《二級展開式直齒圓柱齒輪減速器畢業(yè)設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《二級展開式直齒圓柱齒輪減速器畢業(yè)設計（33頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 論文題目： 二級直齒圓柱齒輪減速器 畢業(yè)設計（論文）任務書 院（系） 系 機電工程 專業(yè) 機械設計及其自動化 1.畢業(yè)設計（論文）題目： 二級齒輪減速器 2.題目背景和意義： 本次論文設計進行結構設計，并完成帶式輸送機傳動裝置中減速器裝配圖、零件圖設計及主要零件的工藝、工裝設計。綜合運用機械設計、機械制圖、機械制造基礎、金屬材料與熱處理、公差與技術測量、理論力學、材料力學、機械原理。掌握機械設計的一般程序、方法、設計規(guī)律、技術措施，并與生產實習相結合，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，具備了機械傳動裝置、簡單機械的設計和制造的能力。

2、 3.設計(論文)的主要內容： 帶式輸送機傳動總體設計；帶式輸送機傳動總體設計；主要傳動機構設計；主要零、部件設計；完成主要零件的工藝設計；設計一套主要件的工藝裝備；撰寫設計論文；翻譯外文資料等 4.設計的基本要求及進度安排（含起始時間、設計地點）：，地點： 主要參 ：轉距T=850Nm，滾筒直徑D=380mm，運輸帶工作轉速V=

3、1.35m/s 工作條件：送機連續(xù)工作，單向運轉，載荷較平穩(wěn)，空載起動，每天兩班制工作，每年按300個工作日計算，使用期限10年。 具體要求：主要傳動機構設計；主要零、部件設計；設計一套主要件的工藝裝備；撰寫設計論文；選一典型零件，設計其工藝流程；電動機電路電氣控制；翻譯外文資料 等 5.畢業(yè)設計（論文）的工作量要求： 設計論文一份1.0萬1.2萬字

4、 裝配圖1張 A0，除標準件外的零件圖9張 A3 設計天數(shù)： 四周 指導教師簽名： 年 月 日 學生簽名： 年 月 日 系（教研室）主任審批： 年 月 日 帶式運輸機傳動裝置傳動系統(tǒng) 摘要 本次論文設計的題目是“帶式輸送機傳動裝置的設計及制造”。 進

5、行結構設計，并完成帶式輸送機傳動裝置中減速器裝配圖、零件圖設計及主要零件的工藝、工裝設計。 本次的設計具體內容主要包括：帶式輸送機傳動總體設計；主要傳動機構設計；主要零、部件設計；完成主要零件的工藝設計；設計一套主要件的工藝裝備；撰寫開題報告；撰寫畢業(yè)設計說明書；翻譯外文資料等。 對于即將畢業(yè)的學生來說，本次設計的最大成果就是：綜合運用機械設計、機械制圖、機械制造基礎、金屬材料與熱處理、公差與技術測量、理論力學、材料力學、機械原理、計算機應用基礎以及工藝、夾具等基礎理論、工程技術和生產實踐知識。掌握機械設計的一般程序、方法、設計規(guī)律、技術措施，并與生產實習相結合，培養(yǎng)分析和解決一般工程

6、實際問題的能力，具備了機械傳動裝置、簡單機械的設計和制造的能力. ABSTRACT This topic design topic is “the belt type transports the engine drive instrument the design and the manufacture”. Structural design, and completes the belt type to transport in the engine drive instrument the reduction ge

7、ar assembly drawing, the detail drawing design and the major parts craft, the work clothes design. This time design concrete content mainly includes: The belt type transports the engine drive system design； Main transmission system design； Main zero, part design； Completes the major parts the t

8、echnological design； Designs set of main important documents the craft equipment； Composes the topic report； Composition graduation project instruction booklet； Translation foreign language material and so on. Regarding the student who soon graduates, this design biggest achievement is: Synthesis

