【正文】 2. 原始數(shù)據(jù)項目數(shù)值鼓輪的轉(zhuǎn)矩T (N?m)330鼓輪的直徑D (mm)300運輸帶帶速V （m/s）帶速允許偏差 （%）5使用期限 （年）15工作制度（班/日）2載荷平穩(wěn)、單向轉(zhuǎn)動二、 選擇電動機1. 電動機類型和結(jié)構(gòu)形式選擇按工作要求和工作條件，選擇Y（）系列籠型三相異步交流電動機，結(jié)構(gòu)形式為臥式封閉型電動機。工作電機的轉(zhuǎn)速nw=60vπD=601π=由文獻(xiàn)【１】表22得：展開式兩級圓柱齒輪減速器傳動比為8~60，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為nd39。權(quán)衡利弊，選用方案2，選定Y100L24型電動機。2) 精度等級選7級精度。1uZHZEσH21) 確定公式的各計算數(shù)值i. 試選載荷系數(shù)Kt=ii. 已知高速級斜齒圓柱齒輪轉(zhuǎn)矩TⅠ=?m=104N?mm；iii. 由文獻(xiàn)【2】表107取齒輪的齒寬系數(shù)?d=；iv. 查文獻(xiàn)【2】圖1026得端面重合度為 εα1=，εα2=，所以，εα=εα1+εα2=0791+= v. 齒數(shù)比 μ=z2z1=12425=vi. 由文獻(xiàn)【2】表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=；vii. 由文獻(xiàn)【2】圖1030得區(qū)域系數(shù)ZH=viii. 由文獻(xiàn)【2】圖10－21d按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限σHlim2=550MPa；ix. 由文獻(xiàn)【2】式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLk=60142011630015=109N2=N1i1=109247。=；v. 計算載荷系數(shù)K由文獻(xiàn)【2】表102查得使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=，7級精度，由文獻(xiàn)【2】圖108得KV=，由文獻(xiàn)【2】表103查得齒間載荷分配系數(shù)KHα=KFα=，由文獻(xiàn)【2】表104查得齒向載荷分配系數(shù)KHβ=，由bh==，查文獻(xiàn)【2】圖1013查得齒向載荷分配系數(shù)KFβ=故有載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1=；vi. 按實際的載荷系數(shù)K校正速算的得分度圓直徑，由文獻(xiàn)【2】式（1010a）得 d1=d1t3KKt==；vii. 計算法面模數(shù)mn=d1cosβz1=176。1252?=由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn= mn=，取法面模數(shù)mn=，則同時符合。2439。2439。2439。2439。分度圓直徑dd1=d2=齒頂高h(yuǎn)aha=haf*?mn=齒根高h(yuǎn)fhf=（haf*+*）?mn=齒頂圓直徑dada1=da2=齒根圓直徑dfdf1=df2=齒寬B45mm40mm表46. 結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪直徑小于160mm，故做成實心式（根據(jù)后面軸設(shè)計結(jié)果可知小齒輪應(yīng)設(shè)計為齒輪軸）大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)，其尺寸如下：根據(jù)軸設(shè)計可知d=34mm,l=d=，取輪轂長度l=40mm倒角n==C==12mmD0=da12mn=,圓整為175D3==，圓整為54mmD1=+D3=，圓整為114mmD2==,圓整為30mmr=5mmB. 第二級減速齒輪設(shè)計1. 選精度等級、材料及齒數(shù)1) 由【2】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，二者硬度差為40HBS。2. 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式文獻(xiàn)【2】式（1021）進(jìn)行試算，即d3t≥32KtT1?dεαu177。19=，h===，bh==；iv. 計算縱向重合度εβεβ==119176。=；vii. 查取齒形系數(shù)由文獻(xiàn)【2】表105查得YFa3=，YFa4=；viii. 查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)【2】表105查得YSa3=，YSa4=；ix. 計算大、小齒輪的YFaYSaσF,并加以比較YFa3YSa3σF1==，YFa2YSa2σF2==；大齒輪數(shù)值較大，應(yīng)將大齒輪的數(shù)值代入計算2) 設(shè)計計算mn≥32KTⅡYβcos2β?dz32εα?YFaYSaσF=32104176。mm=將中心距圓整為150mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角ββ=arccosz1+z2mn2a=arccos21+95150=14176。因為螺旋角值β改變不多，故參數(shù)εα、Kβ、ZH等不必修正3) 計算大、小齒輪分度圓直徑d1=mnz1cosβ=21cos14176。=， d2=mnz2cosβ=95cos14176。=； 4) 計算齒輪寬度b=?d?d3=1=圓整后，取B3=65mm，B4=60mm；5. 計算所得結(jié)果匯總?cè)绫?備用。39。2439。2439。根據(jù)表153，取A0=110，于是得dⅠmin=A03PⅠnⅠ=110=；軸端有一個鍵槽，軸的直徑擴大7%，故dⅠmin==輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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，故ⅠⅡ段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。