【正文】 機械設計手冊機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率，滾動軸承傳動效率（一對），閉式齒輪傳動效率=,取聯(lián)軸器效率=，傳動滾筒效率= 所需電動機效率（3)電動機額定功率 =4kw.3）電動機的轉速卷筒軸工作速度為 由機械設計手冊可知，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比＝8～40，電動機轉速的可選范圍為=（8～40）=（～3958）符合這一范圍的同步轉速有750,1000,1500及1000三種方案進行比較。/精 度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用7級2）設計過程：(1)設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。應力校正系數(shù):YSa1＝初選小齒輪齒數(shù)Z1＝24 大齒輪齒數(shù)Z2＝Z12i1＝24= 取Z2＝70螺旋角β＝14゜(2)按齒面接觸疲勞強度設計，由式（(機械設計書) P218 式10－21）確定各參數(shù)的值:1)初選動載系數(shù)：試選=2)區(qū)域系數(shù)Z：查(機械設計書) P217圖1030 選取區(qū)域系數(shù) Z= 3)端面重和度：由(機械設計書) P215圖1026得：εα1= εα2= 則=εα1+εα2=+= 4)許用接觸應力 ①由圖(機械設計書) P209圖10－21d及圖10－21c按齒面硬度查得：（按(機械設計書) P191表10－1：小齒輪齒面硬度取280HBS大齒輪齒面硬度取240HBS）小齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim1＝600MPa(取MQ值)大齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim2＝550MPa(取ME和ML的中間偏上值)②由(機械設計書) P206公式1013計算應力值環(huán)數(shù)N=10/5=10N=N1/i2=10/=10 ③查課本(機械設計書) P207圖1019得：K= K=1（取網(wǎng)格內的中間值）④齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用(機械設計書) P205公式1012得:[]==600MPa =564MPa []==1550MPa =550MPa 則許用接觸應力： []=([]+[])/2=(564+550)/2=557MPa 5)彈性影響系數(shù)：查課本由(機械設計書) 201表106得： = 6)齒寬系數(shù)： 由(機械設計書) 205表107得: =17)傳遞的轉矩T2T2=應力校正系數(shù):YSa1＝如圖所示 圖51 高速軸（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,ⅠⅡ軸段右端需要制出一軸肩,故?、颌蟮闹睆? d=55。5） 軸承端蓋的總寬度為60mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取.6)。當扭轉切應力為靜應力時取≈；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取≈）1）計算軸的應力前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得[σ1]=60MPa因此σca[σ1]，故安全。,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,， 兩齒輪齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3,，取3)取齒輪距箱體內壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,取滾動軸承寬度T=22,則=（22+8+16+4）mm=50mm考慮右端齒輪與I軸齒輪嚙合，取=18mm=（22+8+18+3）mm=51mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.（3）軸上的周向定位齒輪與軸的地位用平鍵連接，按其直徑為40mm,有表可查得平鍵截面bh=12mm8mm，處的長度為56mm，處為36mm。因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.圖55 中間軸的載荷分析圖F==F F=4087NM=, M=而對于垂直面上，如下圖，可列出關系式，： ： F= F= M=F+M=117980N. M=85768 N. N. M= N.表54載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=4087N FNH2=F=F=彎矩M=117980N.M=85768 N.總彎矩= N., M= N.扭矩T3=6. 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度） 根據(jù)[1]式155及表[1]154中的取值，且≈（式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 =180mm而 F= F= F== F= Ftan==圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:3. 初步確定軸的直徑先按課本152初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據(jù)課本取dmin=A0輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖下所示）,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本,選取因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查表選取LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為500000Nmm,半聯(lián)軸器的孔徑4. 軸結果的設計(1) 擬定軸上零件的傳動方案。齒輪的右端采用套筒定位。 取齒輪距箱體內壁之距離a=16,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=29,第Ⅱ根軸上有兩個齒輪,其中大齒輪齒寬為45mm，小齒輪齒寬為70mm，取=6mm,則可計算： 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.（3）軸上的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按表查得平鍵截面，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。當扭轉切應力為靜應力時取≈；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取≈）1） 計算軸的應力2） 3） 前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得[σ1]=60MPa因此σca[σ1]，故安全。支點1處軸承所受的合力==N支點2處軸承所受的合力==支點1處的軸承容易壞。Fr==又F/Fr=0/852N=0e＝得徑向動載荷系數(shù)X=,軸向動載荷系數(shù)Y=－8得：左邊的軸承的當量動載荷P＝Fr＝852N根據(jù)(機械設計書) P319公式13－5，得：(因為是圓錐滾子軸承，其中ε取，轉速n＝1440r/min)L左邊軸承＝L0＝3003810＝72000h故軸承符合要求； 輸出軸的鍵計算校核聯(lián)軸器處的鍵連接① 擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸第3根軸處的鍵校核。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不太大