9、basic theories, project technology and production practice knowledge and so on utilization machine design, mechanical drawing, machine manufacture foundation, metal material and heat treatment, common difference and technical survey, theoretical mechanics, materials mechanics, mechanism, computer

10、application foundation as well as craft, jig. Grasps the machine design the general procedure, the method, the design rule, the technical measure, and unifies with the production practice, raises analyzer and solves the general engineering actual problem ability, has had the mechanical drive, the si

11、mple machinery design and manufacture ability. Key words(關鍵詞): Belt conveyor(帶式輸送機) Transmission device(傳動裝置) Design(設計) Manufacture(制造) 目錄 一、 引言………………………………………………………………1 二、 傳動方案的擬定及說明………………………………………2 2.1、組成……………………………………………………………2 2.2、特點…………………………………………………………

12、…2 2.3、確定傳動方案…………………………………………………2 三、 電動機的選擇……………………………………………………5 3.1、電動機類型選擇………………………………………………5 3.2、電動機功率選擇………………………………………………5 3.2.1、傳動裝置的總功率…………………………………………5 3.2.2、電動機所需的工作功率……………………………………5 3.3、確定電動機轉速………………………………………………5 3.4、確定電動機型號………………………………………………6 四、 計算總傳動比及分配各級的傳動比………………………7 4.

13、1、總傳動比………………………………………………………7 4.2、分配各級傳動比………………………………………………7 五、運動參數(shù)及動力參數(shù)及傳動零件的設計計算 ……………7 5.1、計算各軸轉速…………………………………………………7 5.2、計算各軸的功率………………………………………………7 5.3、計算各軸的扭矩………………………………………………8 六、 齒輪傳動的設計計算 …………………………………………12 6.1、選擇齒輪材料及精度等級和齒數(shù)……………………………12 6.2、按齒面接觸疲勞強度設計……………………………………12 6.3

14、、確定齒輪傳動主要參數(shù)及幾何尺寸…………………………13 6.4、校核齒根彎曲疲勞強度………………………………………14 6.5、標準直齒圓柱齒輪的尺寸計算公式表格……………………15 七、 軸的設計計算……………………………………………………16 7.1、輸入軸的設計計算……………………………………………16 7.1.1、選擇軸的材料，確定許用應力……………………………16 7.1.2、估算軸的基本直徑…………………………………………16 7.1.3、軸的結構設計………………………………………………17 7.2、輸出軸的設計計算……………………………………………21 7.

15、2.1、選擇軸的材料，確定許用應力……………………………22 7.2.2、估算軸的基本直徑…………………………………………22 7.2.3、軸的結構設計………………………………………………23 八 。 減速器 箱體結構 九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 ……………………………………31 9.1、輸入軸與大帶輪輪轂聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接……………………31 9.2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接……………………………31 9.3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接………………………………32 9.4、輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接………………………………33 十、 聯(lián)軸器的選擇 …………

16、………………………………………… 33 十一、減速器箱體附件的選擇說明 …………………………………34 11.1.1、檢查孔和視孔蓋……………………………………………34 11.1.2、通氣器………………………………………………………34 11.1.3、軸承蓋………………………………………………………34 11.1.4、定位銷………………………………………………………34 11.2、啟蓋螺釘………………………………………………………35 11.3、油標……………………………………………………………35 11.4、放油孔及放油螺塞……………………………………………35 11.5

17、、起吊裝置………………………………………………………35 十二、潤滑與密封 ………………………………………………………36 十三、電器電路圖 ………………………………………………………38 十四、外文翻譯 ……………………………………………………………39 設計總結 ……………………………………………………… 46 致謝 ………………………………………………………………47 參考資料目錄 …………………………………………………48 計算過程及計算說明 一、 引言 計算過程及說明國外減速器現(xiàn)狀?齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣

