[14]，展現(xiàn)出其技術(shù)實(shí)力和市場(chǎng)影響力。1.3本文的研究?jī)?nèi)容首先，開展傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案的規(guī)劃工作，針對(duì)本文的研究需求，擬定一個(gè)符合實(shí)際應(yīng)用的傳動(dòng)系統(tǒng)方案。在此基礎(chǔ)上，本文將進(jìn)一步展開電動(dòng)機(jī)的選型分析與計(jì)算工作，并對(duì)傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)特性及動(dòng)力參數(shù)進(jìn)行詳盡的計(jì)算分析。同時(shí)，本文還將涉及傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核，以確保整個(gè)系統(tǒng)的穩(wěn)定運(yùn)行和可靠性。隨后，深入進(jìn)行軸的設(shè)計(jì)計(jì)算，并合理選擇滾動(dòng)軸承，完成其壽命計(jì)算。在此基礎(chǔ)上，通過(guò)專業(yè)的繪圖軟件，我精心制作了詳盡的零件圖和裝配圖。隨后，我對(duì)所有圖紙資料進(jìn)行了系統(tǒng)化的整理，并進(jìn)行了深入的技術(shù)綜述。在此基礎(chǔ)上，我撰寫了相關(guān)的學(xué)術(shù)論文，確保了內(nèi)容的完整性與準(zhǔn)確性。第2章傳動(dòng)部分總體方案的設(shè)計(jì)組成：傳動(dòng)裝置由工作機(jī)、減速器和電機(jī)組成。減速器結(jié)構(gòu)包括兩個(gè)齒輪對(duì)，分為高速級(jí)齒輪和低速級(jí)齒輪。這些齒輪通過(guò)嚙合傳遞動(dòng)力和扭矩。軸包括輸入軸（高速軸）、中間軸（中速軸）和輸出軸（低速軸）。軸承，箱體，聯(lián)軸器，潤(rùn)滑系統(tǒng)密封裝置。特點(diǎn)：同軸式設(shè)計(jì)使得輸入軸和輸出軸在同一軸線上，減少了減速器的橫向尺寸，使得整個(gè)裝置更加緊湊。通過(guò)二級(jí)齒輪傳動(dòng)，可以獲得更大的減速比，適應(yīng)不同的工作需求。2.1傳動(dòng)方案的確定：兩級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)方案如圖所示。圖2-1兩級(jí)同軸式圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)方案1-電動(dòng)機(jī)2-帶傳動(dòng)3-減速器4-聯(lián)軸器5-輸送帶帶輪6-輸送帶2.2電動(dòng)機(jī)的型號(hào)選擇2.2.1選擇電動(dòng)機(jī)的型號(hào)根據(jù)用途從而選擇YE3系列三相異步電動(dòng)機(jī)2.2.2電動(dòng)機(jī)功率的計(jì)算計(jì)算輸送帶所需要的拉力為(2-1)則輸送帶所需功率(2-2)代入得；根據(jù)表2-1中的數(shù)據(jù)，確定V帶傳動(dòng)的效率為，一對(duì)軸承的效率為相應(yīng)的數(shù)值，斜齒圓柱齒輪的傳動(dòng)效率為具體的數(shù)值，聯(lián)軸器的效率為，由此，從電動(dòng)機(jī)傳遞到工作機(jī)時(shí)的總效率能夠計(jì)算得出。(2-3)電動(dòng)機(jī)在工作狀態(tài)下所需要的功率大小呈現(xiàn)為(2-4)查表2-2，選擇電動(dòng)機(jī)的額定功率大小為。表2-1機(jī)械傳動(dòng)效率概略值種類效率η圓柱齒輪傳動(dòng)經(jīng)過(guò)跑合的6級(jí)精度和7級(jí)精度齒輪傳動(dòng)(油潤(rùn)滑)0.980.998級(jí)精度的一般齒輪傳動(dòng)(油潤(rùn)滑)0.979級(jí)精度的齒輪傳動(dòng)(油潤(rùn)滑)0.96加工齒的開式齒輪傳動(dòng)(脂潤(rùn)滑)0.940.96鑄造齒的開式齒輪傳動(dòng)0.900.93表2-2YE3系列（IP55）三相異步電動(dòng)機(jī)的型號(hào)及相關(guān)數(shù)據(jù)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速1500r/minYE3-100L1-42.214202.32.3YE3-100L2-4314202.32.3YE3-112M-4414402.22.3YE3-132S-45.514402.02.3YE3-132M-47.514402.02.32.2.3電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速計(jì)算輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為56r/min(2-5)查閱表2-3能夠獲取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比，同時(shí)得知兩級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比，基于這些數(shù)據(jù)，總傳動(dòng)比的范圍是則電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為r/min=488.964889.6r/min由表可知選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)為YE3-132S-4，其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min。