【正文】 ，配備有三相交流電源，電壓380/220V。 一級圓柱齒輪減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。 查表得： 聯(lián)軸器的效率：η1= 一對滾動軸承的效率：η2= 閉式圓柱齒輪的傳動效率：η3= 普通V帶的傳動效率：η4= 開式圓柱齒輪傳動效率：η5= 工作機效率：ηw= 故傳動裝置的總效率ηa=η12η23η3η4η5ηw= 工作機所需功率為Pw=FV1000=230011000= 電動機所需額定功率:Pd=Pwηa== 工作轉速：nw=601000VπD=601000320= 經查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：24一級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為：35開式圓柱齒輪傳動比范圍：25因此理論傳動比范圍為：12100。（1）確定計算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=，故 Pca=KAP==（2）選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖選用A型。按式驗算帶的速度v=πdd1n601000=π751430601000= 因為5m/s＜v＜30m/s，故帶速合適。 由式計算帶所需的基準長度Ld0=2a0+π2dd1+dd2+dd2dd124a0=2200+π275+180+1807524200≈814mm 由表選帶的基準長度Ld=790mm。dd2dd1176。120176。 查表的Kα=，表得KL=，于是 Pr=P0+△P0KαKL=+=2）計算帶的根數(shù)zz=PcaPr=≈ 取4根。因此小帶輪尺寸如下：d1=d=28=56mmda=dd1+2ha=75+2=80mmB=z1e+2f=62mmC=B=62=L=d=28=56mm（2）大帶輪的結構設計大帶輪的軸孔直徑d=20mm因為大帶輪dd2=180mm因此大帶輪結構選擇為腹板式。①試選載荷系數(shù)KFt=②計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)YεYε=+=+=④計算YFaYSa/[σF]YFa1=，YFa2=YSa1=，YSa2=查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=，KFN2=取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，得σF1=KFN1σFlim1S==σF2=KFN2σFlim2S==YFa1YSa1σF1=YFa2YSa2σF2=兩者取較大值，所以YFaYSaσF=2）試算齒輪模數(shù)mt≥32KFtTYεφdz12YFaYSaσF=32202=（2）調整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備①圓周速度νd1=mtz1=20=v=πd1tn601000=π1000=②齒寬bb=φdd1==③齒高h及齒寬比b/hh=2han*+*mt=bh==2）計算實際載荷系數(shù)KF查圖得動載系數(shù)Kv=查表得齒間載荷分配系數(shù)：KFα=查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=查表得齒向載荷分布系數(shù)：KFβ= 實際載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFαKFβ==3）計算按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=mt3KFKFt==，取m=4mm。實際傳動比i=（3）初選螺旋角β=13176。=查得重合度系數(shù)Zε=查得螺旋角系數(shù)Zβ=⑧計算接觸疲勞許用應力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa計算應力循環(huán)次數(shù)NL1=60njLh=605721163005=108NL2=NL1u==108由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=，KHN2=取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σH1=KHN1σHlim1S=6001=590MPaσH2=KHN2σHlim2S=5501=547MPa取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σH=547MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεZβσH2=32+=（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 （1）計算中心距a=z1+z2mn2cosβ=，圓整為123mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β=acosz1+z2mn2a=176。=大齒輪當量齒數(shù)：Zv2=z2cos3β=176。12右12176。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，bh=66mm(GB/T 10962003)，長L=40mm；定位軸肩直徑為25mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。 d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結構。 L2：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取L2=63mm。 L6：根據(jù)齒輪端面到箱體內壁距離確定，取L6=8mm。=553N齒輪1所受的軸向力Fa1=Ft1tanβ=1484176。（1）已經確定的運動學和動力學參數(shù)轉速n=；功率P=；軸所傳遞的轉矩T=?mm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45（調質），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa（3）按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內孔徑，d1=30mm。各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=80mm。 L5：過渡軸段，選取L5=8mm。=539N齒輪2所受的軸向力Fa2=Ft2tanβ=1446176。要求壽命為Lh=24000h。要求壽命為Lh=24000h。鍵的工作長度 l=Lb=34mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。鍵的工作長度 l=Lb=55mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。從動端孔直徑d=32mm，軸孔長度L1=82mm。輸入軸與軸承蓋間V 3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V 3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為12個齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。牌號為LAN10。采用脂潤滑軸承的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內部隔開，且軸承與箱體內壁需保持一定的距離。 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡。 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成。第十四章 減速器箱體主要結構尺寸 箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。通過設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識，為我們以后的工作打下了堅實的基礎。第十六章 參考文獻[1] 張春宜、郝廣平主編. 減速器設計實例精解. 北京：機械工業(yè)出版社，（）[2] 機械設計手冊編委會. 機械設計手冊（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京機械工業(yè)出版社，2004[3] 鄭文緯、吳克堅主編. 機械原理. 7版. 北京：高等教育出版社，[4] [5] （第三版）[6] [7] （第四版）.北京：機械工業(yè)出版社，1995[8] （第四版）.北京：高等教育出版社，1994[9] ：機械工業(yè)出版社，1991