shù)mt=d1t/z1=71.311/24=2.971mm齒高h=2.25mt=2.2

10、5×2.971=6.68mm則齒寬與齒高之比為 b/h=71.311/6.68=10.675計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=2.726m/s 8級精度由圖10-8查的kv=1.15 直齒輪 =1(p195)由表10-2查的使用系數(shù)ka=1由表10-4查的疲勞強度計算的齒向載荷分布系數(shù)=1.421由圖10-13得彎曲強度計算的齒向載荷系數(shù)=1.35故載荷系數(shù)k=1×1.15×1×1.421=1.634由（10-10a）得=79.035mm計算模數(shù)m=d1/z1=79.035/24= 3.292、按齒根彎曲強度設計由圖10-20c查的小齒輪彎曲疲勞強度極限fe1=50

11、0 mpa 大齒輪fe2=380 mpa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn1=0.85kfn2=0.90取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.3（1.251.5）f1=0.85×500/1.3=326.92 mpaf2=0.90×380/1.3=263.08 mpa計算載荷系數(shù)k=1×1.15×1×1.38=1.587由表10-5查的齒形系數(shù)得yfa1=2.65 yfa2=2.1576齒形校正系數(shù)ysa1=1.58 ysa2=1.8496設計計算得出 m2.28經(jīng)圓整m=2.5算出小齒輪齒數(shù)z1= d1/m=32大齒輪z2=170幾何尺寸計算小齒輪分度

12、圓直徑 d1=z1m=32×2.5=80mmd2=z4m=170×2.5=425mm中心距a=（d1+d2）/2=252.5mm齒輪寬度 b=dd1=1×80=80mm小齒輪齒寬b1=85mm 大齒輪齒寬b2=80mm（2）低速級齒輪設計 1、按接觸疲勞強度設計與第一組齒輪設計類似 取小齒輪z3=26 根據(jù)z4=i2z3=26×3.93=103按照以上的步驟可得n3=60=60×137.476×1×2×8×300×10=0.3959×109n4=n3/3.93=0.1007×

13、109由前面可得t2=726482n·mm材料和強度都按以前的數(shù)據(jù)此時取接觸疲勞壽命系數(shù) khn3=0.95 khn4=0.991=0.95×600=576 mpa2=0.99×550=544.5 mpa=121.59mm圓周速度=0.875m/sb=1×121.59=121.59模數(shù) mt=121.59/26=4.6765h=2.25mt=2.25×4.6765=10.52b/h=121.59/10.52=11.558根據(jù)v=0.875m/s 8級精度 kv=1.08直齒輪=1由表10-2查的ka=1由表10-4查的=1.475由圖10-13

14、得則載荷系數(shù)k=1×1.08×1×1.475=1.549=128.90mmm=128.90/26=4.96mm2、按彎曲疲勞強度計算由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn1=0.90kfn2=0.95取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.3（1.251.5）f1=0.90×500/1.3=346.15 mpaf2=0.95×380/1.3=277.69mpa計算載荷系數(shù)k=1×1.08×1×1.43=1.544由表10-5查的齒形系數(shù)得yfa1=2.6 yfa2=2.1824齒形校正系數(shù)ysa1=1.595 ysa2=1.79

15、24設計計算m3.60對比圓整后的m為4經(jīng)圓整m=4算出小齒輪齒數(shù)z3=33大齒輪z4=127幾何尺寸計算分度圓直徑 d3=z3m=33×4=132mmd4=z4m=127×4=508mm中心距a=（d3+d4）/2=320mm齒輪寬度 b=dd3=1×132=132mm小齒輪齒寬b3=137mm 大齒輪齒寬b4=132mm七、軸的設計計算 （1）高速軸的設計計算 根據(jù)前面已知我們可得到該軸上的功率是p1=10.69kw該軸上的轉矩是t1=142465 n·mm 高速級的小齒輪的分度圓直徑d1=80mmnn先初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調質處