表2-3各種機(jī)械傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍傳動(dòng)類型傳動(dòng)比傳動(dòng)類型傳動(dòng)比常用范圍最大值常用范圍最大值平帶傳動(dòng)2~3≤5錐齒輪傳動(dòng)V帶傳動(dòng)2~4≤71)開式傳動(dòng).2~4≤8圓柱齒輪傳動(dòng)2)單級(jí)減速器2~3≤61)開式傳動(dòng)3~7≤15蝸桿傳動(dòng)2)單級(jí)減速器3~6≤101)開式傳動(dòng)15~60≤1203)單級(jí)外嚙合和內(nèi)嚙合行3~9≤142)單級(jí)減速器10~40≤80星減速器鏈傳動(dòng)2~6≤84)兩級(jí)減速器8~40≤60錐齒輪圓柱齒輪減速器10~25≤40摩擦輪傳動(dòng)2~4≤82.3傳動(dòng)比的計(jì)算2.3.1總傳動(dòng)比：(2-6)2.3.2傳動(dòng)比的分配通過(guò)分析傳動(dòng)比的合理取值范圍，最終選定帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比參數(shù)為從而推算出，減速器的傳動(dòng)比大小呈現(xiàn)為（2-7）高速級(jí)傳動(dòng)比的大小為（2-8）2.4進(jìn)行傳動(dòng)裝置與動(dòng)力參數(shù)的求解運(yùn)算2.4.1各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算 2.4.2各軸的功率計(jì)算 2.4.3各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 第3章傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)3.1.1設(shè)計(jì)功率確定（3-1）其中由表選取為1.23.1.2V帶型號(hào)確定查閱機(jī)械手冊(cè)選取型號(hào)為A型V帶3.1.3帶輪基準(zhǔn)直徑的確定查表3-1，可選取小帶輪的直徑大小為，則大帶輪的直徑大小為。根據(jù)表3-2選取mm，其傳動(dòng)比誤差，故可用表3-1V帶最小帶輪基準(zhǔn)直徑型號(hào)YZSPZASPABSPBCSPCDEdmin/mm2050637590125140200224355500注:V帶輪的基準(zhǔn)直徑系列為20,22.4,25,28,31.5,40,45,50,56,63,71,75,80,85,90,95,100,106,112,118,125,132,140,150,160,170,180,200,212,224,236,250,265,280,300,315,355,375,400,425,450,475,500,530,560,600,630,670,710,750,800,900,1000等。3.1.4驗(yàn)算帶速滿足要求3.1.5確定V帶長(zhǎng)度和中心距根據(jù)公式（3-2）經(jīng)初步分析與估算，帶的中心取值為基于使結(jié)構(gòu)緊湊的目的，取用偏低的參數(shù)值。則經(jīng)計(jì)算，V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度數(shù)值為(3-3)基于設(shè)計(jì)參數(shù)與標(biāo)準(zhǔn)尺寸系列，選用V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度為，那么其實(shí)際中心距為 3.1.6計(jì)算小帶輪包角合格3.1.7確定V帶根數(shù)V帶根數(shù)可用公式（3-4）基于設(shè)計(jì)參數(shù)與標(biāo)準(zhǔn)尺寸系列取得單根V帶所能傳遞的功率，功率增量為 (3-5)基于設(shè)計(jì)參數(shù)與標(biāo)準(zhǔn)尺寸系列可得則經(jīng)查表得到，則帶的根數(shù) 取z=4根 3.1.8計(jì)算帶的初拉力查表得V帶質(zhì)量m=0.1Kg/m，算得初拉力(3-6)3.1.9計(jì)算作用在軸上的壓力大小 (3-7)3.1.10帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）小帶輪采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)，依據(jù)查表的結(jié)果可得電動(dòng)機(jī)的軸頸大?。海嗇瀸挘狠喚墝挘海?）對(duì)于采用輪輻式結(jié)構(gòu)的大帶輪，其輪緣寬度可依據(jù)小帶輪來(lái)設(shè)定，保持二者一致。而輪轂寬度的設(shè)計(jì)，需與軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)協(xié)同開展，在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)過(guò)程中，同步確定輪轂的寬度，以確保大帶輪與軸在裝配和使用過(guò)程中的適配性。3.2高速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算3.2.1初步計(jì)算傳動(dòng)主要尺寸鑒于本系統(tǒng)運(yùn)用的是軟齒面閉式傳動(dòng)形式，因而在設(shè)計(jì)進(jìn)程中，著重考量齒面接觸疲勞強(qiáng)度。依照此情況，我們依據(jù)對(duì)應(yīng)的計(jì)算公式展開設(shè)計(jì)工作 (3-8)小齒輪所傳遞轉(zhuǎn)矩的大小為：選擇查表得，初選，查表得齒數(shù)比為初選，則，取，則端面的重合度為軸向重合度大小為：根據(jù)表中數(shù)據(jù)可得重合度系數(shù)根據(jù)表中數(shù)據(jù)可得螺旋角系數(shù)小齒輪和大齒輪對(duì)應(yīng)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別計(jì)算得出為根據(jù)表中數(shù)據(jù)可得接觸疲勞的極限應(yīng)力大小是，。 據(jù)表得壽命系數(shù)1.1，同時(shí)選取安全系數(shù)為，則有==那么可以得到小齒輪的分度圓直徑大小是3.2.2確定傳動(dòng)尺寸（1）根據(jù)相關(guān)表格資料我們查閱可以得知使用系數(shù)。