iii. 由于齒根圓到鍵槽底部的距離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取。 則LVIIVIII=B+L’=36mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。計算結(jié)果如表6載荷水平面H垂直面V支反力F，彎距M總彎距扭距T表66. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)機械設(shè)計（151）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[2]表151得。cos14176。N=，軸向力Fa4=Ft4tanβ=tan14176。=圓周力 Ft4，徑向力Fr4及軸向力Fa4的方向如圖5圖53. 初步確定軸的最小直徑先按參考文獻(xiàn)【2】式（152）初步估算軸的最小直徑。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距Tca=TⅢ?KA，查參考文獻(xiàn)【2】表141，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取KA=，則按照計算轉(zhuǎn)距Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件查參考文獻(xiàn)【1】表174，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器J42112GB501485，其公稱轉(zhuǎn)距為630N?m。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取lⅥⅦ=55mm。已知齒輪輪轂寬度為60mm，為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lⅡⅢ=57mm。 則lIII=a+s+B+3=lIVV=c+a+L+slIIIIV=至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。對于7210C型圓角接觸球軸承，由手冊中查得a=。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩表7圖77. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度，根據(jù)文獻(xiàn)【2】式（155）及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。9. 鍵的校核 由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵分別為聯(lián)軸器鍵，齒輪鍵 σp1=2TⅢ103kld=2842(7012)=σp σp2=2TⅢ103kld=21054(5016)=σp其中σp=110MPa，故所選鍵安全。（2）截面III右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面III右側(cè)的彎矩截面III上的扭矩T為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。cos14176。N=，軸向力Fa3=Ft3tanβ=tan14176。=844N圓周力 Ft3，徑向力Fr3及軸向力Fa3的方向如圖5所示2) 中間軸大齒輪 Ft2= Ft1=Fr2=Fr1=Fa2=Fa1=177N圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖2所示3. 初步確定軸的最小直徑先按參考文獻(xiàn)[2]式（152）初步估算軸的最小直徑。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7206C，其尺寸為的,故。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=5mm，與小齒輪右端定位高度一樣。按,由參數(shù)文獻(xiàn)[2]表141查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，按lⅡⅢ=62得鍵長為56mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于表8。7. 中間軸軸承校核1) 由軸的設(shè)計計算可知輸出軸滾動軸承選用7206C型角接觸球軸承，由文獻(xiàn)【1】表156得，Cr=,Cr0= 2) 計算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2由軸的校核過程中可知： 3) 計算兩軸承的計算軸向力和7206C型角接觸球軸承，按文獻(xiàn)【2】表137，軸承派生軸向力Fd=eFr，則可估算Fd1=eFr1=2521N=1008NFd2=eFr2=1716N=686NFa=Fa3Fa2=667N，故軸有向左竄動的趨勢，軸承1壓緊，軸承2放松Fa1C0r==Fa2C0r==由插值法得e1=,e2=,再計算Fd1=e1Fr1=2521N=Fd2=e2Fr2=1716N=Fa1C0r==Fa2C0r==兩次計算的FaC0r相差不大，因此確定e1=,e2=，6) 軸承當(dāng)量動載荷P1和P2因為軸承運轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，按文獻(xiàn)【2】表136，取，則 7) 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算 所以所選軸承的壽命在檢修期內(nèi)，可以采用。H≥da42+40+?7=+40+20=圓整為H=185mm.3. 箱體要有足夠的剛度1) 箱體要有合理的壁厚。箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面的距離L1為