【正文】 (1)確定公式內的各計算數值 1）由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；=380 MPa； 2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數=，=； 3）計算彎曲疲勞許用應力。大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 Mpa。2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。 取彎曲疲勞安全系數S=，由式 9）計算大、小齒輪的并加以比較。3） 計算齒寬b及模數。初選螺旋角=。從1軸到2軸，經過一對軸承，一對齒輪嚙合傳動，所以 kw=4)3軸（低速軸）的輸入功率、轉速和輸入轉矩。特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。2).。(1) 電動機容量 工作機所需功率Pw按以下公式計算 Pw= （kw）根據已知條件，將輸送帶的阻力Fw=7000N、輸送帶速度Vw=,帶式輸送機的效率= Pw=Kw=電動機的輸出功率Po按以下公式計算Po=Kw式中 —從滾筒到電動機之間的總的傳動功率，其值按=計算；每對（共四對），聯(lián)軸器效率（彈性聯(lián)軸器），===所以電動機的輸出功率為Po==Kw=查表，取電動機的額定功率為Pm=4kw(2) 電動機的轉速滾筒轉速為==r/min=查表推薦各種機構傳動比范圍，取單級圓柱齒輪的傳動比為=35；=35，鏈傳動比=，則總傳動比范圍為 =所以電動機的轉速可選擇范圍相應為r/min=電動機同步轉速符合這一范圍的有750r/min,1000r/min,1500r/min三種。查表選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。7）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa。 4） 查取齒形系數。 幾何尺寸計算（1） 計算中心距 將中心距圓整為101mm。 2）計算小齒輪傳遞的轉矩。b==4)計算齒寬與齒高之比。 大齒輪的數值大。選取軸的材料為45鋼，調質處理。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。半聯(lián)軸器與軸配合為。軸力對軸的彎矩3 初步確定軸2的最小直徑先按下式初步估算軸的最小直徑。兩端的軸承都采用套筒定位。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值。7 連接鍵的強度校核普通平鍵連接，左端齒輪連接鍵校核：，因為鍵的材料為鋼，而且載荷穩(wěn)定，所以安全。如圖，右端軸承段的右端已確定為，所以選定軸承段直徑，初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30210，其尺寸為,故。鍵材料全選鋼。2）軸承2對軸的作用力。因變動不大，以上的計算數據變動也不大。在以上的設計計算中存在不少問題，但是由于時間的關系，無法再修改。能干的人，不在情緒上計較，只在做事上認真；無能的人！不在做事上認真，只在情緒上計較。由于對AUTO CAD軟件、word軟件的不精通，我的效率很低，欲速不能，不過在這個過程中提高了效率，學到了新知識。I，II，III軸的速度因子，查機械設計手冊可選用鈉基潤滑劑2號 2．密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封3．潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械手冊可選用中負載工業(yè)齒輪油N200號潤滑，軸承選用ZGN－2潤滑脂第八部分 箱體及附件的結構設計和選擇 名稱代號尺寸取值底座壁厚箱蓋壁厚底座上部凸緣厚度箱蓋凸緣厚度底座下部凸緣厚度平底座軸承座連接螺栓凸緣高度（3~4）軸承座連接螺栓孔徑吊環(huán)螺釘座凸緣吊環(huán)螺釘孔深+（10~15）底座加強肋厚度箱底加強肋厚度地腳螺栓直徑地腳螺栓數目66軸承座連接螺栓直徑底座與箱蓋連接螺栓直徑軸承蓋固定螺釘直徑視孔蓋固定螺釘直徑吊環(huán)螺釘直徑軸承蓋螺釘分布圓直徑軸1 軸2 軸3 軸承底座凸緣端面直徑軸1 軸2 軸3 螺栓孔凸緣的配合尺寸選地腳螺栓孔凸緣的配合尺寸選M10鑄造壁相交部分的尺寸箱體內壁與齒頂圓的距離箱體內壁與齒輪端面的距離底座的深度底座的高度箱蓋的高度連接螺栓的間距150~200外箱壁至軸承座端面距離軸承座連接螺栓距離軸1 軸2軸3箱體內壁橫向寬度軸1 軸2軸3其他第九部分 設計小結這是我第一次如此詳盡地設計機械設備，過程非常艱難，我翻閱了大量的機械手冊資料，不斷地查表找數據，進行大量的計算?，F(xiàn)將改段的載荷列于下表：表8 軸3危險截面載荷情況載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩M總彎矩扭矩T6 按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前面選定軸的材料為45號鋼，調質處理，由表15－1查得。 5 求軸上的載荷首先根據軸的結構做出軸的計算簡圖。左端的軸承采用套筒定位。選取軸