由于/s依據(jù)參考相關(guān)的各類數(shù)據(jù)我們可以獲得動(dòng)載荷系數(shù)，齒向載荷分配系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)，把這些數(shù)據(jù)進(jìn)行綜合分析可以計(jì)算出總的載荷系數(shù)為(2)對(duì)進(jìn)行修正鑒于K與存在明顯的差異，我們需對(duì)通過(guò)該方法得出的數(shù)據(jù)進(jìn)行相應(yīng)的修正處理 (3-9)(3)進(jìn)行模數(shù)確定 (3-10)按照相關(guān)數(shù)據(jù),取(4)進(jìn)行傳動(dòng)尺寸的計(jì)算其中心距為： (3-11)把數(shù)值圓整為，進(jìn)而得出此時(shí)的螺旋角大小為 (3-12)鑒于β值與初選值的差異較為突出，為此要對(duì)涉及β的參數(shù)進(jìn)行調(diào)整，通過(guò)查閱資料獲取到了節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)端面重合度的具體數(shù)值是得到的軸向重合度數(shù)值為經(jīng)由對(duì)圖表的分析，我們獲取了重合度系數(shù)的具體數(shù)值為。同時(shí)根據(jù)相關(guān)數(shù)據(jù)，我們也確定了螺旋角系數(shù) 查閱資料可以得到動(dòng)載荷系數(shù)而載荷系數(shù)K值不變按表取最終確定的中心距數(shù)值為螺旋角為修正步驟已全部完成，故 (3-13)選定則選擇關(guān)于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，其條件為： (3-14)齒輪寬度b＝當(dāng)量齒數(shù)為通過(guò)查找相關(guān)數(shù)據(jù)可得2.50，2.17，重合度系數(shù)，螺旋角系數(shù)0.8770根據(jù)相關(guān)數(shù)據(jù)可以得到彎曲疲勞極限應(yīng)力分別是：,，壽命系數(shù)為，安全系數(shù)為。則對(duì)端面模數(shù)進(jìn)行計(jì)算（5）齒輪傳動(dòng)及其他尺寸的計(jì)算；齒頂高度為 (3-15)齒根高度為 (3-16)全齒高度為 (3-17)頂隙為 (3-18)齒頂圓的直徑大小為 (3-19) (3-20)齒根圓的直徑大小為 (3-21) (3-22)3.3低速級(jí)斜齒圓柱齒輪計(jì)算3.3.1初步計(jì)算傳動(dòng)尺寸由于這個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)歸屬于軟齒面閉式傳動(dòng)的領(lǐng)域，所以選定齒面接觸疲勞強(qiáng)度作為設(shè)計(jì)的依據(jù)。相應(yīng)的設(shè)計(jì)計(jì)算公式如下。 （3-23）1)小齒輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩大小為2)由于v的具體數(shù)值尚不明確，使得值的大小無(wú)法確定，在這樣的情形下，可以初步選取載荷系數(shù)為，進(jìn)而進(jìn)行初步選擇3)初選4)彈性系數(shù)為5)初選螺旋角根據(jù)資料可以查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)齒數(shù)比為初步選擇齒數(shù)則圓整選擇則端面的重合度為軸向的重合度為通過(guò)相關(guān)手冊(cè)可以查得重合度系數(shù)6)同時(shí)可以查得螺旋角系數(shù)7)許用接觸應(yīng)力的計(jì)算可以利用下式計(jì)算 （3-24）查閱資料可以得到接觸疲勞極限應(yīng)力大小分別為580MPa齒輪工作要求所需的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為壽命系數(shù)安全系數(shù)則有選擇較小值計(jì)算小齒輪的分度圓直徑3.3.2傳動(dòng)尺寸的確定(1)計(jì)算載荷系數(shù)查找到相應(yīng)的使用系數(shù)因?yàn)橐罁?jù)資料可以查得動(dòng)載荷系數(shù)，同時(shí)也能確定齒向載荷分配系數(shù)為齒間載荷分配系數(shù)為根據(jù)這些數(shù)值進(jìn)一步計(jì)算便可得到載荷系數(shù)為因?yàn)镵同的差距不大，故而不必對(duì)基于已知數(shù)據(jù)算出的加以修正(2)完成齒輪模數(shù)的確定工作取(3)進(jìn)行關(guān)于傳動(dòng)尺寸的計(jì)算操作經(jīng)過(guò)計(jì)算，得到的中心距數(shù)值為進(jìn)行圓整操作后得到的數(shù)值是經(jīng)計(jì)算得出螺旋角的大小為由于β值與最初選定的值差距較大，所以有必要對(duì)與β相關(guān)的數(shù)值進(jìn)行修正因修正步驟與3.2.3部分當(dāng)中步驟相同，故不再贅述經(jīng)過(guò)修正得到故取?。?）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核計(jì)算計(jì)算出齒根彎曲疲力需要滿足1)齒輪寬度為2)齒形系數(shù)的值為大小，應(yīng)力修正系數(shù)的取值以及當(dāng)量齒數(shù)的大小分別為，3)重合度系數(shù)4)螺旋角系數(shù)5)許用彎曲應(yīng)力大小計(jì)算根據(jù)下式彎曲疲勞極限應(yīng)力壽命系數(shù)安全系數(shù)故（5）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核計(jì)算（6）計(jì)算齒輪傳動(dòng)的其他尺寸計(jì)算端面模數(shù)計(jì)算齒頂高計(jì)算齒根高計(jì)算全齒高計(jì)算頂隙計(jì)算齒頂圓直徑計(jì)算齒根圓直徑為第4章計(jì)算斜齒圓柱齒輪上的作用力4.1高速部分經(jīng)計(jì)算得出的圓周力數(shù)值為 (4-1)經(jīng)計(jì)算得出的徑向力數(shù)值為 (4-2)所涉及的軸向力大小為 (4-3)所設(shè)計(jì)的法向力大小為 (4-4)4.2低速級(jí)部分圓周力的數(shù)值是 所涉及徑向力大小為 軸向力為 法向力為 第5章軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1.1軸頸初步計(jì)算通過(guò)查閱相關(guān)表格可知，由于軸端同時(shí)承受轉(zhuǎn)矩和彎矩，所以選取中間值則 （5-1）在論文中，軸與帶輪的連接處設(shè)計(jì)有鍵槽。為確保連接的穩(wěn)定性和可靠性，建議將軸徑適度增加，具體增幅宜控制在5%至7%的范圍內(nèi)。軸端最細(xì)處直徑5.1.2高速軸結(jié)構(gòu)的初步設(shè)計(jì)從左到右對(duì)各軸段的直徑尺寸進(jìn)行設(shè)計(jì),共包含6段，每段用數(shù)字表示(1)軸段①的設(shè)計(jì)初步確定的軸段①軸徑以及帶輪輪轂的寬度分別為，綜合考慮帶輪的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)選取帶輪輪轂的寬度.