帶式輸送機傳動裝置設(shè)計【二級圓柱斜齒輪減速器】【T=1300N.m V=0.78m-s D=320mm 】【說明書+CAD+SOLIDWORKS】

帶式輸送機傳動裝置設(shè)計【二級圓柱斜齒輪減速器】【T=1300N.m V=0.78m-s D=320mm 】【說明書+CAD+SOLIDWORKS】,二級圓柱斜齒輪減速器,T=1300N.m V=0.78m-s D=320mm ,說明書+CAD+SOLIDWORKS,帶式輸送機傳動裝置設(shè)計【二級圓柱斜齒輪減速器】【T=1300N.m,V=0.78m-s,輸送 帶式輸送機設(shè)計說明書 班級： 姓名: 學(xué)號： 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計帶式運輸機的傳動裝置。 工作條件： 1、 每天一班制工作，每年工作300天，使用年限10年，大修期3年； 2、 連續(xù)單向回轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，運輸帶速度允許誤差±5%； 3、 生產(chǎn)廠可加工7~8級精度的齒輪； 4、 動力來源為三相交流電； 5、 批量生產(chǎn)。 傳動裝置簡圖： 設(shè)計任務(wù)： 1、傳動裝置設(shè)計計算 2、減速器繪圖 （1）手工繪制減速器裝配草圖（A1）； （2）減速器計算機三維造型； （3）計算機生成減速器工程圖：裝配圖（A1）、齒輪零件圖（A3）、軸零件圖（A3）。 原始數(shù)據(jù)： 數(shù)據(jù)編號 數(shù)據(jù)編號 學(xué)號 姓名 學(xué)號 姓名 運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩T(N.m) 1300 運輸帶工作拉力F(N) 運輸帶工作速度v(m/s) 0.78 運輸帶工作速度v(m/s) 卷筒直徑D(mm) 320 卷筒直徑D(mm) 2傳動裝置的總體設(shè)計 2.1 擬定傳動方案 機器一般由原動機、傳動裝置、工作機和控制系統(tǒng)四部分。如圖２－１所示的帶式運輸機，其原動機為電動機，傳動裝置為二級展開式圓柱齒輪減速器，工作機為卷筒與輸送帶，各部件用聯(lián)軸器連接并安裝在機架上。傳動裝置在原動機與工作機之間傳遞運動和動力，并改變運動的形式、速度大小和轉(zhuǎn)矩大小。傳動裝置一般包括傳動件和支撐件兩部分。合理的傳動方案，要滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件。工作可靠。此外傳動裝置還應(yīng)結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 如圖2-1 所示帶式運輸機傳動方案，已知輸送帶的有效拉力F=1300N，輸送帶線速度v=0.78m/s,卷筒直徑d=320mm,載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)運轉(zhuǎn)，工作環(huán)境有灰塵，電源為三相交流電，電壓380V。①選擇合適的電動機；②計算傳動裝置的總傳動比，并分配各級傳動比；③計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)。 圖2-1 傳動裝置簡圖 2.2 電動機選擇 2.2.1 電動機容量確定 對于載荷比較穩(wěn)定、長期連續(xù)運行運輸機，只要所選電動機的額定功率Ped等于或大于所需的電動機工作功率Pd,即Ped≥Pd, 電動機就能完全工作。 工作機的有效功率為 Pw = Fv/1000 =(1300N×0.78m/s)/1000 =1.014KW 設(shè)η1、η2、η3、η4分別為聯(lián)軸器、滾動軸承、齒輪傳動及帶傳動的效率，則總效率為 NΣ=η1η23η32η4=0.99×0.983×0.972×0.96 =0.84 電動機所需的工作功率為 Pd=Pw/ηΣ = 1.014KW/0.84= 1.21KW 據(jù)《機械設(shè)計——課程設(shè)計手冊》P258頁表10.2.1，選Ped=1.5KW 確定電動機的額定功率Ped≥Pd 2.2.2 電動機轉(zhuǎn)速確定 按表推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比i′Σ= 8～40，工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為 nw=60×1000v/πd = 60×1000×0.78/(3.14×320)=46.6r/min 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd= i′Σnw=(8～40)×46.6 r/min = (372.8～1864) r/min 根據(jù)電動機類型、容量、轉(zhuǎn)速，由《機械設(shè)計——課程設(shè)計指導(dǎo)書》表10.2.1或有關(guān)于手冊，選定電動機型號為Y90L-4，選用同步轉(zhuǎn)速1500 