【正文】 始設計時，就猶如上帝創(chuàng)世紀之時，什么都沒有，如果一開始便思量著完成細節(jié)工作，那勢必會造成設計工作量太大而不能進行，必須先搭好整體框架，再在里面填充細節(jié)，猶如畫家畫畫一般。后面的諸多校核能否通過就與此有莫大的關系。參考資料《機械原理及機械設計》主編：諸文俊 鐘發(fā)祥開始繪圖時，總是沒把有些小細節(jié)考慮進來導致不停地改圖總之，我在設計的過程痛苦并快樂著，這過程讓我進步不少。第一，總體設計是設計中的最重要的環(huán)節(jié)。就我們設計的減速器為例，首先明確設計目標，然后便是做總體設計，接下來做總裝設計，最后做零件設計。 油標 指示減速箱內油面的高度，本處選用桿式油標，尺寸如下： dd1d2d3habcDD1M1241262810642016放油孔及放油螺塞 排放減速箱體內污油和便于清洗箱體內部，尺寸如下：dD0LlaDSD1d1HM16262312317172起吊裝置 便于減速器的搬運，選用吊耳。m，許用轉速[n]=5000r/min。因Tc[T]，n[n]，故該聯(lián)軸器滿足要求。初選滾動軸承6208GB276—94；按手冊，基本額定動載荷Cr=29500N，基本額定靜載荷C0r=18000。mmMCeq MDceq=mm MDY=中心距118mm140mm齒數(shù)249136104齒寬55508075分度圓 72mm208mm精度8級 二．減速器軸的設計軸的設計 考慮相鄰齒輪沿軸向方向不發(fā)生干涉，計入兩小齒輪軸向之間的距離S=10mm；考慮齒輪與箱體內壁沿軸向方向不發(fā)生干涉，計入尺寸k，取k=10mm；為保證滾動軸承完全放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c，當軸承采用油潤滑時取c=5mm；處取軸承寬度在n=15~30mm三根軸的支撐跨距分別為：L1=2（c+k）+bh1+s+bl1+n1 =2（5+10）+55+15+80+20=200mmL2=2（c+k）+bh1+s+bl1+n2 =2（5+10）+55+15+80+22=202mmL3=2（c+k）+bh1+s+bl1+n3 =2（5+10）+55+15+80+22=202mm（1）高速軸（1軸）的設計 高速軸的功率、轉速與轉矩轉速(r/min)功率(kw)轉矩T(N②. 壽命系數(shù)應力循環(huán)次數(shù)查圖1310得，Yn1= Yn2= ③.實驗齒輪修正系數(shù)有標準規(guī)定，Yst=2。 表1 各軸的運動和動力參數(shù)軸 號功 率轉 矩T/()轉 速傳動比效率電動機軸14401Ⅰ軸1440Ⅱ軸Ⅲ軸1卷筒軸Pw = KWη=電動機型號：Y132S4減速器總傳動比 i=高速級傳動比 i12=低速級傳動比i23=n1=1440r/minn2=n3=P0=P1=P2=P3=Pw=T0= N傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級都采用斜齒圓柱齒輪傳動。 V=。設計注意事項：，零件圖2張，及設計計算說明書一份組成。η1=，η2=，η3=，η4=，η5=總效率：η=η12η22η35η4 == 電動機所需功率：Pd=Pw/η= 。m T3=大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度190210HBS。m)選擇軸的材料及熱處理：選用45鋼，調質 ①求軸傳遞的轉矩及軸上的作用力 圓周力： 徑向力： 軸向力： ②做計算簡圖 將軸看做簡支梁，把齒輪對軸的載荷作用點簡化為輪轂中心，支反力作用點簡化為軸承位置的中點。mmMDY=39065N ④軸的結構設計根據(jù)軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度，其中軸徑、軸頭結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮，聯(lián)結此軸的聯(lián)軸器選用的型號為HL3。m，工作轉速n=1440r/min。（3）低速軸（3軸）上鍵連接和聯(lián)軸器的選擇 由前面計算結果知：低速軸的工作轉矩T=同理，輸出端選選A型普通平鍵：b=12mm，h=8mm，L=70mm。第五部分 設計總結在這兩周的時間里，我收獲頗多。不單是機械設計有此特點，其他科目的設計，如軟件設計的自頂向下，逐步求精的設計思想與此是類似的；第二，設計是一個反復的過程?？傮w設計的良莠直接影響最終設計結果的優(yōu)劣，且其影響是整體的，全方位的。第三，要提高自己的繪圖效率。其次，設計過程給了我很多經驗。第一，設計是由整體到局部，由簡單到復雜的過程。 起箱螺釘 為便于開啟箱蓋，在箱蓋側邊凸緣上安裝一個起蓋螺釘，螺釘螺紋段要高出凸緣厚度，螺釘端部做成圓柱形，直徑d=8mm。m選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器查表附表184查得：許用轉矩[T]=630Nm，許用轉速[n]=5000r/min。軸承類型選為深溝球軸承，軸承預期壽命取為由前面計算結果知：軸承所收徑向力Fr=，軸向力Fa=，軸承工作轉速n=。mm轉 矩T=121900N具體計算結果如下表：載 荷水平面H垂直面V支反力FAX=FBX=FAY=FBY=彎 矩MCX=0176。大齒輪:45鋼,正火，齒面硬度190HBS,8級精度； 取Z=91 誤差小于5%轉矩T1 （2）確定許用應力 ①.彎曲疲勞極限應力由參考文獻[2]圖139c小齒輪σFlim1=250MPa，大齒輪σFlim2=220MPa。外伸軸徑D=38mm； 軸外伸長度E=80mm；三、計算總傳動比和分配傳動比帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比有傳動系統(tǒng)方案知 有參考文獻[1]表22查取圓柱齒輪傳動的傳動比為根據(jù)浸油原則取高速級傳送比為：低速級傳動比為：傳動系統(tǒng)個傳動比分別為： 四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算各軸的轉速計算Ⅰ軸：Ⅱ軸：Ⅲ軸: 各軸的輸入功率計算Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸: 滾筒： 各軸的輸入轉矩計算電動機軸的輸出轉矩為： 故，Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 滾筒： 將各軸的運動和動力參數(shù)列于表1。電動機1通過傳送帶2將動力傳入減速器3,再經連軸器4及將動力傳至輸送機滾筒5,帶動輸送帶6工作。設計數(shù)據(jù)及工作條件：F=2400N。 。3．選擇電動機的轉速為1440r/min。m