【正文】 =K=mn=a2=185mmβ=13176。材料為Q235 F=6000 NPw= kwPo= kwnw= r/minY132S4i總＝i=i1＝i2=n0=1440r/minn1=576r/minn2=n3=nw=P1= kWP2= kWP3= kWPw= kW T0=為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計給予足夠的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè)計名稱規(guī)格或參數(shù)作用窺視孔視孔蓋檢查孔200146檢查孔蓋270182為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔。S1+A＝+＝ S2則兩軸承的周軸向力分別為 Fa1＝ S1= Fa2＝S1+A =（2）計算當(dāng)量動載荷由Fa1/C0=，查表11－9得e＝,因 Fa1/R 1 =＝e，故X=1，Y=0，則軸承1的當(dāng)量動載荷為 P1= X R1+Y Fa1＝＝由Fa2/C0=，查表11－9得e＝,因 Fa2/R2 =e，故X=，Y=，則當(dāng)量動載荷為 P2=X R2+Y Fa2＝+＝（3）校核軸承壽命因P1 P2，故只需校核軸承2的壽命，P=P2。（1）畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖11－10b所示。軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)，擋油環(huán)寬度初定為B1，故L3=B+B1=39mm。考慮d，取聯(lián)軸器轂孔直徑為55mm，軸孔長度84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX4 5584 GB/T5014－2003，相應(yīng)的軸段①的直徑d1＝55mm，其長度略小于轂孔寬度，取L1=82mm。查表9－8得 C=106~135，考慮軸端只承受轉(zhuǎn)矩，故取小值C=106，則軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%～5%，軸端最細處直徑為d1+（～）＝～軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖所示。（1）計算軸承的軸向力由表11－9查7209C軸承得C＝38500N,C0＝28500N。（1）畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖11－10b所示。通常一根軸上的兩個軸承應(yīng)取相同的型號，則d7＝45mm，L7 =B+B1=35mm。帶輪用軸肩定位，軸肩高度h＝（～）d1=～。因傳遞功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故表8－26選常用的材料45，鋼調(diào)質(zhì)處理。齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠。（5）軸段①及軸段⑤的長度該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為＝11mm，中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段①的長度為 L1=B+++3=21+11+10+3=45mm軸段⑤的長度為L5=B+++2=21+11+14+2=49mm（6）軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3＝，則由圖11－6可得軸的支點及受力點間的距離為l1＝L1+b3/2－a3－3=45+105/2－－3=l2＝L3+(b2+b3)/2=11+（70+105）/2=l3＝L5+b2/2－a3－2=49+70/2－－2＝l2l1116849d1d2d3d4d5齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查表8－31得鍵的型號分別為為1695 GB/T10961990和鍵1660GB/T10961990。通常，一根軸上的兩根軸承取相同的型號，則d5＝55mm。因傳遞功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故表8－26選常用的材料45，鋼調(diào)質(zhì)處理。mm，轉(zhuǎn)速n2＝ r/min，低速級齒輪的螺旋角β= 13176。 4）由圖8－10查得重合度系數(shù)Yε=5）由圖11－3查得螺旋角系數(shù)Yβ=6）許用彎曲應(yīng)力由圖8－4f、b查得疲勞極限應(yīng)力為，由圖8－11查得壽命系數(shù)，由表8－20查得安全系數(shù)，故⑤計算齒輪傳動其他幾何尺寸：端面模數(shù) mt=mn/ cosβ=齒頂高 齒根高 全齒高 h=ha+hf=頂隙 齒頂圓直徑為da3=d3+2ha=+2= da4=d4+2ha=+2=齒根圓直徑為df3=d32hf== df2=d22hf=2502=（1）已知條件高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 =83400 N3）計算傳動尺寸低速級中心距為a2=mn（z3+z4）/2cosβ=(25+78)/2cos11176。 4）由圖8－10查得重合度系數(shù)Yε=5）由圖11－3查得螺旋角系數(shù)Yβ=6）許用彎曲應(yīng)力由圖8－4f、b查得疲勞極限應(yīng)力為，由圖8－11查得壽命系數(shù)，由表8－20查得安全系數(shù)，故⑤計算齒輪傳動其他幾何尺寸：端面模數(shù) mt=mn/ cosβ=齒頂高 齒根高 全齒高 h=ha+hf=頂隙 齒頂圓直徑為da1=d1+2ha=+2= da2=d2+2ha=250+2=255mm齒根圓直徑為df1=d12hf== df2=d22hf=2502=①選擇材料、熱處理方式和公差等大小齒輪均選擇45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8－17得小齒輪齒面硬度為217～255HBW,大齒輪齒面硬度為162～217HBW。4）計算傳動尺寸中心距為a1=mn（z1+z2）/2cosβ=(23+96)/2cos12176。 輪緣寬：B帶輪=（z1）e+2f=(51) 15+210=80mm （2）大帶輪結(jié)構(gòu)采用孔板式結(jié)構(gòu)，輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計同步進行。P0由表8－6，查得工作情況系數(shù)KA=,則Pd＝KA考慮3000 r/min 的電動機轉(zhuǎn)速太高，而1000r/m的電動機體積太大且貴，故選用轉(zhuǎn)速為1500 r/min的電動機進行計算，其滿載轉(zhuǎn)速nm為1440 r/min，其型號為 Y132S4。三. 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設(shè)計V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計 傳動方案的總體設(shè)計1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。設(shè)計用于熱處理車間零件清洗設(shè)備。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。總傳動比i總＝nm/nw＝1440/＝分配傳動比 根據(jù)傳動比范圍，取帶傳動比 i帶＝,則減速器傳動比為i＝ i總 /i帶＝高速級傳動比為 i1＝ ＝＝低速級傳動比為 i2＝i/i1=、動力參數(shù)計算各軸轉(zhuǎn)速：n0＝ nm ＝1440r/minn1＝ n0/ i帶＝1440/ =576 r/minn2＝ n1/ i1＝576/=n3＝ n2/ i2＝nw＝ n3= r/min各軸輸出功率P1=P0η01=P0η帶＝= kWP2=P1η12= P1η軸承η齒＝= kWP3=P2η23= P2η軸承η齒＝= kWPw=P3η3w= P3η軸承η聯(lián)＝= kW各軸輸入轉(zhuǎn)矩T0=9550 =9550P0= = kW選擇帶型 n0＝1440r/min，Pd＝ kW 由圖8－2選擇A型V帶。高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計①選擇材料、熱處理方式和公差等考慮到帶式運輸機是一般機械，故大小齒輪均選擇45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8－17得小齒輪齒面硬度為217～255HBW,大齒輪齒面硬度162～217HBW。=圓整，取a1=155mm，則螺旋角為β=arccosmn( z1+z2)/2a1=176。小齒輪平均硬度為236HBW,大齒輪平均硬度為190HBW，兩者差值為46HBW，在30～50HBW之間。=圓整，取a2=185mm，則螺旋角為β=arccosmn( z3+z4)/2a2=13176。mm，轉(zhuǎn)速n1＝576 r/min，高速級齒輪的螺旋角β= 176。為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑d3＝。查表9－8得 C=106~135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值C=110，則dmin110=36. 02 mm（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸不長，故軸承采用兩端固定方式。（3）軸段②及軸段④的設(shè)計