【正文】 的全過(guò)程。親身了解設(shè)計(jì)過(guò)程中遇到的種種問(wèn)題和解決的方法，思考、分析最優(yōu)方案，這是第一次獨(dú)立自主的完成設(shè)計(jì)過(guò)程，為畢業(yè)設(shè)計(jì)以及以后的就業(yè)工作做下鋪墊。5%；滾筒效率：ηj=（包括滾筒與軸承的效率損失）；工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35176。（4） 設(shè)計(jì)工作量減速器裝配圖1張（A0或A1）；零件工作圖1～3張；設(shè)計(jì)說(shuō)明書1份。 其中為負(fù)載功率，為總效率。為球軸承的傳遞功率，取=。為工作機(jī)效率（已知），取=（包括軸承的效率損失）。 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為n=20 r/min按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，查【2】表（1）可知，二級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)（閉式）一般傳動(dòng)范圍是，一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)（開(kāi)式）傳動(dòng)比一般范圍為，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為==()()20=() r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸，重量和減速器的傳動(dòng)比，選擇電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y112M6，該電動(dòng)機(jī)的中心高112mm，外伸軸端DE=2860mm。 分配傳動(dòng)比 其中、為齒輪箱內(nèi)的兩級(jí)齒輪傳動(dòng)比，為開(kāi)始齒輪傳動(dòng)比。由于開(kāi)式齒輪傳動(dòng)比的范圍是，初取=。 則：==47 故傳動(dòng)比分配合理。== kw 中速軸：== kw 低速軸：== kw 開(kāi)式齒輪軸：== kw 輸送機(jī)軸：m 高速軸的輸出轉(zhuǎn)矩: 95509550 Nm 低速軸的輸出轉(zhuǎn)矩: 95509550 Nm 輸送機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩: 95509550 N ② 輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，所以齒輪選用8級(jí)精度。 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 （1）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由【1】公式（）可知齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)時(shí) mm （2）確定上式各計(jì)算數(shù)值： 由【1】表（）查得使用系數(shù)=1，由【1】134頁(yè)可得=，=，=1。=。mm （4）由【1】表（）選用齒寬系數(shù)=1。 （6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60=609401（1016250）= = （7） 由【1】圖（）取接觸疲勞壽命系數(shù),。 （9） 由【1】圖（）可得=，查【1】表（）可得=，因齒數(shù)較多，取=，初取β=10176。==。圓整中心距為5或0的結(jié)位數(shù)，取a=90 mm （12） 選定齒輪模數(shù)、齒數(shù)、螺旋角β 一般=，β=8176。初選=25，β=10176。β==176。=（前面已得到） ② 由【1】中143頁(yè)，取螺旋角影響系數(shù)=，參考【1】137頁(yè)，取重合度系數(shù)= ③ 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： = = 查【1】表（）可得齒數(shù)系數(shù) = ，=， 查【1】表（）可得應(yīng)力校正系數(shù) = , = （3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 查【1】圖（）可知小齒輪彎曲疲勞極限=280 Mpa , 大齒輪彎曲疲勞極限=240 Mpa。 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 （1）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由【1】公式（）可知齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)時(shí) mm （2）確定上式各計(jì)算數(shù)值： 由【1】表（）查得使用系數(shù)=1，由【1】134頁(yè)可得=，=，=1。=。mm （4）由【1】表（）選用齒寬系數(shù)=1。 （6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60=601（1016250）= = （7） 由【1】圖（）取接觸疲勞壽命系數(shù),。 （9） 由【1】圖（）可得=，查【1】表（）可得=，因齒數(shù)較多，取=，初取β=10176。