18、泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。最近報導，日本住友重工研制的FA型高精度減速器，美國Jan-Newton公司研制的X-Y式減速器，在傳動原理和結構上與本項目類似或相近，都為目前先進的齒輪減速器。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。因此，除了不斷改進材料品質、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結構上深入探討

19、和創(chuàng)新，平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。目前，超小型的減速器的研究成果尚不明顯。在醫(yī)療、生物工程、機器人等領域中，微型發(fā)動機已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制分子發(fā)動機的尺寸在納米級范圍如能輔以納米級的減速器，則應用前景遠大。 二、傳動方案擬定及說明 要求：輸送機連續(xù)工作，單向運轉，載荷較平穩(wěn)，空載起動，輸送帶速度允許誤差5%，滾筒效率0．96，每天兩班制工作，載荷平穩(wěn)，環(huán)境要求清潔,每年按300個工作日計算，使用期限10年。 2.1組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2.2 特

20、點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 2.3 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下： 1）外傳動為V帶傳動。 2）減速器為同軸式二級圓柱齒輪減速器 3） 方案簡圖如下： 該方案的優(yōu)缺點：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之—。 本設計采用的是單級直齒輪傳動。原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=2000N；帶速V=1.3m/

21、s；滾筒直徑D=180mm。 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： 3、 （1）傳動裝置的總功率：（查指導書附表2.2） = =0.90 (2) 電機所需的工作功率： P d=FV/1000η=3.5 3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： n筒=601000V/πD=6010001.35/π380=67.89r/min 按指導書P7表2.1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i齒輪=3～4。。故電動機轉速的可

22、選范圍為nd=i總n筒=（9～16）67.89=(610.96～1086.24)r/min，符合這一范圍的同步轉速有750r/min、和1000r/min。 根據(jù)容量和轉速，由指導書附表10查出有三種適用的電動機型號，其技術參數(shù)及傳動比的比較情況見下表：  表2.1 傳動比方案 動比方案 電動機型號 額定功率（KW） 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比 同步 轉速 滿載 轉速 總傳 動比 1 Y160M1-8 4 750 720 10.61 2 Y132M1-4 4 1000 960 14.14 4、確定電

23、動機型號 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，可知方案1比較合適（在滿足傳動比范圍的條件下，有利于提高齒輪轉速，便于箱體潤滑設計）。因此選定電動機型號為Y132S-6，額定功率為Pd =4KW，滿載轉速n電動=960r/min。 電動機型號 額定功率 滿載轉速 啟動轉矩 額定轉矩 最大轉矩 額定轉矩 Y132M-6 4KW 1000r/min 2.2 2.2 4、 計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/67.89=14.14 2、分配各

24、級傳動比 （1） 據(jù)指導書P7表2.1，取齒輪i齒輪=3（單級減速器i=3~5之間取4.22、合理，為減少系統(tǒng)誤差，） （2） ∵i總=i齒輪i帶 ∴i帶=i總/i齒輪=14.14/4.22=3.35 5、 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉速（r/min） n電動=960r/minIII / i齒輪=960/4.22=227.49r/min 2、 計算各軸的功率（KW） PI=Pdη帶=40.99=3.96KW PII=PIη齒輪軸承η齒輪=3.960.990.97=3.8KW PIII=PIIη齒輪軸承η聯(lián)軸器=3.80.990.97 =3.65K

25、W 3計算各軸扭矩（Nmm） = 9550Pd / n電動= 95504/960 =39.79Nmm TI=9550PI/=95503.96/960=39.39Nmm TII=9550PII/=95503.8/227.49 =159.54Nmm TIII=9550PIII/=95503.65/67.91=513.29Nmm 六、齒輪傳動的設計計算 1）選擇齒輪材料及精度等級和齒數(shù) 考慮減速器傳遞功率不大，按課本P142表10-8及10-9選，以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45#鋼，齒面硬度為230HBS。大齒輪選用45#鋼，正火，齒面硬度190HBS；根據(jù)表選7級精