16、理。根據(jù)表表15-3，取a0=120，于是有根據(jù)軸上有鍵槽都在此基礎上直徑有增量的出最后的為31mm，我們根據(jù)電動機的選擇y180l-8型號，查設計教程上的表17-9可得電動機的軸徑為48mm，在由電動機的計算轉矩為187.075 n·m,再查17-4可得聯(lián)軸器選為lt7型號，其軸徑為40-48mm，則軸的最小軸徑我們選為42，即與聯(lián)軸器相連的軸徑為d1=42mm（如下圖中的d1），半聯(lián)軸器的長度l=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm，則取=82mm。初步擬定軸上零件的裝配方案如下： 由聯(lián)軸器的選擇我們可以得到d1=42mm,則d2=46mm,d3上裝載軸承，根據(jù)軸承的

17、選擇為6010深溝球軸承，查得其參數(shù)為d×d×b=50×80×16，可知軸承寬度為16mm 內徑為50mm，得出d3=50mm，查指導書中表15-2得d4=56mm，d5=66mm，d7根據(jù)軸承知道為50mm，則d6=56mm。 根據(jù)聯(lián)軸器的選定l0=84得，我們可定l6=82，l5中有軸承端蓋一般選為20mm加上拆卸空間選定為30mm，l5=50mm，l4=24mm為軸承寬度，l1=16+8+16+4=44mm，b=16mm，b=12mm，l2=b1-4=81mml3=137+20+16+8-12=169mm, 齒輪、聯(lián)軸器、與軸的周向定位都是平鍵連接

18、，由表6-1查的齒輪與軸的連接平鍵的尺寸為16×10×70，聯(lián)軸器上的鍵尺寸為12×8×70，齒輪與軸的配合采取過度配合，允許有過盈配合的精確定位，所以選h7/r6，聯(lián)軸器采取過度配合，但不允許過盈，所以選擇h7/r6，軸與軸承之間采取過度配合，軸的直徑公差采用k6（具有小過盈量，木錘裝配）。 參考表15-2，取軸端倒角為2×45。求軸上的各個載荷，做出簡圖可得如下根據(jù)軸上的布置，我們畫出受力簡圖如上l1=66mm l2=223mmfh1根據(jù)以上的圖所示，可以得出力、彎矩、扭矩。載荷水平面h垂直面v支反力fnh1=2748.244n fnh2=

19、813.381 nfnv1=1000.36 nfnv2=296.07 n彎矩mh=181384.07 n·mmmv=66911.94 n·mm總彎矩=193332.33 n·mm扭矩t=142465n·mm 按彎扭合成強度校核軸的強度 根據(jù)上面的彎矩圖和扭矩圖我們可以知道在裝載齒輪的面上強度最大，即這個面是最危險的，根據(jù)表中的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應力為12.037mpa有前面所選定的材料45鋼，調質處理，由表15-1查得=60mpa。因此，關全。 精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 和兩段上的任意截面都只受扭矩作用， 每個直徑都是由扭轉強度算出的最小

20、直徑取得，所以無需校核。在此我們把與之間的截面定位面，我們只需校核面的左右兩側。截面左側抗彎截面系數(shù) w=0.1d3=0.1×503=12500mm3抗扭截面系數(shù) wt=0.2d3=0.2×503=25000mm3則截面的左側彎矩為=103989.36n·mm截面上的扭矩t=142465 n·mm 截面上的彎曲應力為8.32mpa截面上的扭曲切應力5.7mpa由材料45鋼，調質處理可查表15-1得 根據(jù)r/d= 2/50=0.04d/d=1.12 在查附表3-2中得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ， 故有效應力集中系數(shù)為 由附圖3-2和3-3得截

21、面形狀系數(shù)和 扭轉剪切尺寸系數(shù) 由附圖3-4得表面質量系數(shù) 表面未經(jīng)強化處理即則按式（3-12）及（3-12a）的綜合系數(shù) 又由碳鋼特性系數(shù) 知道于是，計算安全系數(shù)>>1.5 故知安全。截面右側抗彎截面系數(shù)w按表15-4中的公式計算。w=0.1d3=17561.6mmwt=0.2d3=35123.2 mm彎矩和扭矩都不變，其彎曲應力和扭轉切應力為 由附表3-8求得 表面質量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為所以右側安全系數(shù)為>>1.5故在右側的截面強度也是足夠的。綜上所述，所設計的軸的強度符合強度要求。鍵的設計與校核已知mm，mm，n·m參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，