r/min，額定功率1.5KW，轉(zhuǎn)速1400r/min 2.3.3 電動機技術(shù)參數(shù) 表2-1 電動機轉(zhuǎn)速 電動機型號 額定功率/kw 滿載轉(zhuǎn)速/(r/min) Y900L-4 1.5 1400 2.2 2.2 2.3 傳動比分配 2.3.1 傳動裝置總傳動比確定 傳動裝置的總傳動比iΣ由電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主軸轉(zhuǎn)速nw確定，即 ｉΣ＝nm/ｎw = 1400/46.6 =30.04 2.3.2 帶傳動傳動比 帶傳動的傳動比要小于齒輪減速其的傳動比，取帶的傳動比 2.3.3 兩級圓柱齒輪減速器傳動比 則齒輪減速器的傳動比 2.3.3.1 高速級齒輪傳動比 對展開式二級圓柱齒輪減速器，可取iⅠ=（1.3～1.5）iⅡ，為使兩極大齒輪直徑相近，取 iⅠ=1.35iⅡ 所以 2.3.3.2 低速級齒輪傳動比 iⅡ= i / iⅠ= 12.51/4.11 = 3.04 2.4 傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 Ⅰ軸為小帶輪軸，Ⅱ軸為大帶輪軸即減速器輸入軸， Ⅲ軸為減速器中間軸， Ⅳ軸為減速器輸出軸。 2.4.1 各軸轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸 nⅠ=　nm　= 1400r /min Ⅱ軸 nⅡ= nⅠ/iv=1400 r/min/2.4= 583.33 r/min Ⅲ軸 nⅢ= nⅡ/ iⅠ=583.33r/min/4.11 =141.9r/min Ⅳ軸 = /iⅡ=141.9r/min/3.04 =46.68r/min 卷筒軸 nw= =46.68 r/min 2.4.2 各軸輸入功率 Ⅰ軸 PⅠ= Pdη1=1.21KW×0.99=1.198KW Ⅱ軸 PⅡ= pⅠη2η4=1.198KW×0.98×0.96=1.127KW Ⅲ軸 PⅢ= pⅡη2η3=1.127KW×0.98×0.97=1.071KW Ⅳ軸 = PⅢη2η3=1.071KW×0.98×0.97=1.018KW 卷筒軸 P卷= η2η1=1.018KW×0.98×0.99=0.988KW 2.4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動機的輸入轉(zhuǎn)矩Td為 Td=9.55×106Pd/nm=9.55×106×(1.21KW/1400r/min) =0.83×104 N·mm 所以： Ⅰ軸 TⅠ= Tdη1=8253.9N·mm×0.99=0.82×104 N·mm Ⅱ軸 TⅡ= TⅠη2η4 iV=8200 N·mm×0.98×0.96×2.5 =1.85×104 N·mm Ⅲ軸 TⅢ= TⅡη2η3 iI=1.85×104×0.98×0.97×4.11 =7.23×104 N·mm Ⅳ軸 = TⅢη2η3 iⅡ=7.23×104×0.98×0.97×3.04 =2.09×105 N·mm 卷筒軸 T卷=η1η2=2.09×105 N·mm×0.98×0.99 =2.03×105 N·mm 2.4.4 運動和動力參數(shù) 各軸運動和動力參數(shù)匯總表 軸名 功率P/KW 轉(zhuǎn)矩T/(N·mm) 轉(zhuǎn)速n/(r/min) Ⅰ軸 1.198 8300 1400 Ⅱ軸 1.127 18500 583.3 Ⅲ軸 1.071 72300 141.9 Ⅳ軸 1.018 209000 46.68 卷筒軸 0.988 203000 46.68 3 傳動零件設(shè)計計算 3.1 V帶傳動設(shè)計 3.1.1 確定計算功率和V帶型號 根據(jù)給定的工作條件，查表得工作情況系數(shù)=1.1， ∴=1.1W V帶截面型號選擇 由額定功率和轉(zhuǎn)速查圖并驗證后，選Z型V帶 3.1.2 確定帶輪基準直徑并驗算帶速 根據(jù)型號查表選擇：=90mm> 根據(jù)傳動比確定從動輪直徑:=225mm 據(jù)表選取最接近的標準直徑為=224mm 驗算帶速v V帶傳動帶速為 =6.594m/s<25m/s，帶速適宜 3.1.3 確定帶傳動中心距和帶的基準長度并驗算包角 初定中心距 , 得219.8≤≤628(mm), 初定中心距=500mm 帶的基準長度初值 =1502mm 查表確定基準長度=1600mm 實際中心距 =547.5mm 安裝時應(yīng)保證的中心距a在下面的范圍內(nèi)： 523.5==595.5(mm) 校核小帶輪包角 =166°,大于120°，合格 3.1.4 計算帶的根數(shù) 查表得： 長度系數(shù)=0.99，包角系數(shù)=0.96 單根帶基本額定功率=0.28kW，單根帶額定功率增量=0.02kW =4.66，取V帶根數(shù)Z=5 3.1.5 計算單根V帶初拉力的最小值 查表得,帶單位長度質(zhì)量 q=0.06kg/m 初拉力 =49.37N 3.1.6 計算壓軸力 軸上壓力 =488.8N 3.1.7 V帶輪設(shè)計（略） 3.2 高速級斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計 3.2.1 選擇精度等級、材料及齒數(shù) ，，， 材料：大小齒輪采用的材料為45號鋼，并經(jīng)過調(diào)質(zhì)和表面淬火，硬度為，閉式傳動，精度選為7級，初選材料螺旋角使用期10年，每年工作300天，每天8小時。 