軸段①的長(zhǎng)度要稍小于轂孔寬度，最終取值為。軸肩高度的計(jì)算公式為h=(0.070.1)d?。把d?=31mm代入該公式進(jìn)行計(jì)算，由此可得軸肩的高度范圍處于2.2mm至3.1mm之間。而軸段②直徑的最終尺寸，則由密封圈來(lái)確定。在這一軸段位置，軸的圓周速度均未超出3m/s，基于這樣的條件，適宜選用氈圈油封。根據(jù)選擇，我們采用了型號(hào)為35JB/ZQ4606-1997的氈圈(2)軸承與軸段③和軸段⑥的設(shè)計(jì)鑒于齒輪在運(yùn)行過(guò)程中不可避免地會(huì)受到軸向力的影響，圓錐滾子軸承是適宜的選用對(duì)象。軸段③處需安裝此類軸承.軸承安裝的直徑選擇需考慮兩個(gè)關(guān)鍵因素：一是確保軸承安裝過(guò)程便捷；二是確保其直徑尺寸與軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)系列相匹配，以保證軸承安裝的精確度與可靠性?，F(xiàn)暫取軸承型號(hào)為30208，得軸承內(nèi)徑外徑寬度18mm,暫時(shí)選取軸承型號(hào)為30208，由此可得出軸承的內(nèi)徑、外徑以及寬度分別為、、18mm、T=19.75mm。內(nèi)圈定位直徑外圈定位直徑為，軸上力作用點(diǎn)到外圈大端面的距離為故40mm此減速器齒輪的圓周速度處于2m/s以下的范圍，因此軸承采用脂潤(rùn)滑的方式較為合適。并且，為了避免箱體內(nèi)的潤(rùn)滑油流入軸承，還需要配備擋油環(huán)。考慮到箱體在鑄造過(guò)程中可能會(huì)出現(xiàn)誤差，并且為了順利安裝擋油環(huán)，專門把靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面與箱體內(nèi)壁的間距確定為△=12mm。為了便于維護(hù)和保證整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的一致性，一般會(huì)選擇相同型號(hào)?；谶@個(gè)原則，在當(dāng)前的設(shè)計(jì)中，軸段⑥的直徑d?確定為40mm。在同軸式減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)里，此處的軸承座完全位于箱體的內(nèi)部，其潤(rùn)滑油來(lái)源于低速級(jí)大齒輪的輪緣部位在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中刮取獲得。通過(guò)這樣的設(shè)計(jì)，能夠使軸承內(nèi)圈端面和軸承座端面處于同一平面，基于此，軸段⑥的長(zhǎng)度L?取值與軸承寬度B相等，即(3)在軸段④的設(shè)計(jì)過(guò)程中，此部分專門用于安裝齒輪。為了簡(jiǎn)化齒輪安裝流程，確保操作的便捷性，數(shù)值應(yīng)略大于值初步確定相關(guān)參數(shù)鑒于齒輪分度圓直徑較小，所以采用實(shí)心式。齒輪具有一定的寬度選擇為。使套筒能與齒輪左端面緊密接觸，套筒對(duì)應(yīng)的軸段長(zhǎng)度應(yīng)略小于齒輪實(shí)際寬度，最終取值為。(4)軸段⑤所涉及的齒輪右側(cè)部位采取了軸肩進(jìn)行定位。為確保定位的準(zhǔn)確性，設(shè)置定位軸肩的高度根據(jù)范圍選取因而確定軸肩直徑為選擇將齒輪左端面和箱體內(nèi)壁的距離以及齒輪右端面與右軸承左端面的距離均取作，這樣可得(5)軸承座的厚度選取為下箱座壁厚選擇300mm此選用M12的軸承旁連接螺栓。則箱體軸承座寬度取可取箱體凸緣連接螺栓為M10，腳螺栓的規(guī)格確定為另外軸承端蓋連接螺釘為取為M8,軸承端蓋凸緣厚度取為端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度取為螺栓取。當(dāng)帶輪結(jié)構(gòu)不被破壞時(shí)，可以方便地對(duì)軸承端蓋連接螺栓實(shí)施裝卸。通過(guò)這一操作，能夠獲取凸緣端面和軸承端蓋表面之間的距離。故有 （5-2） （5-3）(6)關(guān)于軸上力作用點(diǎn)的間距，還有軸承反力作用點(diǎn)與軸承外圈大端面的距離的支點(diǎn)與力點(diǎn)間的距離為 （5-4） （5-5） mm （5-6）在本研究中，帶輪與軸段①的聯(lián)接采用了A型標(biāo)準(zhǔn)平鍵。參考相關(guān)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)表格，我們選定了GB/T1096型號(hào)的平鍵，具體參數(shù)為8毫米寬、7毫米高、45毫米長(zhǎng)。同理，齒輪與軸段④的聯(lián)接也采用了A型標(biāo)準(zhǔn)平鍵，經(jīng)過(guò)查閱相關(guān)表格，我們確定了使用的平鍵型號(hào)為GB/T1096，尺寸為12毫米寬、8毫米高、80毫米長(zhǎng)。5.1.2軸的載荷分析（1）畫出軸的受力簡(jiǎn)圖，如下圖所示 （5-7） （5-8）計(jì)算在垂直平面上的載荷為 （5-9） （5-10）計(jì)算軸承1上的總支撐反力為 （5-11）軸承2的總支承反力計(jì)算得出 （5-12）(3)畫出相應(yīng)的彎矩圖如圖所示在水平面上a-a剖面計(jì)算可得b-b剖面右側(cè)計(jì)算的計(jì)算b-b剖面左側(cè)可得在垂直平面上可以算的合成彎矩，a-a剖面為從b-b剖面左側(cè)可以算出以及b-b剖面右側(cè)為(4)畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩圖如圖所示，由于在b-b剖面的左側(cè)，不僅承受著較大的彎矩，還同時(shí)受到轉(zhuǎn)矩的作用，并且該位置存在鍵槽，這些因素綜合起來(lái)使得b-b剖面左側(cè)成為了危險(xiǎn)剖面。依據(jù)表中的數(shù)據(jù)可知，此剖面內(nèi)鍵槽的寬度b為12mm，深度t為5mm。其抗彎截面系數(shù)為 （5-13）抗扭截面系數(shù)為 （5-14）彎曲應(yīng)力為 （5-15）扭剪應(yīng)力為 （5-16）扭剪應(yīng)力為 （5-17）確定折合系數(shù)。