22、由于3844，5058，所以聯(lián)軸器與軸的連接平鍵的尺寸為b×h=12×8，齒輪與軸的連接平鍵的尺寸為b×h=16×10。查表得=100120mpa取聯(lián)軸器處的鍵長為70mm，齒輪處的鍵長為70mm，=mpa<=18.84mpa<所以所選鍵為：b×h×l=12×8×70, b×h×l=16×10×70符合強度條件。（2）中間軸的設計計算材料：選用45號鋼調質處理，查表15-3取=35mpa，a0=110各軸段直徑的確定： 由, p=10.458,則46.51mm,段

23、要裝配軸承，取d1=50mm，選用6010軸承，=16+8+16+4=44mm裝配高速級大齒輪，確定直徑為56mm，長度l2=b2-4=76mm，軸環(huán)段的直徑為d3=64mm，長度l3確定第一根軸時，定為20mm，即l3=20mm，d4=56mm，可以計算出來，低速級的小齒輪不能做為軸齒輪，l4=137-4=133mm，d5與d1類似，即d5=50mm，l5=44mm，取齒輪距箱體內壁距離為：16mm；由于箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一段距離：8mm。該軸總長為：l=317mm根據(jù)前面已知得出，d2=425mm，d3=132mm第二根中間軸的轉矩t2=726.482，由受力分析

24、可得n n 具體的彎矩圖扭矩圖如下：得出數(shù)據(jù)如表的載荷水平面h垂直面v 支反力fnh1=6242.88n fnh2=8183.16 nfnv1=2272.21 nfnv2=2978.425 n 彎矩mh1=1198632.96n·mmmh2=761033.88 n·mmmv1=436264.32 n·mmmv2=276993.525 n·mm 總彎矩 =1275557.73 n·mm=809875.29 n·mm 扭矩t=726482 n·mm在這我們得出計算彎矩，根據(jù)計算彎矩得出危險截面的直徑，因為材料選擇調質，查得，查課

25、本362頁表15-1得許用彎曲應力，則：mm 在此我們選的每一個尺寸都是大于48.79mm,則該軸的直徑都選擇的是安全的。鍵的設計與校核已知=56mm，t2 =726.482n·m參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于=5058所以取bh=1610查表得=100120mpa取低速級鍵長為125mm.取高速級鍵長為70mm，所以所選鍵為: 處bhl=161070 ，處 bhl=1610125符合強度條件。 (3)低速軸的設計計算 材料：選用45號鋼調質處理，查表15-3取=35mpa，a0=110 第三根軸即低速軸的轉矩為t3=2741598n·mm n3=34.98r/m

26、in功率p3=10.042kw 由, p3=3.652kw,則最小直徑為72.56，則 根據(jù)軸承簡圖可以確定軸的形狀，初步確定各段直徑及其長度，軸輸出的計算轉矩為3564.077n·m查表17-9可得聯(lián)軸器選為lt11型號，其軸徑為80-110mm，我們可以定為80mm即d1=80mm，半聯(lián)軸器的長度l=172mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l0=132mm，則取l1=130mm，d2=86mm，l2=50mm，d3=95mm即為軸承的內徑為95mm，查表指導書15-2得軸承型號可確定為6019其寬度為24mm，則l3=24+8=32mm同時也可確定出d4=102mm，l4=80+2

27、0+8-12=96mm，d5=106mm,l5=12mm,d6=100mm l6=132-4=128mm,d7=95mm l7=52mm。取齒輪距箱體內壁距離為：16mm；由于箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一段距離：8mm。該軸總長為：500mm由d4=508mm，t3=2741.598 可得出n根據(jù)簡圖我們得出受力情況，由材料力學中的知識我們可以算出 水平方向上軸承所引起的支反力垂直方向上的支反力如下： 水平方向的彎矩為垂直方向的彎矩為在危險截面所產(chǎn)生的彎矩求危險截面當量彎矩：從圖可見，裝載齒輪截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑因為材料選擇調質，查得