選用小齒輪齒數(shù) 得，取。 3.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計 ①試選。 ②小齒輪傳遞扭矩。 ③查《機械設(shè)計》表10.7 取齒寬系數(shù)。 ④查《機械設(shè)計》表10.6， 材料的彈性影響系數(shù)。 ⑤查《機械設(shè)計》圖10.30 選取區(qū)域系數(shù)。 ⑥查《機械設(shè)計》圖10.26 ⑦查《機械設(shè)計》圖10.21e得，大小齒輪。 ⑧應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （ ⑨查《機械設(shè)計》圖10.19 得接觸疲勞壽命系數(shù) ⑩計算疲勞許用應(yīng)力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1。 許用接觸應(yīng)力 ，取 計算 ① = ②計算圓周速度 ③計算齒寬及模數(shù) ④計算縱向重合度 ⑤計算載荷系數(shù) 查《機械設(shè)計》表10.2得 根據(jù)，7級精度，查《機械設(shè)計》圖10.8[5] 得動載系 查《機械設(shè)計》表10.4[5]得，7級精度 考慮齒輪為7級精度，取 查《機械設(shè)計》圖10.13 得 由于，查《機械設(shè)計》表10.3[5]得 ⑥= ⑦計算模數(shù) 3.2.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 ①計算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度，查《機械設(shè)計》圖10.28查得螺旋角影響系數(shù) ③計算當量齒數(shù) ④取齒形系數(shù)查《機械設(shè)計》表10.5得 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10.5[5]查得 ⑤計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查《機械設(shè)計》圖10.20d得 查《機械設(shè)計》圖10.18得彎曲疲勞壽命系數(shù) ⑥取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ⑦計算大小齒輪的 ，并加以比較。 小齒輪的數(shù)值大 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值，取分度圓直徑 。 取 取 3.2.4 齒輪幾何尺寸計算 ①計算中心距 圓整取 ②按圓整后中心距修正螺旋角 角改變不多，故參數(shù)不必修正。 ③計算大小齒輪的分度圓直徑 ④計算齒寬 圓整后 3.2.5 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 高速級大斜齒輪剖面結(jié)構(gòu)圖 3.3 低速級直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計 3.3.1 選擇精度等級、材料及齒數(shù) ，，， 材料：大小齒輪采用的材料為45號鋼，并經(jīng)過調(diào)質(zhì)和表面淬火，硬度為 閉式傳動，精度7級，初選材料螺旋角使用期10年，每年工作300天，每天8小時。 選用小齒輪齒數(shù) ，得，取 3.3.2 按齒面接觸強度設(shè)計 參數(shù)查詢 ①試選載荷系數(shù)。 ②小齒輪傳遞扭矩。 ③查《機械設(shè)計》表10.7 取齒寬系數(shù)。 ④查《機械設(shè)計》表10.6 得材料的彈性影響系數(shù)。 ⑤查《機械設(shè)計》圖10.30 選取區(qū)域系數(shù)。 ⑥查《機械設(shè)計》圖10.26 得 ⑦查《機械設(shè)計》圖10.21e 得大小齒輪 ⑧應(yīng)用循環(huán)系數(shù) ⑨查《機械設(shè)計》圖10.19 得接觸疲勞壽命系數(shù) ⑩計算疲勞許用應(yīng)力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1 許用接觸應(yīng)力 ，取 計算 ① ②計算圓周速度 ③計算齒寬及模數(shù) ④計算載荷系數(shù) 查《機械設(shè)計》表10.2 得 根據(jù)V=0.258/s，7級精度，查《機械設(shè)計》圖10.8 得動載系數(shù) 查《機械設(shè)計》表10.4得，7級精度 考慮齒輪為7級精度，取 查《機械設(shè)計》圖10.13 得 由于 ，查《機械設(shè)計》表10.3 得 ⑤計算縱向重合度 ⑥ ⑦計算模數(shù) 3.3.