則 （5-18）通過(guò)查閱相關(guān)表格獲取到，經(jīng)過(guò)調(diào)質(zhì)處理的45鋼的抗拉強(qiáng)度數(shù)據(jù)。同樣從表格中查得軸的許用彎曲應(yīng)力數(shù)值，經(jīng)計(jì)，其強(qiáng)度滿足。計(jì)算帶輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力 （5-19）同時(shí)可以算出齒輪處鍵連接承受的擠壓應(yīng)力為 （5-20）取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，得150MPa,強(qiáng)度足夠選擇鍵、軸以及帶輪的材料均為鋼，通過(guò)查表獲得相關(guān)數(shù)值為150MPa，因其強(qiáng)度滿足要求5.1.3壽命計(jì)算(1)計(jì)算軸承的軸向力通過(guò)查閱相關(guān)表格獲取到30208軸承的相關(guān)數(shù)據(jù)軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為 （5-21） 外部軸向力分別為 則 （5-22） （5-23）(2)因?yàn)橛?jì)算出 （5-24） 又因同樣的可以計(jì)算出(3)由于所以僅需對(duì)軸承1進(jìn)行校核，。軸承在以下的條件下工作，通過(guò)查閱表格得到相關(guān)數(shù)據(jù)。于此減速器而言，經(jīng)查表確定載荷系數(shù)，進(jìn)而計(jì)算出軸承1的壽命 （5-25）此減速器所預(yù)期的壽命是 故軸承壽命足夠5.2設(shè)計(jì)計(jì)算低速軸5.2.1軸頸初步計(jì)算取106,則從表中查得相應(yīng)數(shù)據(jù)，鑒于軸端僅承受轉(zhuǎn)矩這一因素，因而取較小的數(shù)值106，于是有當(dāng)軸與聯(lián)軸器相連時(shí)，存在一個(gè)鍵槽，此時(shí)軸徑需要增大5%至7%，軸端最細(xì)部位的直徑是（1）鑒于該減速器運(yùn)行時(shí)發(fā)熱較少，且由于軸的長(zhǎng)度較短，因此決定采用兩端固定的方式。(2)采用彈性柱銷聯(lián)軸器，是因?yàn)槠淠軌蛐拚?lián)軸器所連接的兩根軸在安裝時(shí)可能存在的誤差，同時(shí)還可實(shí)現(xiàn)振動(dòng)的隔離，進(jìn)而保證設(shè)備運(yùn)行的穩(wěn)定狀態(tài)。查表取則計(jì)算轉(zhuǎn)矩為通過(guò)查閱表格可知，依據(jù)GB/T5014—2017標(biāo)準(zhǔn)，LX4型聯(lián)軸器符合相關(guān)要求。此聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為2500N?m，其許用轉(zhuǎn)速能夠達(dá)到3850轉(zhuǎn)每分鐘。軸孔的尺寸范圍處于40-75mm之間。鑒于實(shí)際所需軸徑d大于51.12mm，經(jīng)綜合考量，選定聯(lián)軸器轂孔直徑為55mm，軸孔長(zhǎng)度確定為84mm，采用J型軸孔與A型鍵的組合形式。該聯(lián)軸器主動(dòng)端的代號(hào)為L(zhǎng)X4J55×84GB/T5014-2017，與該聯(lián)軸器相連接的軸段①，其直徑d?同樣為55mm。為確保安裝的合理性，軸段①的長(zhǎng)度在設(shè)計(jì)時(shí)比轂孔寬度略短，最終確定L?的值為105mm(3)聯(lián)軸器依靠軸肩實(shí)現(xiàn)定位，軸肩具有相應(yīng)高度段②的軸徑。鑒于該處軸的圓周速度低于3m/s，可選擇氈圈油封。依據(jù)表格，選取符合JB/ZQ4606—1997標(biāo)準(zhǔn)的氈圈65油封，由此得到(4)選用圓錐滾子軸承。在軸段③上安裝軸承，其直徑的大小應(yīng)滿足便于軸承安裝的條件，并且要符合軸承的內(nèi)徑系列。目前暫取軸承型號(hào)為30215，內(nèi)徑，外徑，內(nèi)圈寬度是25mm，總寬度也已確定。內(nèi)圈定位軸徑、外圈定位直徑，軸上定位端面的最大圓角半徑，軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離也已明確。故。由于該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，所以對(duì)軸承采用脂潤(rùn)滑的方式，且需要安裝擋油環(huán)。將軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面與箱體內(nèi)壁的距離取值設(shè)定為。則。對(duì)于同軸式減速器，此處的軸承座完全位于箱體內(nèi)部。能夠讓軸承內(nèi)圈端面與軸承座端面處于同一平面，故可以值在該結(jié)構(gòu)中，此處的軸承和高速軸右端的軸承共同使用同一個(gè)軸承座。為了滿足安放和使用拆卸軸承工具所需的空間要求，兩個(gè)軸承相鄰端面之間的距離設(shè)置為6.5mm?；谶@樣的設(shè)計(jì)，(5)此軸段用于安裝齒輪，為方便齒輪的安裝，其尺寸應(yīng)略大于一定數(shù)值。初步確定，齒輪4輪轂的寬度處于將其輪轂寬度取值為。輪4的左端面和齒輪左側(cè)輪緣處于相同平面，利用軸肩來(lái)定位，右端依靠套筒固定。軸段④的長(zhǎng)度需比齒輪4的輪轂稍短，所以確定相應(yīng)的取值。(6)對(duì)于軸段⑤進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，齒輪左側(cè)運(yùn)用軸肩定位。定位軸肩的高度取值為在此范圍內(nèi)取5.5mm，軸肩直徑。齒輪左端面和輪轂右端面到箱體內(nèi)壁的距離均取為，箱體內(nèi)壁與低速軸左側(cè)軸承座端面的距離選取為(7)為了能在不拆卸聯(lián)軸器的情況下拆裝軸承端蓋連接螺栓，取聯(lián)軸器轂端面與軸承端蓋表面的距離，由此可得相關(guān)結(jié)論。(8)軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離。軸的支點(diǎn)和受力點(diǎn)之間的距離為具體數(shù)值為 聯(lián)軸器連接使用A型普通平鍵GB/T1096鍵。齒輪與軸段④采用A型普通平鍵GB/T1096鍵。