【正文】 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩由文獻(xiàn)【1】中的表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取則：s按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中P143，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器。根據(jù)軸的計(jì)算。 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的式（152）初步估算軸的最小直徑。軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】中的附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按文獻(xiàn)【1】中的式（312）及式（312a）得綜合系數(shù)為又由文獻(xiàn)【1】中的167。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)通過初步計(jì)算，,所以選用齒輪軸。2）由參考資料【1】圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=【1】式（1012）4）計(jì)算載荷系數(shù)K 5）查取齒形系數(shù)由參考資料【1】表105查得 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考資料【1】表105查得 8） 計(jì)算大小齒輪，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。m）轉(zhuǎn)速n/（r/min）傳動(dòng)比i效率η高速軸1440中間軸Ⅰ軸低速軸Ⅱ軸6傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)及計(jì)算，精度等級(jí)，材料及齒數(shù)1）選用直齒圓柱輪傳動(dòng)2）精度等級(jí)選7級(jí)精度3）材料選擇，由參考資料【1】表101選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)）,硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。根據(jù)已知條件，工作機(jī)所需要的有效功率為（KW）式中： —工作機(jī)所需的有效功率（KW） —帶的圓周力（N） V帶的工作速度 電動(dòng)機(jī)的輸出功率設(shè):——聯(lián)軸器效率，（見參考資料【2】表33）；——閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率（設(shè)齒輪精度為7級(jí)），=（見參考資料【2】表33）；——一對(duì)滾動(dòng)軸承效率，=（見參考資料【2】表33）； ——輸送機(jī)滾筒效率，=（見參考資料【2】表33）；——V帶傳動(dòng)效率，=（見參考資料【2】表33）；——輸送機(jī)滾筒軸（5軸）至輸送帶間的效率估算傳動(dòng)系統(tǒng)總效率為式中： 即傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率為工作時(shí)，電動(dòng)機(jī)所需的功率為（KW）由參考材料【2】表121可知。二、設(shè)計(jì)任務(wù)：傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)；傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤(rùn)滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)； 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫。三、每個(gè)學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)下，獨(dú)立完成以下任務(wù)：（1） 減速機(jī)裝配圖1張A0；（2） 零件工作圖2張A3，中間軸和中間軸的大齒輪；（3） 設(shè)計(jì)說明書1份。電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇。4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān),=，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。①、：=d=25mm②、：這里為定位軸肩，應(yīng)在的基礎(chǔ)上加上兩倍軸肩的高度，所以 。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖71）。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必要校核。31及167。選取材料為45鋼，調(diào)制處理?，F(xiàn)將計(jì)算出危險(xiǎn)截面的、及的值如表42所示齒輪的受力分析：齒輪2上的圓周力小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力=N*=0齒輪3上的圓周力小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力=N*=01．求支反力、繪彎矩、扭矩圖軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式155及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由文獻(xiàn)【1】的表151查得。Ⅳ左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。再加上設(shè)計(jì)中的運(yùn)輸機(jī)有平穩(wěn)的特點(diǎn)，所以就無大的瞬時(shí)過載及其嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，所以可以省略靜強(qiáng)度校核。浸油潤(rùn)滑是將齒輪浸入油中，當(dāng)傳動(dòng)件轉(zhuǎn)時(shí)，粘在上面的油液被帶至粘合面進(jìn)行潤(rùn)滑，同時(shí)油池中的油也被甩上箱壁，借以散熱。但潤(rùn)滑脂脂粘性大，高速時(shí)摩擦大，散熱效果差，且潤(rùn)滑脂在較高溫度下，易變稀流失，所以潤(rùn)滑脂只使用軸承轉(zhuǎn)速較低，溫度不高的場(chǎng)合。為了保證箱體座孔和軸承的配合，結(jié)合面上嚴(yán)禁加墊片密封。同時(shí)在設(shè)計(jì)過程中，我通過自己親自計(jì)算，審查，知道自己懂的和不懂的，而且遇到不懂的再去學(xué)習(xí)，并且強(qiáng)化學(xué)過的內(nèi)容，這樣使我們的學(xué)習(xí)更加的有意義，我更加能夠掌握。軸伸出端的密封：軸伸出端密封的作用是防止軸承處的油流出和箱外污物、灰塵、水氣等進(jìn)入軸承腔內(nèi)。低速級(jí)：按圓周速度大小而定，速度大者取小值；當(dāng)時(shí)，約為1個(gè)齒高（不小于10mm）～齒輪半徑；當(dāng)時(shí)，齒輪半徑；經(jīng)查表，常用潤(rùn)滑油的主要性質(zhì)和用途，一般選擇機(jī)械油，主要用于對(duì)潤(rùn)滑油無特殊要求的錠子、軸承、齒輪和其他低負(fù)荷機(jī)械，根據(jù)所設(shè)計(jì)的參數(shù)，綜合考慮可選代號(hào)為46，運(yùn)動(dòng)粘度40℃時(shí)，～，閃點(diǎn)（開口）不低于200℃，凝點(diǎn)不高于9℃，是機(jī)械油作為齒輪潤(rùn)滑油。 各軸軸承校核，深溝球軸承GB/T 2721994 6207；其尺寸為。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的附表32查取。 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。===查表151得[]=60mpa,因?yàn)閇],所以安全。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）、各軸段直徑①、：===25mm②、：==+=35mm③、：=+= 取=50mm，和；2）、各軸段長(zhǎng)度：①、：由該軸段的直徑選軸承GB/T 2721994 6205，數(shù)據(jù)。Ⅳ右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由文獻(xiàn)【1】的附表38用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加