【正文】 結論：聯接可靠。 h=7mm得σp=4T2/dhl=469440/（35875）=[σR](110Mpa)結論：聯接可靠。Cr31500LBC/ LAB而：σec=Mec/=103/（）= [σ1]b更不存在問題。(6)、繪制軸受齒輪力的合成彎矩圖（如上頁圖e）MC合1=(MC12+MC22)1/2=(+)1/2=mm③ 圓周力：Ft得：圓周力:Ft=2T2/d1=268050/75=1515N④ 求徑向力Fr得：徑向力:Fr=Ft考慮該段軸的長度應略大于軸承寬度。V2 =[500（5）()+]= 作用在帶輪軸上的壓力FQ，由課本式（1822） FQ=2ZF0sin（α1/2）=25sin（176。（240100）/528176。dd1=960/400100=240mm由課本P230注中V帶的基準直徑系列中取標準直徑dd2=236mm實際從動輪轉速n2’=n1dd1/dd2=d1i齒輪n電=1000r/minm）綜合以上數據，得表如下：軸名效率P （KW）轉矩T （Nu[σH]2)]（包角合格）（6）確定帶的根數根據課本表（185）查得單根普通A型V帶的基本額定P0=根據課本表（189）查得單根普通V帶i≠1時，額定功率的增量△P0=，根據課本表（1810）查得包角修正系數 Kα= 根據課本表（1811）得：KL = 由課本P218式（1315）得：（3）、確定軸各段直徑和長度按從左到右，順序排列各個軸直徑段的序號，以此為①段、②段…① 段：V型皮帶輪安裝段該段安裝v型皮帶輪，在各軸段中直徑最小。額定動負荷：25700 N考慮齒輪在箱體內的潤滑散熱空間需要，齒輪端面和箱體內壁的距離為： △2=10mm，軸承端面和毛面的箱體內壁也應有一定距離：△3=10mm 考慮該段軸的長度應略大于軸承寬度，故該段軸長度為：L6==38mm設計結構尺寸時應注意以下細節(jié)： ① 、處于軸承孔中的軸長度比軸承寬度大2，這樣可以避免軸端部倒角減其與軸承內孔的接觸長度。=15151/2=；FBy齒= MB3+0=（9）、繪制扭矩圖（如上上頁圖h）轉矩：T=（P2/n2）103d≥c(P3/n3)1/3=115()1/3==⑥ LA=LB=具體計算如下：A、求解支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ水平方向的支反力:FAY=FBY= Ft /2=880N垂直方向的支反力:FAZ= FBZ = Fr /2=B、在水平面c內彎矩為MC1=FAY LBC/ LAB （有效長度l=65mm）T=264040Nmm L2=70mm（2）、鍵的材料及許用應力根據課本P158表（1010）得：鍵用精拔鋼，輕微沖擊時[σp]=100～120 Mpa選取[σp]=110 Mpa（3）、各軸受的扭矩T=30140NmmTI=69440NmmTII=264040Nmm(4)、鍵強度校核計算大帶輪與減速器輸入軸的鍵聯接=(FBY齒2+FBZ齒2)1/2+ FB帶=(11522+)1/2+2279=因Fa=0，當量載荷P=(3)、計算軸承壽命由P279表16168得fp=—輕微沖擊， ft=1—工作溫度低于100176。軸承寬度為：b=17mm，外徑為：D=72mm。=103=詳細情況見上頁低速度軸的結構的示意圖（2）確定軸的各段直徑和長度初選6209型深溝球軸承，其內徑為45mm，外徑為85mm，寬度為19mm。=750MPa，由P246表143查得：[σ1]b=70MPa= Fr FAZ=；B、皮帶拉力在支點產生的支反力為：FA帶=FD 在結構示意圖中兩支承點取軸承寬度的中點值，皮帶輪對軸的施力點取帶輪寬度的中點值，齒輪對軸的施力點取齒輪寬度的中點值。段號軸頸段
軸頸直徑
號軸頸直徑尺寸軸頸長度代號軸頸長度尺寸相關零件配合部位配合部位結構尺寸①帶輪安裝段d125L176帶輪寬度78②潤滑密封段d233L2密封寬度12③左軸承安裝段d335L339軸承寬B17④齒輪寬度段d438L484齒輪寬 度② 段：潤滑密封段d2=d1+8=33mm該段軸位置處于安裝帶毛氈圈密封的軸承蓋中，因d2為33mm并非是氈圈密封軸徑的標準尺寸，因而可參考毛氈圈密封標準尺寸d2=35mm來設計。≥120176。Z2=3100=300 mma=m P電/nm=9550（N一級直齒圓柱齒輪減速器的設計書一、傳動方案的擬定 由于本設計的要求較低，并已知輸出功率，為增大效率，故建立如圖所示的傳動方案及減速器構造。=960/= 400 r/minnII = nI /i齒輪=400/4=100 r/min（2）計算各軸的輸入功率： I0軸：P = P工作=Ⅰ軸： PI=Pη帶==（KW）Ⅱ軸： PII= PⅠη軸承η齒輪==（３）計算各軸的輸出功率：由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率故：P’Ⅰ=PⅠη軸承== KWP’Ⅱ= PⅡη軸承== KW（４）計算各軸的輸入轉矩：