【正文】 nal may reduce any pensation awarded to you as a result of your failure to appeal.Remember that in most cases you must make an application to an employment tribunal within three months of the date when the event you are plaining about happened. If your application is received after this time limit, the tribunal will not usually accept it.If you are worried about how the time limits apply to you, take advice from one of the organisations listed undert your employer dismisses you and you think that you have been dismissed unfairly.For more information about dismissal and unfair dismissal, see you don39。致謝非常感謝陳老師在課程設計過程中對我的指導，也感謝在設計過程中所有給過我?guī)椭椭v解的同學，非常感謝你們！ 參考資料參考文獻[1] 楊明忠、[M].武漢理工大學出版社，20061284.[2] 濮良貴；22408[3]龔溎義主編 機械設計課程設計指導書 第二版高等教育出版社1989。通過本次一級減速器的設計，讓我對機械行業(yè)中產(chǎn)品的設計過程有了親身體會，同時體會到機械設計的過程是嚴謹?shù)姆止げ襟E，開放的設計思想，細致的計算驗證，反復推導的過程，任何一個環(huán)節(jié)都不能疏漏，借鑒前人的經(jīng)驗技巧，參閱各種標準手冊，站在全局來設計產(chǎn)品。用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈實現(xiàn)密封。[3]得：閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為220mm/s。油池應保持一定的深度和儲油量。1）齒輪的潤滑采用浸油潤滑，浸油高度為3050mm。mm﹤鍵安全合格本設計采用油潤滑。預期壽命=825016=32000h=h2）壽命驗算①軸承所受的載荷 = =②由表828查得6010軸承得，,因軸承不受軸向力，軸承A、B當量動載荷為 .③驗算軸承壽命查表147[4]得到=已知，溫度系數(shù)=1（常溫）＞圖26 軸承的受力簡圖所以所選軸承可滿足壽命要求。mm（3）扭矩圖 圖25 軸的載荷分析圖（4）校核軸的強度 因齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。將軸簡化為如下簡圖 圖24低速軸軸的計算簡圖（2）彎矩圖根據(jù)上述簡圖，按垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，做出垂直面上的彎矩圖（圖25）。(10)高速軸類似,分別lbh=50128 V帶鍵槽為lbh=4587 二、高速軸結構圖高速軸結構確定與低速軸相似并協(xié)調(diào)好兩軸跨距等問題,最終確定如圖23所示.(軸的具體確定也可參見如下PPT.) 由于低速軸上所承受的轉(zhuǎn)矩最大，所以僅對低速軸按彎扭合成強度條件進行校核計算。45176。由表41[6]查得齒輪與軸用平鍵lbh=451610（GB10952003）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm。（6）VI 段，取=56 mm,考慮軸承軸安裝和定位。(4)軸上安裝齒輪的定位要求及箱體之間關系尺寸，取=53mm, =58mm。（2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅱ段右側(cè)設計定位軸肩，由表712[3]氈圈油封的軸頸取=48mm,由軸從軸承孔端面伸出1520mm,由結構定取=45mm。m2許用補償量軸向徑向角向LT8710300045112224177。m軸孔長度112mm(Y型)孔徑=45mm表27聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩N其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查教材表132得A=107～118，則 I 軸 == mm Ⅱ 軸== mm 將各軸圓整為=30mm , =45 mm。一般按受扭作用下的扭轉(zhuǎn)強度估算各軸的直徑，計算公式為，式中：P—軸所傳遞的功率，kw； n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min。20嚙合角′176。大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFlim2=170MP查[5]中圖811取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1= YN2=1，查[5]中表820取彎曲疲勞安全系數(shù)S=[1]===176 MPa[2]===136 MPa2）校核計算= MPa MPa因， 故彎曲強度足夠。d1=464=256 mm中心距： mm齒輪寬度：因為b=ψd=164=64 mm，故取b1=65mm；b2=60mm④計算圓周速度，確定齒輪精度V=== m/s參考[1]（a），取齒輪精度8級。參考[1]中143頁,取Zε=；Zβ=1；= MPa。大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 MPa。由[1]公式（）得載荷系數(shù) K= =11=②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩===Nmm③由[1]=1。3）選擇小齒輪齒數(shù)=32，大齒輪齒數(shù)==432=128。(1)選定齒輪類型、材料和齒數(shù)1）選用斜齒圓柱齒輪傳動2）材料選擇。8）確定帶的最小初拉力由教材表121得A型帶的單位長度質(zhì)量 q= kg/m,9)計算帶傳動的壓軸力Fp 壓軸力的最小值為(3) 把帶傳動的設計計算結果記入表24中表24 帶傳動的設計參數(shù) 帶型V中心距小帶輪直徑140包角176。 ②計算相應的帶長 由教材表122選帶的基準長度=1600 mm ③計算實際中心距a及其變動范圍 中心距的變化范圍為6）、驗算小帶輪上的包角 包角合適。 ②驗算帶速 v 由于5 m/s v 25 m/s ，故帶速合適。電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩 Ⅰ軸輸入轉(zhuǎn)矩 Ⅱ軸輸入轉(zhuǎn)矩 卷筒機輸入轉(zhuǎn)矩表23 運動和動力參數(shù)計算結果軸名功率 P/KW轉(zhuǎn)矩T/N*M轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)動比i效率輸入輸出輸入輸出電機720Ⅰ軸360Ⅱ軸90卷筒軸90 V帶設計（1）、已知條件和設計內(nèi)容 設計V帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工件條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪……（2）、設計步驟：1）、確定計算功率 根據(jù)工作條件——載荷平穩(wěn)，由‘機械設計基礎’教材（以下簡稱教材）表126查得=，計算功率為 2）、選擇V帶的帶型根據(jù)計算功率 ,小帶輪的轉(zhuǎn)速，由教材圖1214選用A型帶。電動機中心高H =160mm,外伸軸段DE=42110mm。根據(jù)相同容量的兩種轉(zhuǎn)速，從表21中查出兩個電動機型號，再將總傳動比合理分配給V帶和減速器，就得到兩種傳動比方案，如表22所示。所以因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率只需要稍大于即可， 各種電機參數(shù)電機型號額定功率/(kw)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩重量/(kg)同步轉(zhuǎn)速3000r/min,2極Y8012282517Y8022282518Y90S2284