==。圓整中心距為5或0的結(jié)位數(shù)，取a=105 mm （12） 選定齒輪模數(shù)、齒數(shù)、螺旋角β 一般=，β=8176。初選=25，β=10176。β==176。=（前面已得到） ② 由【1】中143頁(yè)，取螺旋角影響系數(shù)=，參考【1】137頁(yè)，取重合度系數(shù)= ③ 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： = = 查【1】表（）可得齒數(shù)系數(shù) = ，=， 查【1】表（）可得應(yīng)力校正系數(shù) = , = （3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 查【1】圖（）可知小齒輪彎曲疲勞極限=280 Mpa , 大齒輪彎曲疲勞極限=240 Mpa。 開(kāi)式齒輪傳動(dòng)計(jì)算 （1）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由【1】公式（）可知齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)時(shí) mm （2）確定上式各計(jì)算數(shù)值： 由【1】表（）查得使用系數(shù)=1，由【1】134頁(yè)可得=，=，=1。=。mm （4）由【1】表（）選用齒寬系數(shù)=1。 （6）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60=60621（1016250）= = （7） 由【1】圖（）取接觸疲勞壽命系數(shù),。 （9） 由【1】圖（）可得=，查【1】表（）可得=，因齒數(shù)較多，取=，初取β=10176。==。圓整中心距為5或0的結(jié)位數(shù)，取a=160 mm （12） 選定齒輪模數(shù)、齒數(shù)、螺旋角β 一般=，β=8176。初選=25，β=10176。 β==176。因此對(duì)于齒輪1，==，所以把齒輪1和高速軸做成一體，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 （3） 齒輪3：初步估計(jì)中速軸的最小直徑為φ23mm，對(duì)于齒輪3，==，而=200mm，所以齒輪3采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)。 （5）齒輪5：初步估計(jì)低速軸的最小直徑為φ34mm，對(duì)于齒輪5，==，而200mm,所以齒輪5采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)。 傳動(dòng)齒輪參數(shù)匯總名稱符號(hào)單位齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4齒輪5齒輪6中心距amm90105160傳動(dòng)比imm模數(shù)2233螺旋角176。202020202020嚙合角176。 （2）初步估算軸的最小直徑，做軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，通常只按軸所受的扭矩初步估算軸的最小直徑，計(jì)算公式為： mm,查【1】表（）可得C=。 （4）中間軸的最小直徑： 取C=118 ，得== mm，考慮到該軸上兩個(gè)齒輪處需要各開(kāi)一個(gè)鍵槽，將d增大15%，得到=（1+15%）= mm,取=30 mm。（注：在草稿上計(jì)算時(shí) =40 mm,但在校核軸承壽命時(shí)不合格，所以將軸承直徑變大，故軸的最小直徑也變大。 （2）軸承使用軸肩、套筒和端蓋定位，軸承安裝在第3和第7段上，軸段1與聯(lián)軸器連接，軸段2需要安裝密封圈。 ②軸段2需要伸出齒輪箱，據(jù)經(jīng)驗(yàn)取=40 mm，由于軸段2與密封圈配合安裝，且密封圈是標(biāo)準(zhǔn)件，查【3】表(712),據(jù)此取=30 mm。所以軸段3的直徑為=35 mm,長(zhǎng)度為=14 mm。 ⑤軸段5是齒輪軸段，根據(jù)相關(guān)尺寸因素，取=24 mm，=124 mm。 ⑦軸段7是裝配齒輪的，所以與軸段3相同，取=35 mm, =14 mm。 ++=41+113+69 。 因已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為= mm。 （3）求作用在軸上的支反力 水平面內(nèi)的支反力 =690 N =251 N 垂直面內(nèi)的支反力 =255 N =92 N （4）作出彎矩圖，根據(jù)上述簡(jiǎn)圖分別求出水平面和垂直面內(nèi)各產(chǎn)生的彎矩圖，如圖2中（b）、（d）所示。mm , =10455 Nmm。按公式M=計(jì)算總彎矩圖并作出M圖，如圖2（f）。mm ==30140 N （6）作出計(jì)算彎矩圖，根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖，求出計(jì)算彎矩圖，圖2中（h）所示。mm ==30140 N通常只校核軸上受最大計(jì)算彎矩的截面的強(qiáng)度，在本軸中裝配齒輪的截面為危險(xiǎn)截面，由以上數(shù)據(jù)可得= Mpa=60 Mpa 。 （8）高速軸的載荷分析圖 圖2 （9） 精確校核高速軸的疲勞強(qiáng)度 （略） 中速軸的設(shè)計(jì) （1）選擇深溝球軸承，型號(hào)為6006，軸承內(nèi)