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 ①計算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度，查《機械設(shè)計》圖10.28 得螺旋角影響系數(shù) ③計算當量齒數(shù) ④查取齒形系數(shù)由《機械設(shè)計》表10.5查得 查取應(yīng)力校正系數(shù)《機械設(shè)計》表10.5查得 ⑤計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查《機械設(shè)計》圖10.20e 得 查《機械設(shè)計》圖10.18 得彎曲疲勞壽命系數(shù) ⑥取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ⑦計算大小齒輪的 ，并加以比較。 小齒輪的數(shù)值大 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值，取分度圓直徑 。 取 取 3.3.4 齒輪幾何尺寸計算 ①計算中心距 取 ②按圓整后中心距修正螺旋角 角改變不多，故參數(shù)不必修正。 ③計算大小齒輪的分度圓直徑 ④計算齒寬 圓整后 3.3.5 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 低速級大斜齒輪剖面結(jié)構(gòu)圖 3.4 運輸帶速度誤差校核 帶的大小帶輪直徑=90mm，據(jù)表選取最接近的標準直徑為=224mm 減速器高速級; , 則： 減速器低速級：， 則： 總傳動比為 帶速v=1400/31.15=44.94在允許誤差內(nèi)。 4 軸系設(shè)計 4.1 滾動軸承潤滑與密封選擇 滾動軸承采用油潤滑，密封元件選用封油墊片和擋油環(huán)。 4.2 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸（列表） 表3-3 箱體參數(shù)統(tǒng)計表 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 M14 地腳螺釘數(shù)目 查手冊 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 M10 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 =（0.5~0.6） M8 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） M8 視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） M6 定位銷直徑 =（0.7~0.8） 6 ，，至外機壁距離 查《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表11-2 26 24 22 ，至凸緣邊緣距離 查《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表11-2 25 15 外機壁至軸承座端面距離 =++（8~12） 56 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 >1.2 18 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 > 16 機座肋厚 、m1 軸承端蓋外徑 +（5~5.5） 90 70 60 4.3 軸設(shè)計 4.3.1 高速軸設(shè)計 輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由上可知，， 4.3.1.1 估算軸的最小直徑 初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)《機械設(shè)計》表11.3，取， 于是 由于鍵槽的影響，故 4.3.1.2 初選滾動軸承 由于選用的是斜齒輪傳動，受軸向力的影響，則選用角接觸球軸承，由于最小軸徑為12.87mm，則減速器輸入軸的軸承的內(nèi)徑選為20mm，型號為：7204C 4.3.