5.2.2軸的載荷分析(1在水平平面 在垂直平面 綜合得 (3) 綜合上面計(jì)算出的數(shù)據(jù)計(jì)算合成彎矩 a-a剖面右側(cè)合成彎矩 (4)由于a-a剖面右側(cè)的彎矩較大，并且存在轉(zhuǎn)矩的作用，所以a-a剖面右側(cè)屬于危險(xiǎn)剖面。通過(guò)查閱表格可知，該剖面內(nèi)鍵槽的寬度以及深度的具體數(shù)值如下計(jì)算其抗彎截面系數(shù)大小為 抗扭截面系數(shù)大小 彎曲應(yīng)力大小 扭剪應(yīng)力大小 取定折合系數(shù)，從而確定出當(dāng)量應(yīng)力的大小 45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度許用彎曲應(yīng)力，強(qiáng)度滿足要求計(jì)算齒輪4處鍵連接承受的擠壓壓力為 以及聯(lián)軸器處鍵的擠壓應(yīng)力計(jì)算數(shù)值為 選擇鍵、軸、齒輪以及聯(lián)軸器的材料均為鋼，通過(guò)查閱相關(guān)數(shù)據(jù)，根據(jù)其強(qiáng)度是足夠的5.2.3壽命計(jì)算(1)計(jì)算軸承的軸向力查取30215軸承相關(guān)數(shù)據(jù)，。，分別計(jì)算出軸承1和軸承2的內(nèi)部軸向力數(shù)值。 算得外部軸向力 則可計(jì)算出兩軸承的軸向力分別為 (2)因故只需軸承2進(jìn)行校核計(jì)算低速軸的當(dāng)量動(dòng)載荷為 (3)開展軸承壽命的校核工作，軸承處于工作狀態(tài)下，查閱相關(guān)數(shù)據(jù)得。對(duì)于該減速器而言，確定載荷系數(shù)，從而得出軸承2的壽命情況。 ，故軸承壽命足夠5.3中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.3.1軸頸初步計(jì)算中間軸傳遞功率 轉(zhuǎn)速為 齒輪分度圓直徑d?=237.160mm,d?=70.840mm，寬度b?=80mm，b?=95mm。采用45鋼調(diào)質(zhì)處理。查閱資料得，選擇較小的參數(shù)值，滿足設(shè)計(jì)要求。 （1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由于軸的長(zhǎng)度較短，所以軸承選用兩端固定的方式。（2）因?yàn)辇X輪受到的軸向力，圓周力與徑向力，所以我們決定采用圓錐滾子軸承以應(yīng)對(duì)這一挑戰(zhàn)。在考慮軸承安裝的便捷性及符合內(nèi)徑系列標(biāo)準(zhǔn)的基礎(chǔ)上，最初選取了30208型號(hào)軸承。但經(jīng)過(guò)嚴(yán)格驗(yàn)算，計(jì)算發(fā)現(xiàn)30208軸承的使用壽命無(wú)法達(dá)到減速器的預(yù)期壽命要求。為此選擇了30210型號(hào)軸承進(jìn)行后續(xù)的設(shè)計(jì)與計(jì)算。經(jīng)過(guò)查重和優(yōu)化，確保了設(shè)計(jì)的合理性和可靠性。該軸承的內(nèi)徑尺寸、外徑為90mm、內(nèi)圈寬度、軸承總寬度，內(nèi)圈定位軸徑、外圈定位直徑。同時(shí)軸承內(nèi)圈對(duì)軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離。基于這些參數(shù)得到。得出。(3)段②用于安裝齒輪2，軸段④則安裝齒輪3。軸段②和軸段④的相關(guān)尺寸和應(yīng)分別略大于和。初步確定后，此處鍵的截面尺寸為10mm，輪轂鍵槽深度。對(duì)于齒輪3，其齒根圓與鍵槽頂面的距離，選用材料為40Cr并進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。對(duì)于齒輪2，其右端采用軸肩進(jìn)行定位，左端則借助套筒加以固定。齒輪2輪轂的寬度在范圍，軸段②的長(zhǎng)度需比對(duì)應(yīng)的齒輪輪轂長(zhǎng)度略短，因故取(4)軸段③軸肩高度處于一定的范圍之內(nèi)如下方所示 在這個(gè)范圍內(nèi)選取高度的大小為所以齒輪3右端面到箱體內(nèi)壁的距離取值確定為，同時(shí)齒輪2左端面距箱體內(nèi)壁的距離大小為 高速軸右側(cè)的軸承與低速軸左側(cè)的軸承所使用的軸承座是共用同一個(gè)其寬度，則箱體內(nèi)壁的寬度 則 (5)因?yàn)檩S承是采用脂潤(rùn)滑，因而把軸承內(nèi)端面與箱體內(nèi)壁之間的距離取作Δ，進(jìn)而可以確定 齒輪2輪轂的寬度范圍，軸段②的長(zhǎng)度應(yīng)比對(duì)應(yīng)齒輪的輪轂略短(6)因?yàn)?，從中能夠得出軸的支點(diǎn)與受力點(diǎn)之間的距離為。 采用A型普通平鍵GB/T1096將齒輪2與軸連接起來(lái)5.3.2軸的載荷分析(1)在水平面上計(jì)算得出 計(jì)算在垂直平面上的載荷為 計(jì)算軸承1的總支承反力為 算得軸承2的總支承反力為 (3)在水平面上，其a-a剖面左側(cè)計(jì)算得出 a-a剖面右側(cè)計(jì)算得出 同時(shí)可算得b-b剖面右側(cè)為 b-b剖面的左側(cè)為 在垂直平面上計(jì)算得到 綜合上方所得到的數(shù)據(jù)合成彎矩，左側(cè)為 右側(cè)為 另一面左側(cè)為 右側(cè)為 (4) 計(jì)算其抗彎截面系數(shù)為 計(jì)算抗扭截面系數(shù)為 彎曲應(yīng)力為 扭剪應(yīng)力為 取定折合系數(shù)，最終得到 40Cr經(jīng)過(guò)調(diào)質(zhì)處理后的抗拉強(qiáng)度，許用彎曲應(yīng)力 由于強(qiáng)度滿足要求齒輪2處鍵連接承受的擠壓應(yīng)力為 取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，可得150MPa,由于故強(qiáng)度足夠5.3.3壽命計(jì)算(1)經(jīng)查30210軸承的相關(guān)資料得 計(jì)算出軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為 外部軸向力 根據(jù)上面數(shù)據(jù)可以計(jì)算出兩軸承的軸向力分別為 (2)因?yàn)樗杂?jì)算軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷為又因?yàn)檫M(jìn)而計(jì)算出軸承2的當(dāng)量動(dòng)載荷為(3)因，軸承壽命校核中僅需考慮軸承2，軸承的工作環(huán)境為以下，通過(guò)查相關(guān)資料可以得到，載荷系數(shù)。