【正文】 定V帶的中心距 ,并選V帶的基準長度①確定小帶輪中心距根據(jù)式1216 (+)=294≤≤2(+)=840初定中心距=500mm。 ②計算相應(yīng)的帶長 由教材表122選帶的基準長度=1600 mm ③計算實際中心距a及其變動范圍 中心距的變化范圍為6）、驗算小帶輪上的包角 包角合適。7）、計算帶的根數(shù)計算單根V帶的額定計算功率，由 和，查教材表123得P0=查教材表124得查教材表126得，查教材表125得，取5根。8）確定帶的最小初拉力由教材表121得A型帶的單位長度質(zhì)量 q= kg/m,9)計算帶傳動的壓軸力Fp 壓軸力的最小值為(3) 把帶傳動的設(shè)計計算結(jié)果記入表24中表24 帶傳動的設(shè)計參數(shù) 帶型V中心距小帶輪直徑140包角176。大帶輪直徑280帶長1600帶的根數(shù)5初拉力帶速壓軸力：一、齒輪傳動計算已知條件：輸入功率=,小齒輪轉(zhuǎn)速傳動比 =4,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。(1)選定齒輪類型、材料和齒數(shù)1）選用斜齒圓柱齒輪傳動2）材料選擇。由教材表101選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3）選擇小齒輪齒數(shù)=32，大齒輪齒數(shù)==432=128。(2)按齒面接觸強度設(shè)計由機械設(shè)計第六章(課件)齒輪公式（）知齒面接觸強度設(shè)計公式為1)確定上公式內(nèi)的各計算數(shù)值①計算載荷系數(shù)K由[1]=1，由[1]134頁得=1, 。由[1]公式（）得載荷系數(shù) K= =11=②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩===Nmm③由[1]=1。④由[1]=700 MPa。大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 MPa。⑤計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60j=603601(162508)=108 ==108⑥由[1]=1；=⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力 由[1]，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 ==1700=700 MPa ==550=660 MPa⑧查[1]中：,得節(jié)點區(qū)域系數(shù)=。參考[1]中143頁,取Zε=；Zβ=1；= MPa。4⑨許用接觸應(yīng)力= 660 MPa2）計算①試算小齒輪分度圓直徑d1,由計算公式得 ≈26 mm②計算齒輪模數(shù)mn===；查手冊取標準模數(shù)mn=2mm③計算齒輪幾何參數(shù) mmd2=id1=464=256 mm中心距： mm齒輪寬度：因為b=ψd=164=64 mm，故取b1=65mm；b2=60mm④計算圓周速度，確定齒輪精度V=== m/s參考[1]（a），取齒輪精度8級。 (3)按齒根彎曲強度校核由[1]公式（）知彎曲強度校核公式為 1)確定校核公式中的計算參數(shù)①載荷系數(shù)（前面已經(jīng)得到） K= =11= ②參考[5]中73頁圖89查得Y=, Y==③計算當量齒數(shù) ===32 ===128④查[5]中表88查得得取齒形系數(shù) =, =⑤查[5]中73頁圖89得取應(yīng)力校正系數(shù) =, =⑥計算彎曲疲勞許用應(yīng)力查[5]中圖811得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlim1=220MPa。大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlim2=170MP查[5]中圖811取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1= YN2=1，查[5]中表820取彎曲疲勞安全系數(shù)S=[1]===176 MPa[2]===136 MPa2）校核計算= MPa MPa因， 故彎曲強度足夠。二、圓柱齒輪傳動參數(shù)表各級大齒輪、小齒輪幾何尺寸和參數(shù)的計算結(jié)果如下表 表25 圓柱齒輪傳動參數(shù)表名稱代號單位高速級小齒輪大齒輪中心距amm160傳動比i4模數(shù)mnmm2端面壓力角176。20嚙合角′176。20齒數(shù)z32128分度圓直徑dmm64256節(jié)圓直徑d′mm64256齒頂圓直徑damm68260齒根圓直徑dfmm59251齒寬bmm6560材料4545熱處理狀態(tài)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)齒面硬度HBS280240正常齒：h=1 C= 表26 減速箱機體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號減速器型式及尺寸關(guān)系/mm機座壁厚 8機蓋壁厚8機座凸緣厚度12機蓋凸緣厚度12機座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16機蓋與座聯(lián)接螺栓直徑12聯(lián)接螺栓的間距180軸承端蓋螺栓直徑10窺視孔蓋螺釘直徑7定位銷直徑1到外箱壁距離222 、1至凸緣邊緣距離216軸承旁凸臺半徑C凸臺高度由結(jié)構(gòu)確定外箱壁至軸承座端面距離40大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離10箱蓋、箱座肋厚、7軸承端蓋外徑1112軸承端蓋凸緣厚度10軸承旁聯(lián)接螺栓距離145在進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計之前，應(yīng)首先初步計算軸的直徑。一般按受扭作用下的扭轉(zhuǎn)強度估算各軸的直徑，計算公式為，式中：P—軸所傳遞的功率，kw； n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min。A—由軸的需用切應(yīng)力所確定的系數(shù)。由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查教材表132得A=107～118，則 I 軸 == mm Ⅱ 軸== mm 將各軸圓整為=30mm , =45 mm。 Ⅱ軸I段需要與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以需要同時選用聯(lián)軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性套柱銷聯(lián)軸器,由[1][1]查得：工作情況系數(shù)=,由[6]表85查得：選用LT8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其主要參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩Tn=710Nm軸孔長度112mm(Y型)孔徑=45mm表27聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩Nm許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmDmm轉(zhuǎn)動慣量kgm2許用補償量軸向徑向角向LT8710300045112224177。10I 軸選軸承為：6007；Ⅱ 軸選軸承為：6010；所選軸承的主要參數(shù)如表28 表28 軸承的型號及尺寸軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/kNdDBdnDa動載荷Cr靜載荷Cor600735621441566010508016567422（直徑，長度來歷）一 低速軸的結(jié)構(gòu)圖 圖22 低速軸結(jié)構(gòu)簡圖根據(jù)軸向定位可靠要求，確定軸的各段直徑和長度（1）I段與聯(lián)軸器配合 =45,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上取=110。（2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅱ段右側(cè)設(shè)計定位軸肩，由表712[3]氈圈油封的軸頸取=48mm,由軸從軸承孔端面伸出1520mm,由結(jié)構(gòu)定取=45mm。(3）軸肩Ⅲ為非定位軸肩初選深溝球軸承，取=50mm考慮軸承定位穩(wěn)定，略小于軸承寬度加擋油環(huán)長度，取=36mm