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖如下，直徑尺寸和長度尺寸如圖所示： 4.3.1.4 軸的彎扭合成強度計算（略） 4.3.2 中間軸設(shè)計 輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由上可知，， 4.3.2.1 估算軸的最小直徑 初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)《機械設(shè)計》表11.3，取， 于是 由于鍵槽的影響，故 4.3.2.2 初選滾動軸承 由于選用的是斜齒輪傳動，受軸向力的影響，則選用角接觸球軸承，由于最小軸徑為20.16mm，根據(jù)軸的裝配結(jié)構(gòu)則減速器輸入軸的軸承的內(nèi)徑選為25mm，型號為：7205C 4.3.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖如下，直徑尺寸和長度尺寸如圖所示： 4.3.2.4 軸的彎扭合成強度計算（略） 4.3.3 低速軸設(shè)計 輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由上可知，， 4.3.3.1 估算軸的最小直徑 初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)《機械設(shè)計》表11.3，取，于是 ， 由于鍵槽影響，故 4.3.3.2 選擇彈性柱銷聯(lián)軸器 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查《機械設(shè)計》表10.1，取，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查《機械設(shè)計——課程設(shè)計手冊》P188頁，選用LH2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為315N.m 。半聯(lián)軸器的孔徑 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度82mm。 4.3.3.3 初選滾動軸承 由于選用的是斜齒輪傳動，受軸向力的影響，則選用角接觸球軸承，由于最小軸徑為28.73mm，根據(jù)軸的裝配結(jié)構(gòu)則減速器輸入軸的軸承的內(nèi)徑選為40mm，型號為：7208C 4.3.3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖如下，直徑尺寸和長度尺寸如圖所示： 4.3.3.5 軸的彎扭合成強度計算 4.3.3.6 軸的計算簡圖及徑向支承反力計算 中間軸上小斜齒輪的受力計算如下： 根據(jù)大圓柱齒輪與小圓柱齒輪的作用力與反作用力有： Ft=3607.8N, Fr=1367.96N，F(xiàn)a=1313.2N 水平面內(nèi)受力 4.3.3.7 軸的彎矩圖和扭矩圖 計算水平面內(nèi)彎矩，繪制水平彎矩（MH）圖 Me=131.7N.m 垂直面內(nèi)受力 ME1=81.9N.m N.m 繪制垂直面彎矩（M）圖 ME2=54.3N.m 合成彎矩（M）圖 ME2=102.5N.m ME1=155.1N.m T=390.9N.m 轉(zhuǎn)矩（T）圖 4.3.3.8 軸的彎扭合成強度校核 確定危險截面，校核軸的強度 E截面處受轉(zhuǎn)矩和彎矩最大 =16.8MPa 結(jié)論：軸的結(jié)構(gòu)滿足強度要求。 4.4 滾動軸承壽命計算 4.4.1 高速軸滾動軸承壽命計算（略） 4.4.2 中間軸滾動軸承壽命計算（略） 4.4.3 低速軸滾動軸承壽命計算 大圓柱齒輪分度圓直徑d＝120.5mm,根據(jù)作用力與反作用力的原理，大斜齒輪所受圓周力Ft=3661.7N,徑向力Fr=1367.9N,軸向力Fa=1313.2N,軸的轉(zhuǎn)速n=46.68r/min,工作中有中等沖擊,工作溫度低于100oC 4.4.3.1 確定滾動軸承徑向力 計算滾動軸承的徑向支反力Fr2, Fr1 水平支反力 得：2426.3N 得：1181.5N 垂直支反力 得：1869.2N 得：782.6N 合成支反力 3186N 3697N 4.4.3.2 確定滾動軸承派生軸向力及軸向力 計算派生軸向力S1和S2 =1211N =1405N 3．求軸承的軸向載荷Fa1和Fa2 =3052N=1211N 軸承1為“壓緊”軸承, 軸承2為“放松”軸承 軸承1: =3052N 軸承2: =1405N 4.4.3.3 確定滾動軸承當量動載荷 =0.38 軸承1: =5888N 軸承2: =3697N 4.4.3.4 校核滾動軸承壽命 計算軸承的壽命 工作溫度低于1000C: ft=1 =40365h>24000h(10年) 4.5 鍵聯(lián)接計算 4.5.1 高速軸鍵聯(lián)接計算 4.5.1.1 尺寸選擇 軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為 ，，(GB/T 1095-2003) 4.5.1.2 強度校核（略） 4.5.2 中間軸鍵聯(lián)接計算 4.5.2.1 尺寸選擇 軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為 ，，(GB/T 1095-2003) 4.5.2.2 強度校核（略） 4.5.3 低速軸軸鍵聯(lián)接計算 4.5.3.1 尺寸選擇 連接斜齒輪的鍵： 軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為 ，，(GB/T 1095-2003) 連接聯(lián)軸器的鍵： 軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為 ，，(GB/T 1095-2003) 4.5.3.2 強度校核 連接斜齒輪的鍵：材料:45鋼; =150 MPa。