28、，查課本364頁表15-1得許用彎曲應力，則： 根據(jù)最不利的情況來看，還是能滿足強度要求即d1其彎矩圖與扭矩圖如下：fh1鍵的設計與校核已知=80mm，=100，=2741.598參考教材，由式6-1可校核鍵的強度，由于=7585,所以取bh=2214，=95110，取bh=2816查表得=100120mpa取鍵長分別為125mm和110mm，所以所選鍵為: 處bhl=2214125，處bhl=2816110符合強度條件。八、滾動軸承的選擇與校核計算高速軸的軸承：由前面可以知道n1=730r/min 兩軸承徑向反力： 軸向力： n初步計算當量動載荷p，根據(jù)p=根據(jù)表13-6，=1.01.2，取

29、=1.2。根據(jù)表13-5，x=1所以p=1.211296.43=1555.716n計算軸承6010的壽命：>48000故可以選用計算中間軸的軸承：已知n2=137.476 r/min兩軸承徑向反力： 軸向力均為0 初步計算當量動載荷p，根據(jù)p=根據(jù)表13-6，=1.01.2，取=1.2。根據(jù)表13-5，x=1所以p=1.21244.31=1493.172n p=1.24006.33=4807.596n計算軸承6010的壽命：>48000故可以選用。計算低速軸的軸承已知 r/min兩軸承徑向反力： 軸向力：為0 初步計算當量動載荷p，根據(jù)p=根據(jù)表13-6，=1.01.2，取=1.2

30、。x=1所以p=1.23298.60=3958.32n計算軸承6019的壽命：>48000故可以選用。九、 減速器箱體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座厚度11箱蓋厚度（0.80.85）8mm9箱蓋凸緣厚度13箱座凸緣厚度16箱座底凸緣厚度27地腳螺釘直徑m24地腳螺釘數(shù)目a>250mm6軸承旁聯(lián)結螺栓直徑m20蓋與座聯(lián)結螺栓直徑=（0.50.6）m12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）m12視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）m8定位銷直徑=（0.70.8）m10，至外箱壁的距離查手冊表5-3342618，至凸緣邊緣距離查手冊表5-32816外箱壁至軸承端面距離=+（58）mm5

31、6大齒輪頂圓與內箱壁距離16齒輪端面與內箱壁距離13箱蓋，箱座肋厚分別為0.85、0.85810軸承端蓋外徑見圖6-27140（i 軸）140（ii 軸）205（iii軸）軸承旁聯(lián)結螺栓距離見圖7-2145（i 軸）145（ii 軸）210（iii軸）十、減速器各部位附屬零件的設計1)窺視孔蓋與窺視孔：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內.(2)放油螺塞放油孔的位置設在油池最低處，并安排在不與其它部件靠近的一側，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強密封。(3)油標油標用來檢查油面高度

32、，以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應按傳動件浸入深度確定。(4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱,機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內熱空氣自由逸處，保證機體內外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成.(5)啟蓋螺釘為了便于啟蓋，在機蓋側邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；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

33、拆卸端蓋.對于需作軸向調整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調整.6）定位銷為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量遠些，以提高定位精度。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置.(7)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。(8)調整墊片 用于調整軸承間隙,有的起到調整傳動零件軸向位置的作用.(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入機體內.十一、潤滑方式的確定傳動零件的潤滑采用浸油潤滑。 滾動軸承的潤滑采用脂潤滑 因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較

34、低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用sh0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。十二.設計總結經(jīng)過二周的時間的設計完成了本課題帶式輸送機傳動裝置，該裝置具有以下特點：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。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，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

35、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）由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確，設計也不是十分恰當，但我認為通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。參考文獻 李育錫主編 機械設計課程設計 高等教育出版社 濮良貴 紀名剛主編 機械設計第八版 高等教育出版社 孫 桓 陳作模 葛文杰主編 機械原理第七版 高等教育出版社 裘文言 張繼祖 瞿元賞主編 機械制圖高等教育出版社 徐學林主編 互換性與測量技術基礎湖南大學出版社f=12knn=35r/mind=400mm=0.8769p=10.03kw電動機的型號為y180l-8p=11kwnm=730r/mini=20.857i1=5.31i2=3.93i3=20.857n1=730n2