26、度。齒面精糙度Ra≤1.6～3.2μm。取小齒輪齒數(shù)Z1=25。則大齒輪齒數(shù)： Z2=i齒Z1=4.225=105.5 2）按齒面接觸疲勞強度設計 由課本P147式（10-24）d1≥【kT1(u+1)/φdu[σHP]2】1/3 確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=u=4.2 由表10-12 取φd=1 轉矩 TI=9550P1/n1=95503.96/960 =39393.75Nm 載荷系數(shù)k 由課本P144 取k=1.2 許用接觸應力σHP，由課本P150圖10-33查得： σHlim1=650Mpa σHlim2=570Mpa [σHP1]=0.9σHlim1

27、=0.9650Mpa=585Mpa [σHP2]=0.9σHlim2=0.9570Mpa=513Mpa 取[σHP]=513Mpa 故得： d1≥【kT1(u+1)/φdu[σHP]2】1/3 =[1.239393.75(4.2+1)/0.94.25132]1/3mm =50.5mm 3）確定齒輪傳動主要參數(shù)及幾何尺寸 模數(shù)：m=d1/Z1=50.5/25=2.02mm 根據(jù)課本P130表10-2 取標準模數(shù)：m=2.5mm 分度圓直徑d1=mZ1=2.525=62.5mm d2=mZ2=2.5106=265mm 傳動中心距 a=m(Z1+Z2)/2=2

28、.5(25+106)/2=163.75mm 齒寬 b2=b=φdd1=162.5=62.5mm b1=b2+4mm=66.5mm 驗算齒輪圓周速度 V齒=πd1n1/601000=3.1462.5960/601000=3.14m/s 由表10-7選齒輪傳動精度等級8級合宜 4)校核齒根彎曲疲勞強度 由課本P148式（10-26）得 σF=(2kT1/d1mb)YFS1≤[σF1] 確定有關參數(shù)和系數(shù) 許用彎曲應力[σFP] 由課本P150圖10-34查得： σFlim1=357Mpa σFlim2 =220Mpa [σF1]= 0.7σFlim1 =0.735

29、7Mpa=245Mpa [σF2]= 0.7σFlim2 =0.7220Mpa=154Mpa 復合齒形系數(shù)YFS 由P149圖10-32查得 YFS1=4.4 YFS2=3.8 計算兩輪的許用彎曲應力 σF1=(2kT1/d1mb)YFS1 =（21.239393.75)/(62.560.52.5）4.4Mpa =42.60Mpa＜[σF1] σF2=(2kT1/d1mb)YFS2 =（21.239393.75)/(26562.52.5）3.8Mpa =8.68Mpa＜[σF2] 5) 標準直齒圓柱齒輪的尺寸計算公式如下表： 一 選齒輪

30、類、精度等級、材料及齒數(shù) 1 為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用直圓柱齒輪； 2 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度； 3 小齒輪材料：40 Cr調質 HBS=280 接觸疲勞強度極限 （由圖10-21d） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由圖10-20c） 大齒輪材料：45號鋼正火 HBS=240 接觸疲勞強度極限 MPa （由圖10-21c） 彎曲疲勞強度極限 （由圖10-20b） 4 初選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)Z4=3.430=102 二 按齒面

31、接觸強度設計 計算公式： mm （由式10-21） 1 確定公式內的各計算參數(shù)數(shù)值 初選載荷系數(shù) 齒寬系數(shù) （由表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由表10-6） 計算應力循環(huán)次數(shù) 計算接觸疲勞壽命系數(shù) （由圖10-19） 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，取安全系數(shù) 2 計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑 =81.53mm （2） 計算圓周速度 （3）計算齒寬b及模數(shù)mnt b/h=13.33 （4）計算

