【正文】 行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數α=，則當量應力為σca=σ2+4ατ2=查表得調質處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ1b]=60MPa，σe[σ1b]，所以強度滿足要求。從動端孔直徑d=25mm，軸孔長度L1=62mm。選擇何種潤滑方式可以根據齒輪圓周速度判斷。機體結構尺寸，主要根據地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸又要根據兩齒輪的中心距a來確定。 由于裝配減速器時在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋，旋動啟箱螺釘可將箱蓋頂起。根據以上要求，減速箱使用前須加注潤滑油，使油面高度達到3371mm。鍵的工作長度 l=Lb=31mm 大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。軸段123456直徑(mm)303540455540長度(mm)8061588（5）彎曲扭轉組合強度校核如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖齒輪2所受的圓周力（d2為齒輪2的分度圓直徑）Ft2=2T2d2=2=1446N齒輪2所受的徑向力Fr2=Ft2tanαcosβ=1446tan20176。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。 外傳動件到軸承透蓋端面距離K=20mm 軸承端蓋厚度e=10mm 調整墊片厚度△t=2mm 箱體內壁到軸承端面距離△=10mm各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯軸器，直徑大小為聯軸器的內孔徑，d1=20mm。Ft=2Td1=2=2354NKAFtb==79Nmm100Nmm查表得齒間載荷分配系數：KHα=查表得齒向載荷分布系數：KHβ= 實際載荷系數為 KH=KAKVKHαKHβ==3）按實際載荷系數算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt==4）確定模數mn=d1cosβz1=cos13176。2=帶型A中心距188mm小帶輪基準直徑75mm包角148176。計算大帶輪的基準直徑 dd2=idd11ε=75= 根據表，取標準值為dd2=180mm。 第二章 傳動裝置總體設計方案 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。 2）驗算帶速v。 根據n1=1430r/min，i=，查表得△P0=。=軸向重合度為：εβ=φdz1tanβ=123tan13176。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+=查表可知標準軸孔直徑為20mm故取dmin=20（4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設計成齒輪軸。176。 L4：根據箱體的結構和齒輪的寬度確定，選取L4=58mm。第十章 鍵聯接設計計算 選用A型鍵，查表得bh=6mm6mm（GB/T 10962003）,鍵長40mm。采用浸油潤滑。使油易于流出。 在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力。在本箱體設計中滾動軸承距箱體內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各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL1的潤滑脂。 Tc=?mTn=560N?m n=[n]=6300r/min第十二章 減速器的密封與潤滑 為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。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”。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯軸器軸向定位，根據聯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，應與軸承內圈尺寸一致，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。 L3：由滾動軸承寬度以及軸承端面到箱體內壁距離確定，選取L3=28mm。=查表得：YFa1=，YFa2=YSa1=，YSa2=查圖得重合度系數Yε=查圖得螺旋角系數Yβ=查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa由圖查取彎曲疲勞系數：KFN1=，KFN2=取彎曲疲勞安全系數S=，得許用彎曲應力σF1=KFN1σFlim1S==σF2=KFN2σFlim2S==σF1=2KTbmd1YFa1YSa1YεYβcos2β=σF1=σF2=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1=σF2=故彎曲強度足夠。4）計算分度圓直徑d1=mz1=420=80mm（1）計算中心距a=z1+z2m2=162mm，圓整為162mm （2）計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=204=80mmd2=z2m=614=244mm （3）計算齒寬b=φdd1=64mm 取B1=70mm B2=65mm齒面接觸疲勞強度條件為端面重合度為：εα=+1z2cosβ=+161cos0176。a≈180176?？蛇x擇的電動機轉速范圍為nd=ianw=(12100)=7175971r/min。 查表得： 聯軸器的效率：η1= 一對滾動軸承的效率：η2= 閉式圓柱齒輪的傳動效率：η3= 普通V帶的傳動效率：η4= 開式圓柱齒輪傳動效率：η5= 工作機效率：ηw= 故傳動裝置的總效率ηa=η12η23η3η4η5ηw= 工作機所需功率為Pw=FV1000=230011000= 電動機所需額定功率:Pd=Pwηa== 工作轉速：nw=601000VπD=601000320= 經查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：24一級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為：35開式圓柱齒輪傳動比范圍：25因此理論傳動比范圍為：12100。dd2dd1176。①試選載荷系數KFt=②計算彎曲疲勞強度的重合度系數YεYε=+=+=④計算YFaYSa/[σF]YFa1=，YFa2=YSa1=，YSa2=查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa由圖查取彎曲疲勞系數：KFN1=，KFN2=取彎曲疲勞安全系數S=，得σF1=KFN1σFlim1S==σF2=KFN2σFlim2S==YFa1YSa1σF1=YFa2YSa2σF2=兩者取較大值，所以YFaYSaσF=2）試算齒輪模數mt≥32KFtTYεφdz12YFaYSaσF=32202=（2）調整齒輪模數1）計算實際載荷系數前的數據準備①圓周速度νd1=mtz1=20=v=πd1tn601000=π1000=②齒寬bb=φdd1==③齒高h及齒寬比b/hh=2han*+*mt=bh==2）計算實際載荷系數KF查圖得動載系數Kv=查表得齒間載荷