軸承2的使用壽命為大于在允許范圍內(nèi)，基本滿足要求。第6章經(jīng)濟(jì)分析隨著工業(yè)自動(dòng)化程度的不斷提高，二級(jí)齒輪減速器作為一種重要的傳動(dòng)裝置，在各個(gè)行業(yè)中得到了廣泛的應(yīng)用。然而，二級(jí)齒輪減速器的成本控制一直是企業(yè)關(guān)注的焦點(diǎn)。二級(jí)齒輪減速器的設(shè)計(jì)涉及到多個(gè)方面，包括材料選擇、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、制造工藝等。在保證產(chǎn)品質(zhì)量的前提下，如何降低成本、提高效益，是企業(yè)面臨的重要課題。6.1材料選擇在二級(jí)齒輪減速器的設(shè)計(jì)中，材料的選擇對(duì)成本和性能有著重要的影響。一般來(lái)說(shuō)，材料成本約占整個(gè)減速器成本的30%-40%。因此，合理選擇材料是降低成本的關(guān)鍵。在保證產(chǎn)品性能的前提下，可以選擇性價(jià)比更高的材料，如高強(qiáng)度合金鋼、鑄鐵等。此外，還可以通過(guò)優(yōu)化材料的使用方式，如采用復(fù)合材料的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，來(lái)降低材料成本。6.2結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)二級(jí)齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)對(duì)成本和性能也有著重要的影響。合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)可以降低制造成本、提高傳動(dòng)效率、延長(zhǎng)使用壽命。在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面，可以采用以下措施來(lái)降低成本：（1）簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)：在滿足性能要求的前提下，盡量簡(jiǎn)化減速器的結(jié)構(gòu)，減少零部件數(shù)量，降低制造成本。（2）模塊化設(shè)計(jì)：將減速器分解為多個(gè)模塊，實(shí)現(xiàn)模塊化生產(chǎn)，降低制造成本，提高生產(chǎn)效率。（3）優(yōu)化傳動(dòng)比：合理選擇傳動(dòng)比，提高傳動(dòng)效率，降低能耗。6.3制造工藝在對(duì)二級(jí)齒輪減速器的研發(fā)與應(yīng)用過(guò)程中，制造工藝不僅關(guān)乎其性能表現(xiàn)，也在很大程度上決定了其成本構(gòu)成。因此，工藝的優(yōu)化與創(chuàng)新對(duì)于提升減速器整體性價(jià)比具有不可忽視的作用。采用先進(jìn)的制造工藝，可以提高產(chǎn)品質(zhì)量、降低制造成本。在制造工藝方面，可以采用以下措施來(lái)降低成本：（1）提高加工精度：采用高精度加工設(shè)備，提高零部件的加工精度，降低返修率。（2）優(yōu)化工藝流程：優(yōu)化工藝流程，提高生產(chǎn)效率，降低制造成本。（3）采用自動(dòng)化生產(chǎn)線：采用自動(dòng)化生產(chǎn)線，提高生產(chǎn)效率，降低人工成本。6.4案例介紹為了更好地說(shuō)明二級(jí)齒輪減速器設(shè)計(jì)的經(jīng)濟(jì)分析，本文以二級(jí)同軸式齒輪減速器為例進(jìn)行分析。該減速器主要應(yīng)用于，要求具有運(yùn)行平穩(wěn)、尺寸結(jié)構(gòu)小、低噪音等特點(diǎn)。6.4.1材料選擇在材料選擇方面，可采用高強(qiáng)度合金鋼作為齒輪材料，具有良好的耐磨性和強(qiáng)度。同時(shí)，為了降低成本，還可在保證性能的前提下，選擇性價(jià)比更高的鑄鐵作為箱體材料。6.4.2結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面，可以采用模塊化設(shè)計(jì)，將減速器分解為齒輪模塊、軸承模塊、箱體模塊等，實(shí)現(xiàn)模塊化生產(chǎn)。此外，還可以對(duì)傳動(dòng)比進(jìn)行優(yōu)化，提高傳動(dòng)效率，降低能耗。6.4.3制造工藝在制造工藝方面，在生產(chǎn)過(guò)程中可以采用高精度加工設(shè)備，提高零部件的加工精度，從而降低返修率。同時(shí)，還可以通過(guò)優(yōu)化工藝流程，提高生產(chǎn)效率，降低制造成本。6.4.4結(jié)論通過(guò)本文的分析，可以看出，在二級(jí)齒輪減速器的設(shè)計(jì)中，通過(guò)合理選擇材料、優(yōu)化結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、采用先進(jìn)的制造工藝，可以降低成本、提高效益。企業(yè)在設(shè)計(jì)二級(jí)齒輪減速器時(shí)，應(yīng)充分考慮經(jīng)濟(jì)因素，制定合理的經(jīng)濟(jì)分析策略，以提高產(chǎn)品的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。隨著科技進(jìn)步的腳步不斷加快，各類創(chuàng)新材料、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案以及制造技術(shù)的涌現(xiàn)，為二級(jí)齒輪減速器的成本效益分析帶來(lái)了新的機(jī)遇與多元化的選擇空間企業(yè)應(yīng)關(guān)注行業(yè)動(dòng)態(tài)，不斷學(xué)習(xí)和借鑒先進(jìn)的設(shè)計(jì)理念和技術(shù)，以提高二級(jí)齒輪減速器的經(jīng)濟(jì)性能。第7章結(jié)論與展望7.1結(jié)論?