【正文】 系數(shù) =, =⑤查[5]中73頁圖89得取應力校正系數(shù) =, =⑥計算彎曲疲勞許用應力查[5]中圖811得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlim1=220MPa。⑤計算應力循環(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)=。(2)按齒面接觸強度設計由機械設計第六章(課件)齒輪公式（）知齒面接觸強度設計公式為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, 。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。4）、計算大帶輪的基準直徑由,傳動比,有 =140=280mm，根據(jù)表127，取=280 mm5）確定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。 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為 =/n總傳動比為各級傳動比,……的乘積，即具體取值見上表22方案一（1）計算各軸轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸 ===360 Ⅱ軸 ===90 卷通軸 ==90 （2）計算各軸輸入功率、輸出功率 Ⅰ軸 ===≈ kw Ⅱ軸 ===≈ kw卷筒軸===≈，分別為Ⅰ軸 ===≈ kwⅡ軸 ===≈ kw卷筒軸===≈（3）計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 可見，電動機同步轉(zhuǎn)速可選、和兩種。 （21） （其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。5%；滾筒效率：ηj=（包括滾筒與軸承的效率損失）；工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35176。西 南 科 技 大 學機械設計課程設計說明書帶式運輸機設計第一章 任務書 2 2 3 3 3 3： 4第二章 減速器設計步驟 5 5 5 5 6 7 7 7 8 V帶設計 8： 10 17 18 18 19 19（直徑，長度來歷） 19 21 23 25 25 25 26 26 27致謝 27參考資料 27第一章 任務書本次設計為課程設計，通過設計單級級齒輪減速器，學習機械設計的基本過程、步驟，規(guī)范、學習和掌握設計方法，以學習的各種機械設計，材料，運動，力學知識為基礎，以《機械設計》、《機械原理》、《機械制圖》、《機械設計課程設計手冊》、《制造技術(shù)基礎》、《機械設計課程設計指導書》以及各種國標為依據(jù)，獨立自主的完成單級級減速器的設計、計算、驗證的全過程。C；動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠生產(chǎn)制造，小批量。） 由電動機到傳輸帶的傳動總效率為 圖21 運動簡圖式中：、 分別為帶傳動、軸承、 齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。根據(jù)相同容量的兩種轉(zhuǎn)速，從表21中查出兩個電動機型號，再將總傳動比合理分配給V帶和減速器，就得到兩種傳動比方案，如表22所示。電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩 Ⅰ軸輸入轉(zhuǎn)矩 Ⅱ軸輸入轉(zhuǎn)矩 卷筒機輸入轉(zhuǎn)矩表23 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果軸名功率 P/KW轉(zhuǎn)矩T/N*M轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)動比i效率輸入輸出輸入輸出電機720Ⅰ軸360Ⅱ軸90卷筒軸90 V帶設計（1）、已知條件和設計內(nèi)容 設計V帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工件條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪……（2）、設計步驟：1）、確定計算功率 根據(jù)工作條件——載荷平穩(wěn)，由‘機械設計基礎’教材（以下簡稱教材）表126查得=，計算功率為 2）、選擇V帶的帶型根據(jù)計算功率 ,小帶輪的轉(zhuǎn)速，由教材圖1214選用A型帶。 ②計算相應的帶長 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。(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[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。參考[1]中143頁,取Zε=；Zβ=1；= MPa。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。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。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。m2許用補償量軸向徑向角向LT8710300045112224177。(4)軸上安裝齒輪的定位要求及箱體之間關(guān)系尺寸，取=53mm, =58mm。由表41[6]查得齒輪與軸用平鍵lbh=451610（GB10952003）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm。(10)高速軸類似,分別lbh=50128 V帶鍵槽為lbh=4587 二、高速軸結(jié)構(gòu)圖高速軸結(jié)構(gòu)確定與低速軸相似并協(xié)調(diào)好兩軸跨距等問題,最終確定如圖23所示.(軸的具體確定也可參見如下PPT.) 由于低速軸上所承受的轉(zhuǎn)矩最大，所以僅對低速軸按彎扭合成強度條件進行校核計算。mm（3）扭矩圖 圖25 軸的載荷分析圖（4）校核軸的強度 因齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。mm﹤鍵安全合格本設計采用油潤滑。油池應保持一定的深度和儲油量。用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈實現(xiàn)密封。致謝非常感謝陳老師在課程設計過程中對我的指導，也感謝在設計過程中所有給過我?guī)椭椭v解的同學，非常感謝你們！ 參考資料參考文獻[1] 楊明忠、[M].武漢理工大學出版社，20061284.[2] 濮良貴；22408[3]龔溎義主編 機械設計課程設計指導書 第二版高等教育出版社1989。 your employer dismisses you and you think that you have been dismissed unfairly.For more information about dismissal and unfair dismissal, seeagainst the disciplinary action your employer has taken against you. However, if you win your case, the tribunal may reduce any pensation awarded to you as a result of your failure to appeal.Remember that in most cases you must make an applicat