32、載荷系數(shù) ① 使用系數(shù) <由表10-2> 根據(jù)電動機驅動得 ② 動載系數(shù) <由表10-8> 根據(jù)v=0. 807m/s 7級精度 ③ 直齒輪， ④ 由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時， 根據(jù)b/h=13.33，，查圖10-13得，故載荷系數(shù) = （5）按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 （6） 計算模數(shù)m 三 按齒根彎曲強度設計 <由式(10-5)> 1 確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù) （2）彎曲疲勞系數(shù)KFN <由圖10-18>得 （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3 <由式(10-12

33、)>得 （4）查取齒型系數(shù)YFα 應力校正系數(shù)YSα <由表10-5> 得 （5）計算大小齒輪的 并加以比較 比較 所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.01605 2 計算 四 分析對比計算結果 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=3.已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓d1t=90.07mm來計算應有的齒數(shù)。于是由 五 幾何尺寸計算 1 計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2 mm mm 2 計算中心距 3計算齒輪寬

34、度b = 取 高速級 低速級 齒數(shù) 模數(shù) 壓力角 齒頂高系數(shù) 頂隙系數(shù) 齒距 齒厚 齒槽寬 齒根高 齒頂高 分度圓直徑 齒高 基圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 中心距 七、 軸的設計計算 1）輸入軸的設計計算 1、選擇軸的材料，確定許用應力 由于設計的是單級減速器的輸入軸，屬于一般軸的設計問題，選用45#正火鋼，硬度170～217HBS，抗拉強度σ

35、b=600Mpa，彎曲疲勞強度σ-1=255Mpa。[σ-1]b=55Mpa 2、估算軸的基本直徑 根據(jù)課本P225式13-1，并查表13-3，取A=118 d≥A (PI/ n1)1/3=118 [(4/960)mm1/3] =19.12 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d1=19.12(1+5%)mm =23.4mm ∴由課本P214表13-4選d1=25mm 3、軸的結構設 1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩

36、軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定。兩軸承分別以軸肩和大筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。 2）確定軸各段直徑和長度 I段：d1=25mm 長度取決于安裝位置，暫定L1=40mm II段d2=d1+2h=25+20.07d1 =25+20.0725 =28.5mm 取標準值d2=30mm 初選用6206型深溝球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm。（轉入輸入軸軸承選擇計算） 考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和

37、箱體內壁應有一定距離。取套筒長為10mm. III段直徑d3=d2+2h=30mm+20.07d2 =30mm+20.0730mm =34.2mm 取d3=35mm L3=b1-2=（35-2）mm=33mm Ⅳ段軸環(huán)直徑d4=d3+2h=35+20.07d3 =35+20.0735mm =41.01mm 取標準值d4=42mm 長度與右面的套筒相同，即L4=10mm 考慮此段滾動軸承左面的定位軸肩，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由附表6.2得安裝尺寸d2=30mm，該段

38、直徑應取：d5=30mm。因此將Ⅳ段設計成階梯形，右段直徑為30mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=72＋32＋20＋16=140mm 3)按彎矩復合進行強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=62.5mm ②求轉矩：已知T1=39393.75Nmm ③求圓周力：Ft Ft=2T1/d1=239393.75/62.5=1260.48N ④求徑向力Fr Fr=Fttanα=1260.48tan200=353.7N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=70mm 1) 繪制軸受力簡圖（如圖a） 2) 繪制水平面彎矩圖

39、 軸承支反力： = = Ft/2=1661N/2=830.5N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在水平面彎矩為 MCH=L/2=830.5N0.07m=58.14N.m 3)繪制垂直面彎矩圖（如圖c） ==Fr/2=604.6N/2=302.3N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在水平面彎矩為 MCV= L/2=302.3N0.07m=21.21N.m 4)繪制合成彎矩圖（如圖d） MC=(MCH2+MCV2)1/2=(57.

