【正文】 檢查傳動零件的嚙合、潤滑及輪齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內(nèi)注入潤滑油?！?176。吊鉤的結(jié)構(gòu)設(shè)計：吊鉤長，吊鉤高，吊鉤內(nèi)深，吊鉤內(nèi)圓半徑，吊鉤厚度。由于單級減速器中心距為231mm，故查【2】表112得：視孔蓋長，橫向螺栓分布距離，視孔蓋寬，縱向螺栓分布距離，螺栓孔直徑，孔數(shù)4個。：至箱體外壁距離為：；到凸緣邊緣距離：；軸承旁凸臺半徑：；箱體外壁至軸承端面距離：。凸緣：箱蓋凸緣厚度，箱座凸緣厚度，箱座底凸緣厚度。按扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸強(qiáng)度，由軸結(jié)構(gòu)簡圖及彎矩圖知Ⅰ處當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面，故只需校核此處即可。2) 軸向尺寸：軸承潤滑方式：脂潤滑方式。（處安裝聯(lián)軸器，處安裝軸承端蓋，處安裝三號軸承與套筒，處安裝大齒輪，處安裝四號軸承）1) 徑向尺寸：聯(lián)軸器的初步選擇：根據(jù)低速軸的計算轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速可選用凸緣聯(lián)軸器，型號為“”，可得其軸孔直徑為，深孔長度為。=，故dmin=，故dmin’=(1+5%)dmin=。2. 初步估算軸最小直徑：由【1】式142得：，查【1】表142得C=107~118（由于作用在軸上的彎矩與轉(zhuǎn)矩相比很小所以取107計算）。查【1】表141得知：硬度：217~255HBS；強(qiáng)度極限：；屈服極限：；彎曲疲勞極限：。mMe= NmMa= NmMaH= Nm圖2. 輸入軸彎扭強(qiáng)度校核圖(7) 計算危險截面處軸的許用直徑：由【1】式146可得：d≥==≤,由此可知，此軸安全。m（如圖f）：由前算出T=175 Nm（如圖e）：考慮最不利情況，直接由公式得 :( MaFQ= M2F/2= NL1/2= NL1/2= N故可求得：F1v=F2v=Fr/2=水平面的支反力：F1H=F2H=Ft/2=垂直面的支反力：根據(jù)受力分析，可列方程：（齒輪在兩軸承中心）。tanα=tan200=（5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。(4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=75mm作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =105 Nr/min≤(~2)x105 mm（處安裝大帶輪，處安裝軸承端蓋，處安裝一號軸承與套筒，處安裝小齒輪，處安裝二號軸承）1) 徑向尺寸：根據(jù)常用結(jié)構(gòu)，由d1≥，取d1=35mm；查【2】127知倒角倒圓推薦值為：，故Φ35（大帶輪），故取d2=d1+(+)x2=圓整為40mm由于軸承的內(nèi)徑≥20mm時為5的倍數(shù)，所以選取d3=45mm由于齒根圓的直徑與軸的直徑相差不大，所以此處應(yīng)該用齒輪軸，d4=df1=而假設(shè)軸為7段，此已不需要軸環(huán)，所以舍棄第5段。 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面、右面均由軸肩軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。（2）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的直徑選用45號鋼調(diào)質(zhì)，硬度217～255HBS[σb]=650MPa [σs]=360MPa [σ1]=300MPa軸的輸入功率為 轉(zhuǎn)速為n1=388 r/min查表【1】142計算取 45號鋼C=118~107 此處取110d≥考慮有一個鍵槽，將直徑增大5%，則d=(1+5%)mm= 圓整為35mm以上計算的軸徑作為輸入軸外伸端最小直徑。查【1】表141得知：硬度：217～255HBS；強(qiáng)度極限：；屈服極限：；彎曲疲勞極限：。Z2=3120=360mm由標(biāo)準(zhǔn)正常齒制：ha*= c*=齒頂圓直徑:da1= d1+2ha*m=75+2x1x3=81mm da2=d2+2ha*m=366mm齒根圓直徑: df1= d12（ha*+c）m=df2= d12（ha*+c）m=中心距：a=m Z=325=75mmb) 齒輪嚙合寬度b=Φd(u+1)/u小齒輪的轉(zhuǎn)矩為: T1=^6xP1/n1而n1實際是等于970/=(r/min)所以，T1=^5 N=388 修正后齒輪傳動比：i2=120/25= i1=i/i2= 傳動比誤差：Δ=（）/=% 5% 符合誤差要求 齒輪幾何尺寸的設(shè)計計算 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算確定各參數(shù)值： ，由于載荷平穩(wěn)，取K=：σHlim1=700MPa σHlim2=560MpaσFlim1=570MPa σFlim2=440Mpa按一般可靠要求取安全系數(shù)為SF= SH=1， 則許用接觸應(yīng)力:[σH1] =σHlim1/SH=700/1=700 MPa [σH2] =σHlim2/SH=560/1=560 MPa 許用齒根彎曲應(yīng)力:[σF1]=Flim1/SF=456MPa [σF2]=Flim2/SF==352MPa取兩式計算中的較小值，即［σH］=560Mpa [σF]=352MPa 齒數(shù)比=120/25=設(shè)齒輪按8級精度制造，查【1】表113得(電動機(jī)，中等沖擊)。=d2/d1（1ε）= 從動輪轉(zhuǎn)速：39。 Z1=25 Z2=Z1（1） 選定齒輪材料、熱處理方式和精度等級因載荷平穩(wěn)，小齒輪和大齒輪都選軟齒面，小齒輪的材料為40Gr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為210HBS。（112+280）/2+（280112）2/(4500) = mm按標(biāo)準(zhǔn)選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1600mm的實際中心距a=a0+(LdL0)/2=500+()/2= mm 驗算小帶輪上的包角α1 α1=180(d2d1)1200 小輪包角合適確定帶的根數(shù)由式確定V帶根數(shù)，查【1】13－3表得＝，查13－5表得＝由α1=【1】13－2和13－7表得＝1，＝則 Z=PC/（(P0+△P0)（d1+d2）+（d2d1）2/(4（d1+d2） （125+）≤a0≤2（125+）≤a0≤875mm 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2π/（100060）=125970/100060=介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適大帶輪基準(zhǔn)直徑d2=n0/n1d1=125= 確定帶長和中心距a： 確定帶輪基準(zhǔn)直徑、驗算帶速由圖【1】1315，B型帶d1=125~140mm,選取d1=125mm帶速帶速驗算： V=n0確定傳動裝置的總傳動比由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速可得傳動裝置總傳動比為： =/=970/=分配各級傳動裝置傳動比： 總傳動比等于各傳動比的乘積 = 由工程經(jīng)驗知頂分配傳動比除了、=3~6滿足外，還應(yīng)滿足≤取=（普通V帶 i=2～4）因為：　=所以：?。剑剑?動力運動參數(shù)計算（一）轉(zhuǎn)速n==970 （r/min）=/=/=970/=388（r/min） =/=388/=（r/min） （二）各軸功率P Ⅰ軸： Ⅱ軸：（三）各軸轉(zhuǎn)矩T (N﹒m) Ⅰ軸 Ⅱ軸 (N﹒m) 將上述數(shù)據(jù)列表如下：軸號功率P/kW N /() /(N﹒m) i 0970 1388 2電動機(jī)額定功率Ped = kw選定電動機(jī)型號為Y160M6