輸出軸傳遞的扭矩T=209Nm 根據(jù)普通平鍵的擠壓強度條件： =52.78MPa 則鍵是安全的 連接斜齒輪的鍵：材料:45鋼; =150 MPa。輸出軸傳遞的扭矩T=209Nm 根據(jù)普通平鍵的擠壓強度條件： =46.65MPa 則鍵是安全的 5、減速器箱體設(shè)計 5.1 箱體材料選擇 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合。 機體有足夠的剛度在機體外加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。 5.2 油池油量及箱座高度計算（參考教材p234） 油池油量 查《機械設(shè)計》234頁，油池中油量的多少，取決于齒輪傳遞功率的大小，對單級傳動，沒傳遞1kw的功率，需要油量為0.35-0.7L，對于多級傳動，須油量按級數(shù)成倍增加。 此次設(shè)計的減速器為二級減速器，速度小于12m/s，且每級傳遞的功率為1kw左右，則油量選為1L。 箱座高度計算 箱座高度等于減速器中最大的齒輪半徑加上齒輪齒頂與箱底的直線距離加上底壁厚度加上凸臺厚度，此次設(shè)計的減速器箱坐高度為117mm。 6 設(shè)計小結(jié) 通過這次的課程設(shè)計，我深深體會到，要設(shè)計一個機械產(chǎn)品，哪怕機構(gòu)并不復(fù)雜，也不是一件輕松的事情，需要綜合運用學(xué)過的一切機械設(shè)計方面的知識和理論力學(xué)、材料力學(xué)、數(shù)學(xué)、工程材料等各方面的知識，綜合運用各種先進的繪圖、計算軟件，減少工作量和提高設(shè)計效率。我還深刻的體會到，機械的設(shè)計不是一項一個兩個人能完成的工作，需要團隊合作，集思廣益，充分調(diào)動大家的積極性，互相鼓勵、互相幫助、互相批評。對于一個新的機械產(chǎn)品，首先必須舍得拿出時間從總體上綜合考慮、分析，參考已有的、成熟的機構(gòu)，盡可能地考慮到一切可能出現(xiàn)的技術(shù)細節(jié)，磨刀不誤砍柴工，只有這樣做了，才能在在接下來的設(shè)計中少走彎路，提高效率。這次課程設(shè)計，我感覺工作量相當大，每天都是在加班加點地干，對我的體力和毅力是個很大的考驗，這一點上我明白了作為一個優(yōu)秀的設(shè)計人員，必須有好的身體和堅韌不拔的精神，看似枯燥無味的工作，堅持到最后就會有巨大的成就感，就會有看到產(chǎn)品成功問世的喜悅感！ 7 參考文獻 [1] 戴曙. 金屬切削機床[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1995 [2]　 陳鐵鳴，王連明. 機械設(shè)計. 黑龍江：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，1998 [3]　 朱龍根. 簡明機械設(shè)計手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，1979 [4] 畢乘恩，等. 現(xiàn)代數(shù)控機床[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1991 [5]　 成大先. 機械設(shè)計手冊. 上海：化學(xué)工業(yè)出版社，2004　 [6]　 劉友午，杜文君. 數(shù)字控制機床[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1997 [7]　 賓鴻贊，曾慶福. 機械制造工藝學(xué)[M]. 重慶：機械工業(yè)出版社，1991 [8] 張根保，徐宗俊. 先進制造技術(shù)[M]. 重慶：重慶大學(xué)出版社，1996 [9] 周蘭，等. 現(xiàn)代數(shù)控加工設(shè)備[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2005 [10] 李開佛. 機械工業(yè)綜述[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，1993 s誰會把上面的引號改成不是這樣的對稱形式的呀？ 5mm =2.0625 39