40、32+21.22)1/2=61N.m 5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉矩：T=9.55（P1/n1）106=66.435N.m 6)按彎扭合成進行強度計算 由課本P219式13-3 按脈動循環(huán)：α=0.6 =[Mc2＋(αT) 2]1/2 =[612＋(0.666.435)2]1/2 =72.9N.m 校咳危險截面的強度 =/(0.1) =72900N.mm/(0.1) =15.6Mpa＜[σ-1]b 該軸的強度滿足。 2）輸出軸的設計計算 1、選擇軸的材料，確定許用應力 由于設計的是單級減速器的輸入軸，屬于一般軸的設計問題，選用45#正火鋼，硬度170～2

41、17HBS，抗拉強度σb=600Mpa，彎曲疲勞強度σ-1=255Mpa。[σ-1]=55Mpa 2、估算軸的基本直徑 根據(jù)課本P225式13-1，并查表13-3，取A=110 d≥A (PⅡ/ nⅡ)1/3 =110[(2.77/138)1/3] =1100.27=31.1mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則: d1=31.1mm(1+5%)mm=32.6mm ∴由課本P214表13-4選d1=34mm 3、軸的結構設計 1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配

42、合實現(xiàn)周向固定。兩軸承分別以軸肩和大筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實現(xiàn)軸向定位。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。 2）確定軸各段直徑和長度 I段：d1=34mm 長度取決于聯(lián)軸器結構和安裝位置，根據(jù)聯(lián)軸器計算選擇，選取YL6型Y型凸緣聯(lián)軸器L1=60mm。 II段:d2=d1+2h=34mm＋20.07d1 =34mm＋20.0734mm =38.76mm ∴d2=40mm 初選用6208型深溝球軸承，其內徑為40mm,寬度為18mm。（轉入輸出軸軸承選擇計算） 考慮齒輪端

43、面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。而且兩對軸承箱體內壁距離一致，（L軸1=L軸2）取套筒長為10mm. III段直徑 d3=d2+2h=40mm＋20.07d2 =40mm+20.0740mm =45.6mm 取d3=48mm L3=b2-2=(70-2)mm =68mm Ⅳ段直徑 d4=d3＋2h=48mm＋20.07d2 =48mm＋20.0748mm =54.72mm 取d4=60mm 長度與右面的套筒相同，即L4=10mm 考慮此段滾動軸承右面的定位軸肩，應便于軸承的拆卸，應按標準查

44、取由附表6.2得安裝尺寸d2=40mm，該段直徑應?。篸5=40mm。因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為40mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨度 L=68＋32＋20＋18=140mm 3)按彎矩復合進行強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=240mm ②求轉矩：已知T2=9550PⅡ/ nⅡ=191.692N.m ③求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=2191692N.mm/240mm=1597.4N ④求徑向力Fr Fr=Fttanα=1597.4Ntan200=581.5N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=70mm 1) 繪制軸受力簡圖 十四、外文翻

45、譯 Gear： Is the use of gear teeth of two gears meshing each other transmission of mechanical power transmission and sport. According to the relative position of the gear axis parallel to axis of cylindrical sub-gear drive, bevel gear axis intersect and cross-axis helical drive gear. Compact str

46、ucture, high efficiency, long life and so on. Gear refers to the main, driven wheel gear direct, transfer and exercise of the power devices. Of all the mechanical transmission, the most widely used gear can be used to transfer between any two-axle and exercise power. The characteristics of gear i

47、s: a smooth gear transmission, the transmission ratio accurate, reliable, high efficiency, long life, the use of power, speed and size range. Such as transmission of power from small to almost 100,000 kilowatts; speeds of up to 300m / s; gear diameter from a few millimeters to more than 20 meters. H

48、owever, the need for specialized gear manufacturing equipment, the meshing noise transmission. Many types of gear. (1) According to the relative positions of the two-axis and the direction of the tooth can be divided into the following types: <1> column <3>; <2> bevel gear drive; <3> cross-ax

49、is helical gear drive. (2) According to the working conditions of gears can be divided into: <1>-type open gear drive gear drive, gear exposed, does not guarantee good lubrication. <2> semi-open gear drives, gear oil immersion pool, has shields, but not closed. <3> closed gear transmission,

