【正文】 彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=，KFN2=取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，得許用彎曲應(yīng)力σF1=KFN1σFlim1S==σF2=KFN2σFlim2S==σF1=2KTbmd1YFa1YSa1YεYβcos2β=σF1=σF2=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1=σF2=故彎曲強度足夠。 L3：由滾動軸承寬度以及軸承端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=28mm。=334N第一段軸中點到軸承中點距離La=98mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=，齒輪中點到軸承中點距離Lc=水平面內(nèi) 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=35mm d3：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大15mm，選取d3=40mm，選取軸承型號為角接觸軸承7208AC d4：齒輪處軸段，選取直徑d4=45mm。 L6：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L6=。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=1952+7422=Fr2=RBH2+RBV2=3582+7422=Fd1=Fr1==Fd2=Fr2==由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σp=4Thld=43MPaσp=120MPa 選用A型鍵，查表得bh=14mm9mm（GB/T 10962003）,鍵長45mm。 Tc=?mTn=560N?m n=[n]=6300r/min第十二章 減速器的密封與潤滑 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。為避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于3050mm。在本箱體設(shè)計中滾動軸承距箱體內(nèi)壁距離故選用通用鋰基潤滑脂（GB/T 73241987），它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機械設(shè)備的潤滑，選用牌號為ZL1的潤滑脂。采用銷GB/T1172000，對由箱蓋和箱座通過聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。 在設(shè)計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機械設(shè)計課程及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力。設(shè)計減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸如下表：箱座壁厚δ+1≥88mm箱蓋壁厚δ1+1≥88mm箱蓋凸緣厚度b112mm箱座凸緣厚度b12mm箱座底凸緣厚度b220mm地腳螺栓的直徑df+12M18地腳螺栓的數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑d1M14蓋與座連接螺栓直徑d2(∽)dfM12軸承端蓋螺釘直徑d3(∽)dfM8視孔蓋螺釘直徑d4(∽)dfM6定位銷直徑d(∽)d210mmdf、dd2至外箱壁距離C1查表24mm、20mm、18mmdf、dd2至凸緣邊緣距離C2查表22mm、18mm、16mm軸承旁凸臺半徑R1C218mm凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)37mm外箱壁至軸承座端面距離l1C1+C2+(5∽10)43mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離△110mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離△2δ10mm箱蓋、箱座肋厚mmm1≈δm≈δ8mm、8mm軸承端蓋外徑D2D+(5∽)d3；D軸承外徑102mm、120mm第十五章 設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于一級斜齒圓柱減速器的課程設(shè)計，是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。使油易于流出。由于V齒≤2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用浸油潤滑。 Tc=?mTn=560N?m n=572r/min[n]=6300r/min（1）計算載荷 由表查得載荷系數(shù)K= 計算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=?mm 選擇聯(lián)軸器的型號（2）選擇聯(lián)軸器的型號 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX2彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T43232002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=560N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=6300r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=30mm，軸孔長度L1=82mm。第十章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算 選用A型鍵，查表得bh=6mm6mm（GB/T 10962003）,鍵長40mm。第九章 滾動軸承壽命校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)7206AC30621622根據(jù)前面的計算，選用7206AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm當(dāng)Fa/Fr≤，Pr=Fr；當(dāng)Fa/Fr，Pr=+軸承基本額定動載荷Cr=22kN，軸承采用正裝。 L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和齒輪的寬度確定，選取L4=58mm。176。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=54mm。d≥A03Pn=112=由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+=查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為20mm故取dmin=20（4）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設(shè)計成齒輪軸。12 （3）計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1mncosβ=d2=z2mncosβ= （4）計算齒寬 b=φdd1= 取B1=65mm B2=60mm齒根彎曲疲勞強度條件為σF=2KTbmnd1YFaYSaYεYβcos2β≤σF1） K、T、mn和d1同前齒寬b=b2=60齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv1=z1cos3β=176。=軸向重合度為：εβ=φdz1tanβ=123tan13176。（1）由式（107）試算齒輪模數(shù)，即mt≥32KFtTYεφdz12YFaYSaσF1）確定公式中的各參數(shù)值。 根據(jù)n1=1430r/min，i=，查表得△P0=。（5）驗算小帶輪的包角αaα1≈180176。 2）驗算帶速v。第三章 電動機的選擇 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。 第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，后置外傳動為開式圓柱齒輪傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。進(jìn)行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y100L24的三相異步電動機，額定功率Pen=3kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=idd11ε=75= 根據(jù)表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=180mm。18075176。2=帶型A中心距188mm小帶輪基準(zhǔn)直徑75mm包角148176。=軸向重合度為：εβ=φdz1tanβ=0查得重合度系數(shù)Zε=⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)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(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=