【正文】 因此，為了便于開啟機蓋，在機蓋側邊的凸緣上設1~2個啟蓋螺釘。機體用HT150鑄造。查表72【1】，選用鈣基潤滑脂（GB/T03681992）。還要考慮低速軸的最小直徑。還要考慮低速軸的最小直徑。：低速軸Ⅲ上的鍵的選擇與校核計算：齒輪處普通平鍵選擇與強度校核1）選擇平鍵根據(jù)前面有掛吧計算，齒輪采用A型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表51得截面尺寸為，長度取為90mm。FS1=== NFS2==1524=因為FS2+FaFS1，所以B“放松”，A“壓緊”。5）軸上零件的周向定位齒輪采用A型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表51得截面尺寸為20mm12mm，長度取為90mm。L4=軸承寬度+套筒長度=43mm。4）確定各軸段的長度d1處長度L1：查GB/T501485(見表82【1】)， HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器軸孔長度L1=112mm。：軸的結構設計1）初步設計軸的結構2）確定各段軸的直徑聯(lián)軸器軸頭d1：由前面計算可知裝聯(lián)軸器軸頭直徑d1=55mm聯(lián)軸器軸向固定軸肩：直徑變化5~10mm,并考慮密封件的尺寸，取d2=60mm。：聯(lián)軸器的型號的選取由前面計算可知T3=?m，為了保證聯(lián)軸器的可靠性，我們增加50%的需用轉矩，=?m。所以只需對截面③和⑤進行安全系數(shù)校核。=Ft3=2000T3d3=2000=3245NFr3=Ft3tanα=3245tan20176。5）確定軸上倒圓半徑及軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度。取b=10mm。根據(jù)軸徑為35mm，初選7207C軸承，軸承采用脂潤滑，軸上設置擋油板。（右旋）；齒輪3（小直齒輪）：分度圓直徑；齒輪寬度；：選擇軸的材料選用最常用45鋼，正火處理，估計軸的直徑小于100mm，由表131【2】查得：τ1=140MPa。4）軸上零件的周向定位齒輪采用A型普通平鍵鏈接，由手冊【1】查表51得截面尺寸為，長度取為60mm。L4=軸承寬度+套筒長度=29mm。4）確定各軸段的長度d1處長度L1:查GB/T501485(見表82【1】)， HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器軸孔長度L1=52mm。軸承段直徑d3：根據(jù)d2=28mm，為方便裝拆，軸承孔應比軸肩大，考慮軸承為標準件，取標準值，d3=30mm軸承軸向固定軸肩直徑d4：查表66【1】，得到軸承的安裝尺寸，確定軸肩直徑d4=36mm。綜合以上因素，查標準GB/T501485(見表82【1】)，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器。按機械手冊推薦確定其齒厚偏差，小輪為GJ，在其零件工作圖上標記為8GJGB/T10095—1988，大齒輪齒厚偏差為HK,在其零件工作圖上標記為：8HKGB/T10095—1988。：低速級直齒圓柱齒輪傳動設計我們設計的為一般用途的減速器，故選用軟齒面齒輪傳動。分度圓直徑:d1=m1z1cosβ=176。得YSa1= YSa2=5)重合度系數(shù)：同前6)螺旋系數(shù)：由式（434），由前計算可知，計算時取Yβ=1εββ120176。176。176。=驗證：a1=12d1+d2=+=208mm：b2=Φd1?d1==圓整取b2=60mm：驗算齒面接觸疲勞強度由式（415）【4】1）彈性系數(shù)：由表47【4】查得，2）節(jié)點區(qū)域系數(shù)：由圖419【4】查得，ZH =3）重合度系數(shù)：先由εβ=b2sinβπm1=60176。26=，選取標準模數(shù)：a1=m1(z1+z2)2cosβ=(26+135)2cos15176。為了既不使電動機尺寸過大，也不使傳動裝置因傳動比過大而導致其外廓尺寸過大，價格增加，選用同步轉速為1000的電動機。缺點：齒輪相對于軸承不對稱布置，沿齒向載荷分布不均勻。帶式運輸機示意圖如下：使用年限為10年，每年250天，三班制工作。為一般用途。三、電動機的選擇、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算：電動機的選擇：選擇電動機的類型按照工作要求的條件，選用Y系列三相異步電動機。：確定發(fā)動機的型號根據(jù)電動機的額定功率和電動機同步轉速1000 ，查表108Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)【3】，確定所需電動機的型號為Y132M16，其主要性能列于下表：電動機型號額定功率滿載轉速Y132M164960：傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算：合理分配傳動比由電動機想能表可知滿載時電動機的轉速為960，則系統(tǒng)總的傳動比為：ia=nm/nw=960/=按兩級大齒輪浸油深度相近，以使?jié)櫥啽愕脑瓌t推薦高速級別傳動比應該比低速級傳動比大，其。=為了便于箱體的加工及測量，將圓整，取a1=208：β=arccosm1(z1+z2)2a1= (26+135)2208=176。π=1選用公式（423）【4】，知εα=[(1z1+1z2)]cosβ=[(126+1135)]176。=176。= 則KHα=KFα=εαcos2β==故K=KAKVKHβKHα==7）驗算齒面接觸疲勞強度 αH=ZEZHZεZβKFtb2d1(u+1)u=(+1)= MPa≤[σH2]= MPa（安全）：驗算齒根彎曲疲勞強度由式（946）1)由前面計算可知，F(xiàn)t=，2)載荷系數(shù)：，：由圖416【4】，b2h==，查出：由前面計算可知，則由式（421）【4】則前面已經(jīng)求得，故故：3)齒形系數(shù)：由zv1=z1cos3β=176。=176。= mmd2=m1z2cosβ=176。由前面的計算我們可得到相關數(shù)據(jù)有：n2=185 r/min，P2= KW,i2=，單向運轉，三班制工作，使用年限10年，每年250天，T2= N?m,T3= N?m：選擇材料查表41齒輪常用材料及其力學性能【4】，小齒輪初步選用40Cr調(diào)質(zhì)處理，HBS3=241~286,大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，HBS4=217~=260，HBS4=230.（HBS3HBS4=30, 合適）：按齒面接觸疲勞強度初步設計由表410【4】1）小齒輪傳遞的轉矩：T2= N?m2）齒寬系數(shù)由表49【4】可知，軟齒面、非對稱布置取3）齒數(shù)比：對減速運動，u=i2=4）載荷系數(shù)：初選（直齒輪、非對稱布置）5）確定需用接觸應力由式（416）【4】，由圖47c【4】查得，（按圖中ME查值）, （按圖中MQ查值）【4】差得，取(較高可靠度)（417）【4】計算應力循環(huán)次數(shù)式中，n2=185 r/minN3=60an2t=60118560000=108N4=N3i2==108查圖420【4】得，ZN4=（均按曲線1查得），故[σH4]=σHlim4SHZN4=580=520 MPa6）計算小齒輪分度圓直徑d3≥7663KT2?d2[σH]2u+1u=76632+=