機械設(shè)計課程設(shè)計二級展開式圓柱齒輪減速器設(shè)計

1、西南大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院課程設(shè)計(論文)機械設(shè)計課程設(shè)計(論文)題目: 帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計 學(xué)生姓名 專 業(yè) 學(xué) 號_ 班 級_ 指導(dǎo)教師 成 績_ 工程技術(shù)學(xué)院2013年 1月10日目 錄1 前言2 傳動裝置的總體設(shè)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(shè)計計算3.1 第一級齒輪傳動設(shè)計計算3.2 第二級齒輪傳動設(shè)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(nèi)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

2、.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(jié)論參考文獻致謝67帶式運輸機傳動裝置設(shè)計1 引言 機械設(shè)計課程在機械工程學(xué)科中占有重要地位，它是理論應(yīng)用于實際的重要實踐環(huán)節(jié)。本課程設(shè)計培養(yǎng)了我們機械設(shè)計中的總體設(shè)計能力，將機械設(shè)計系列課程中所學(xué)的有關(guān)機構(gòu)原理方案設(shè)

3、計、運動和動力學(xué)分析、機械零部件設(shè)計理論、方法、 結(jié)構(gòu)及工藝設(shè)計等內(nèi)容有機地結(jié)合，使課程設(shè)計與機械設(shè)計實際的聯(lián)系更為緊密。 本課程設(shè)計的設(shè)計任務(wù)是展開式二級圓柱齒輪減速器的設(shè)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(zhuǎn)速降至要求的轉(zhuǎn)速的比較典型的機械裝置，可以廣泛地應(yīng)用于礦山、制藥、造船、機械、環(huán)保及食品輕工等領(lǐng)域。 本次設(shè)計綜合運用機械設(shè)計及其他先修課的知識，進行機械設(shè)計訓(xùn)練，使已學(xué)知識得以鞏固、加深和擴展；學(xué)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(shè)計方法和步驟，培養(yǎng)工程設(shè)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

4、用設(shè)計資料（手冊、 圖冊）進行經(jīng)驗估算及考慮技術(shù)決策等機械設(shè)計方面的基本技能。設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果2傳動裝置的總體設(shè)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)尺寸較大。因為根據(jù)結(jié)構(gòu)、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(jié)構(gòu)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(dǎo)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(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的

5、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(shè)計計算3.1 第一級齒輪傳動設(shè)計計算材料選擇和熱處理方法3.2 第二級齒輪傳動設(shè)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(nèi)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

6、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91軸承端蓋結(jié)構(gòu)10 結(jié)論總效率：由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊查得：1（聯(lián)軸器1）=0.99，2（軸承1）=0.99，（齒輪1）=0.96，4（軸承2）=0.99，5（齒輪2）=0.96；（軸承3）=0.99，（聯(lián)軸器2）=

7、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(zhuǎn)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(zhuǎn)速1440r/min，最大額定轉(zhuǎn)矩2.3，同步轉(zhuǎn)速15001440r/min，4級轉(zhuǎn)速：電動機可選轉(zhuǎn)速范圍： 為工作機鼓輪轉(zhuǎn)速，r/min，=601000v/D 18.84總傳動比: -電動機滿載轉(zhuǎn)速多級傳動比: 分配各級傳動比：1） 各級傳動比應(yīng)

8、盡量在推薦范圍內(nèi)選取；2） 應(yīng)使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕；3） 各傳動件尺寸協(xié)調(diào)，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(zhuǎn)速 （2）各軸功率 （3）各軸轉(zhuǎn)矩 由表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度喂280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)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(shè)計 由設(shè)計計算公式（10-9a）進行試算，即 （1） 確定公式內(nèi)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。=30573.310Nmm3） 選取齒寬系數(shù)=14）

9、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(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 =6014401（283658）=4.03710 =4.03710/5.14=0.785107） 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(yīng)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=715MPa2計算1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 =38.229mm2）計算圓周速度v。 v=

10、m/s=2.88m/s3）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=1.876）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 =38.229=43.154mm7）計算模數(shù)m。m=/=mm=2.055mm3. 按齒根彎曲強度設(shè)計由式的彎曲強度的設(shè)計公式為 m(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由圖查得小齒輪的

11、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(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 =MPa=303.57MPa =MPa=249.71MPa4）計算載荷系數(shù)K。 =11.061.21.31=1.6545）查取齒形系數(shù)。 =2.65 =2.186）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 =1.58 =1.827）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(shè)計計算 =1.253對比計算結(jié)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

12、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(guān)，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

13、=arccos(acos/a)=arcos(133.5cos20)/135=21.682Z=Z1+Z2=29+149=179X=X1+X2=(inv-inv)Z/(2tan)=(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(shè)計 由設(shè)計計算公式（10-9a）進行試算，即 （4） 確定公式內(nèi)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。=1.223410Nmm11） 選取齒寬系數(shù)=112） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa13） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲

14、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(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 =60241.211（283658）=6.76210 =6.76210/4.59=1.4731015） 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(yīng)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=550MPa2計算1）試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。 =2.32mm=66.041mm2）計算圓周速度v。 v=m/s=0.834m/s3）計算齒寬b。 b=166.041mm=66.041m