在本次同軸式二級(jí)齒輪減速器的設(shè)計(jì)過(guò)程中，通過(guò)對(duì)傳動(dòng)方案的反復(fù)論證、力學(xué)性能的精確計(jì)算以及結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)的優(yōu)化設(shè)計(jì)，成功完成了滿足預(yù)期功能與性能指標(biāo)的減速器設(shè)計(jì)。?在傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方面，結(jié)合工作機(jī)的工況需求，合理確定了傳動(dòng)比分配，采用二級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，有效降低了輸出轉(zhuǎn)速，提升了扭矩輸出能力。經(jīng)計(jì)算與校核，各級(jí)齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度均滿足設(shè)計(jì)要求，保證了減速器在額定載荷下的可靠運(yùn)行。同時(shí)，通過(guò)對(duì)V帶傳動(dòng)、軸承等部件的選型與參數(shù)計(jì)算，確保了整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的高效性與穩(wěn)定性，經(jīng)效率計(jì)算，電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)間的總效率達(dá)到了預(yù)期目標(biāo)，有效減少了能量損耗。?在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上，采用同軸式布局，使減速器整體結(jié)構(gòu)緊湊，軸向尺寸大幅縮短，有效節(jié)省了安裝空間，同時(shí)也便于與工作機(jī)進(jìn)行對(duì)接。對(duì)箱體、軸系部件等關(guān)鍵結(jié)構(gòu)進(jìn)行了詳細(xì)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核，保證了結(jié)構(gòu)的剛性與可靠性，能夠承受工作過(guò)程中的各種載荷。此外，合理設(shè)計(jì)了潤(rùn)滑與密封系統(tǒng)，有效降低了齒輪和軸承的磨損，延長(zhǎng)了減速器的使用壽命。?然而，本次設(shè)計(jì)也存在一定的局限性。在輕量化設(shè)計(jì)方面，由于對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的保守考量，部分零件的材料用量偏多，導(dǎo)致整體重量有所增加；在噪聲控制上，雖然采用了斜齒圓柱齒輪以降低傳動(dòng)噪聲，但受限于成本和工藝條件，未能進(jìn)一步優(yōu)化齒輪加工精度與裝配工藝，使得減速器在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)仍存在一定的噪聲。?7.2展望?基于本次設(shè)計(jì)的成果與不足，未來(lái)可從以下幾個(gè)方面對(duì)同軸式二級(jí)齒輪減速器進(jìn)行優(yōu)化與改進(jìn)。?在技術(shù)創(chuàng)新層面，可引入新型材料和先進(jìn)制造工藝。例如，采用高強(qiáng)度、低密度的復(fù)合材料制造齒輪和箱體，在保證強(qiáng)度的前提下實(shí)現(xiàn)減速器的輕量化；運(yùn)用3D打印技術(shù)進(jìn)行復(fù)雜結(jié)構(gòu)零件的制造，提高零件的成型精度和設(shè)計(jì)自由度，優(yōu)化內(nèi)部流道和加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu)，進(jìn)一步提升結(jié)構(gòu)性能。?在性能優(yōu)化方面，深入研究齒輪傳動(dòng)的動(dòng)力學(xué)特性，通過(guò)優(yōu)化齒輪修形、齒廓曲線設(shè)計(jì)等手段，降低傳動(dòng)過(guò)程中的振動(dòng)和噪聲；結(jié)合有限元分析和多體動(dòng)力學(xué)仿真技術(shù)，對(duì)減速器的整體性能進(jìn)行全面評(píng)估與優(yōu)化，提高傳動(dòng)效率和承載能力。?智能化設(shè)計(jì)也是未來(lái)的重要發(fā)展方向。在減速器中集成傳感器，實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)齒輪、軸承的運(yùn)行狀態(tài)，如溫度、振動(dòng)、磨損等參數(shù)，并通過(guò)物聯(lián)網(wǎng)技術(shù)將數(shù)據(jù)傳輸至控制系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)故障的早期預(yù)警和預(yù)測(cè)性維護(hù)，提高設(shè)備的可靠性和智能化水平。?此外，隨著節(jié)能環(huán)保要求的不斷提高，后續(xù)設(shè)計(jì)可進(jìn)一步優(yōu)化傳動(dòng)系統(tǒng)的能效，探索新型傳動(dòng)方式與節(jié)能技術(shù)的應(yīng)用，降低減速器運(yùn)行過(guò)程中的能耗，使其更加符合可持續(xù)發(fā)展的需求。?以上結(jié)論與展望基于本次設(shè)計(jì)實(shí)踐，希望能為后續(xù)同軸式二級(jí)齒輪減速器的研究與應(yīng)用提供一定的參考與借鑒。參考文獻(xiàn)董慶黨,劉楚輝.同軸式二級(jí)圓柱齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].機(jī)電工程技術(shù),2013,42(09):96-97,114.魏長(zhǎng)柏,李濤.齒輪減速機(jī)維護(hù)[J].冶金設(shè)備,2021,(06):76-80.司馬斌,邊寧濤,張彩宏,等.以SolidWorks為基礎(chǔ)的蝸輪蝸桿減速器設(shè)計(jì)探討[J].內(nèi)燃機(jī)與配件,2018,(23):15-16.王劍彬.同軸式兩級(jí)圓柱齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].機(jī)械傳動(dòng),1998,(04):40-41.熊嘉豪,張廣宇,孫啟凡.