50、gear, shaft and bearings are installed in the closed, good lubricating conditions, Sha easy access, installation of precision。 Gear has a good working conditions, is the most widely used gear. ================================================================== Criteria for the design of gear Gear

51、 failure for the five forms, should be the appropriate design criteria established. However, tooth wear, plastic deformation and so on, has not yet been established because of the wide and effective use of engineering calculation methods and design data, so the current design of gear, it is usually

52、only on the guarantee that the tooth root bending fatigue strength and tooth surface to ensure contact fatigue strength calculation of the two criteria. For high-power high-speed gear transmission (such as aero-engine main drive, drive turbine-generator unit, etc.), but also by the tooth surface to

53、ensure that the criteria for anti-bonding capacity is calculated (refer to GB6413-1986). As for the ability to resist other failure, although generally not at present be calculated, but the measures to be taken to strengthen the tooths ability to resist these failures. 1, closed gear transmission.

54、 From the practice of that gear in the closed, usually to ensure that the main tooth contact fatigue strength. Tooth surface hardness for high strength and low core-tooth gear (20,20 Cr steel such as used by the quenching of carburized gears) or a more brittle material of the gear, usually at the to

55、oth root bending fatigue strength to ensure that the main. If the two gears are hardened and the tooth surface hardness as high as, then as the case may be. closed for more than gear, heat, easy to bad lubrication and cause injury, such as tooth bonding, in order to control the temperature rise, bu

56、t also for calculation of cooling capacity. 2, open (semi-open) Gear According to tooth surface is supposed to be based to ensure that anti-wear and anti-fracture ability Dedendum two criteria are calculated, but as mentioned earlier, on the tooth surface abrasion resistance of the method of calcu

57、lating capacity is not perfect yet, so off-type (semi-open) Gear At present, only the tooth root bending fatigue strength to ensure that the design criteria. In order to extend the open (semi-open) the life of gear, and will be visible by the specific needs of the module to achieve an appropriate in

58、crease. Before the reference of the gear wheels, spokes, wheels and other parts of the size, usually only for the structural design, strength calculation is not car 擇文： 齒輪傳動 　　齒輪傳動是利用兩齒輪的輪齒相互嚙合傳遞動力和運動的機械傳動。按齒輪軸線的相對位置分平行軸圓柱齒輪傳動、相交軸圓錐齒輪傳動和交錯軸螺旋齒輪傳動。具有結構緊湊、效率高、壽命長等特點。 　　齒輪傳動是指用主、從動輪輪齒直接、傳遞運動和動力的裝置

59、。 　　在所有的機械傳動中，齒輪傳動應用最廣，可用來傳遞任意兩軸之間的運動和動力。 　　齒輪傳動的特點是：齒輪傳動平穩(wěn)，傳動比精確，工作可靠、效率高、壽命長，使用的功率、速度和尺寸范圍大。例如傳遞功率可以從很小至幾十萬千瓦；速度最高可達300m/s；齒輪直徑可以從幾毫米至二十多米。但是制造齒輪需要有專門的設備，嚙合傳動會產生噪聲。 　　齒輪傳動的類型很多。 　?。?）根據(jù)兩軸的相對位置和輪齒的方向，可分為以下類型： 　　<1>圓柱<3>； 　　<2>錐齒輪傳動； 　　<3>交錯軸斜齒輪傳動。 　?。?）根據(jù)齒輪的工作條件，可分為： 　　<1>開式齒輪傳動式齒輪傳動，齒輪暴露在