15、m4）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=1.4946）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 =66.041=69.175mm7）計算模數(shù)m。m=/=mm=2.88mm3. 按齒根彎曲強度設(shè)計由式的彎曲強度的設(shè)計公式為 m(1) 確

16、定公式內(nèi)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(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 =MPa=321.43MPa =MPa=255.14MPa4）計算載荷系數(shù)K。 =11.0511.35=1.41755）查取齒形系數(shù)。 =2.65 =2.186）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 =1.58 =1.797）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(shè)計計算 =2.08mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算

17、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(guān)，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。

18、根據(jù)公式初估軸頸已知該軸輸入功率=3.25kW，轉(zhuǎn)速=1440r/min，選取軸的材料為40，調(diào)質(zhì)處理。參考文獻【2】表153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(yīng)，故同時選用聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，參考文獻【2】表141選取則 按計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速=241.21r/min，選取軸的材料為40，調(diào)質(zhì)處理。參考文獻【2】表153取，于

19、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(zhuǎn)速=52.52r/min，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。參考文獻【2】表153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(yīng)，故同時選用聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，參考文獻【2】表141選取則 按計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)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(nèi)徑的確定。 高

20、速軸上安裝的軸承內(nèi)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(nèi)徑從而取，軸承內(nèi)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(nèi)徑的確定。其內(nèi)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(nèi)徑的確定。低速軸上安裝的軸承內(nèi)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(nèi)徑從而取，即軸承內(nèi)徑為。確定軸承尺寸代號，這里選02系列軸承。故軸承代號為

21、6212，其外徑寬。 名稱符號齒輪減器尺寸關(guān)系/mm箱座壁厚8箱蓋壁厚18箱蓋凸緣厚度b112箱座凸緣厚度b12箱座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑dfM20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑d1M16蓋與座連接螺栓直徑d2M12連接螺栓d2的間距l(xiāng)160軸承端蓋螺釘直徑d3高M8；中M8；低M10視孔蓋螺釘直徑d4M8定位銷直徑d8df、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R120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l147鑄造過渡尺寸x、y；大齒輪頂圓與內(nèi)箱距離112齒輪端面與內(nèi)箱壁距離210箱蓋、箱座肋厚m1、m

22、；軸承端蓋外徑D296；106；160軸承旁連接螺栓距離s盡量靠近，一般取 取箱體內(nèi)壁與齒輪頂圓距離=，取箱體內(nèi)壁與齒輪端面距離，取兩級齒輪端面間距離，箱體底部內(nèi)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(nèi)壁距離取，則箱體內(nèi)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=352.51）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

23、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(nèi)徑尺寸；由軸承的安裝尺寸決定；=40.781為齒輪軸，由齒輪結(jié)構(gòu)確定；為軸承內(nèi)徑。各軸的長度由結(jié)構(gòu)確定，其結(jié)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(nèi)徑；=69.175mm為齒輪軸，尺寸由齒輪結(jié)構(gòu)確定；對齒輪定位，由軸肩定位高度，可??；為定位軸肩，同時為配合齒輪故取標準軸徑； 為軸承內(nèi)徑。各軸的長度由結(jié)構(gòu)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?。挥奢S承安裝尺寸決定；為

24、軸承內(nèi)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(jié)構(gòu)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(yīng)力校核為載荷 水平面H 垂直面V支反力F FNH1=270.948N FNH2=785.917NFNV1=98.617N FNV2=286.050N彎矩MMH=31633.159NmmMv=11513.513Nmm總彎矩 扭矩TT=21550N.mm該軸有制成，參考文獻【2】表151知，故，因此該軸滿足強度要求。=44.25mm =73.5mm

25、=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=1282.940NFNH4=1542.483NFNV3=25.58NFNV4=233.455N彎矩MMH2=181627.348N.mmMH3=145934.450N.mmMv1=48341.692N.mmMv2=38603.408N.mm總彎矩 扭矩T校核截面齒輪2：按彎扭合成應(yīng)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151查得。因此，故安全。校核截面齒輪3：按彎扭合成應(yīng)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

26、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(yīng)力校核軸的強度軸的材料為45鋼,參考文獻【2】表151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(yù)期壽命1.求兩軸承的徑向載荷（相關(guān)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(yù)期壽命1.求兩軸承的徑向載荷（相關(guān)參數(shù)參考軸校核處） 2.求軸承當量動載荷、

27、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(yù)期壽命1.求兩軸承的徑向載荷（相關(guān)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(zhuǎn)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41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62查得許用擠壓應(yīng)力為，取其平均值

28、為，。鍵的工作長度，鍵與聯(lián)軸器的接觸高度。參考文獻【2】式61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(zhuǎn)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41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62查得許用擠壓應(yīng)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61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(zhuǎn)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

29、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62查得許用擠壓應(yīng)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61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(zhuǎn)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41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62查得許用擠壓應(yīng)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61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(nèi)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(shè)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(shè)計要求而設(shè)計了114.661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，