60、外，不能保證良好的潤滑。 　　<2>半開式齒輪傳動，齒輪浸入油池，有護罩，但不封閉。 　　<3>閉式齒輪傳動，齒輪、軸和軸承等都裝在封閉箱體內，潤滑條件良好，灰沙不易進入，安裝精確， 　　齒輪傳動有良好的工作條件，是應用最廣泛的齒輪傳動。 　　================================================================== 　　齒輪傳動的設計準則 　　針對齒輪五種失效形式，應分別確立相應的設計準則。但是對于齒面磨損、塑性變形等，由于尚未建立起廣為工程實際使用而且行之有效的計算方法及設計數(shù)據(jù)，所以目前設計齒輪傳動時，通常只按保證

61、齒根彎曲疲勞強度及保證齒面接觸疲勞強度兩準則進行計算。對于高速大功率的齒輪傳動（如航空發(fā)動機主傳動、汽輪發(fā)電機組傳動等），還要按保證齒面抗膠合能力的準則進行計算（參閱GB6413－1986）。至于抵抗其它失效能力，目前雖然一般不進行計算，但應采取的措施，以增強輪齒抵抗這些失效的能力。 　　1、閉式齒輪傳動 　　由實踐得知，在閉式齒輪傳動中，通常以保證齒面接觸疲勞強度為主。但對于齒面硬度很高、齒芯強度又低的齒輪（如用20、20Cr鋼經滲碳后淬火的齒輪）或材質較脆的齒輪，通常則以保證齒根彎曲疲勞強度為主。如果兩齒輪均為硬齒面且齒面硬度一樣高時，則視具體情況而定。 　　功率較大的傳動，例

62、如輸入功率超過75kW的閉式齒輪傳動，發(fā)熱量大，易于導致潤滑不良及輪齒膠合損傷等，為了控制溫升，還應作散熱能力計算。 2、開式（半開式）齒輪傳動 按理應根據(jù)保證齒面抗磨損及齒根抗折斷能力兩準則進行計算，但如前所述，對齒面抗磨損能力的計算方法迄今尚不夠完善，故對開式（半開式）齒輪傳動，目前僅以保證齒根彎曲疲勞強度作為設計準則。為了延長開式（半開式）齒輪傳動的壽命，可視具體需要而將所求得的模數(shù)適當增大。 　　前已述之，對于齒輪的輪圈、輪輻、輪轂等部位的尺寸，通常僅作結構設計，不進行強度計算。 設計總結 畢業(yè)設計是我畢業(yè)之前要經歷的一個重要環(huán)節(jié)通過了4周的

63、畢業(yè)設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。 由于在設計方面我們沒有經驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現(xiàn)這樣那樣的問題，如：在選擇計算標準件是可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準 在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。 由于本

64、次設計是分組的，自己獨立設計的東西不多，但在通過這次設計之后，我想會對以后自己獨立設計打下一個良好的基礎。 致謝 在論文完成之際，我要特別感謝我的指導老師：的熱情關懷和悉心指導。在我撰寫論文的過程中，傾注了大量的心血和汗水，無論是在論文的選題、構思和資料的收集方面，還是在論文的研究方法以及成文定稿方面，我都得到了老師們悉心細致的教誨和無私的幫助，特別是他們廣博的學識、深厚的學術素養(yǎng)、嚴謹?shù)闹螌W精神和一絲不茍的工作作風使我終生受益，在此表示真誠地感謝和深深的謝意。 在論文的寫作過程中，也得到了許多同學的寶貴建議、支持和幫助，在此一并致以誠摯的謝意。 感謝所有關心、支持、幫助過我的

65、良師益友。 最后，向在百忙中抽出時間對本文進行評審并提出寶貴意見的各位專家表示衷心地感謝！ 參考資料目錄 機械設計手冊 吳宗澤 機械工業(yè)出版社 機械設計基礎 張英 李玉生 機械工業(yè)出版社 機械設計基礎課程設計指導書 黃曉榮 朱勁松 中國電力出版社 機械設計基礎 胡家秀 機械工業(yè)出版社 機械設計基礎課程設計指導書 羅圣國 高等教育出版社 工程力學 杜建根 陳庭吉 機械工業(yè)出版社 33