【正文】 高度，由式（61）可得：故該鍵滿足工作需求。⑴軸上用于連接聯(lián)軸器的鍵工作長度為：，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，由式（61）可得：故此鍵滿足工作要求。8 鍵的選擇以及校核選擇軸鍵聯(lián)接類型和尺寸⑴軸上選用一個普通平鍵：根據軸I的尺寸查資料[4]表54，初選定為。6）安全系數校核軸（對一般減速器的轉軸僅僅使用彎曲應力法校核強度即可，而不必進行安全系數法校核）7 軸承校核已知此減速器利用直齒圓柱齒輪設計，軸上無軸向力，故選用深溝球軸承。2)確定各軸段的直徑由于軸伸出段直徑比計算值大，考慮軸的緊湊性，其他階梯直徑應盡可能以較小值增加，因此周伸出段聯(lián)軸器套同軸向定位與套同配合軸段直徑d2=40mm.查資料[4]表823，選擇滾動軸承6309，軸頸直徑d3=d7=45mm.軸承安裝定位軸頸直徑d4=52mm.安裝齒輪軸段直徑與軸頸直徑尺寸相同，d5=52mm。直徑為d2軸段長由端蓋外與端蓋內兩部分組成。3）剖面C的按系數抗彎段面系數：抗扭斷面系數：彎曲應力幅：彎曲平均應力：扭轉切應力幅：平均切應力：鍵槽所引起的有效應力集中系數有資料[4]表查得：同樣，由資料[2]表查得表面狀態(tài)系數為：尺寸系數為： 彎曲配合零件的綜合影響系數：取進行計算： 取剪切配合零件的綜合影響系數由齒輪計算的循環(huán)次數，壽命系數則：故，剖面C有足夠的強度。D剖面：D剖面強度也足夠。同樣，由繞B的力矩和，得（水平面XY平面，見圖62（c)）由得； 校核：計算無誤。齒輪2定位軸肩高度hmin=(~)d2=*45=,所以該處直d239。由于的開式傳動，為使齒輪不至于過小，選小齒輪齒數，大齒輪齒數由于是開式傳動，故選用齒根彎曲疲勞強度設計即可。、精度等級，材料及齒數。高速級齒輪傳動的幾何尺寸如下表所示：表51高速級齒輪傳動的幾何尺寸名稱計算公式數值（單位：mm)模 數m2壓 力 角分 度 圓 直 徑d162d2214齒 頂 圓 直 徑66218齒 根 圓 直 徑57209中 心 距138齒 寬3257由于小齒輪（齒輪1）直徑較小，故采用齒輪軸設計，大齒輪（齒輪2）的結構尺寸和后續(xù)設計出的軸孔直徑計算如下表： 表52齒輪結構設計名稱結構尺寸設計數值（單位：mm)輪轂處直徑D1輪轂軸長度L倒角尺寸n齒根圓處厚度腹板最大直徑D0板孔直徑d0腹板厚度C： 圖51 齒輪的結構設計選定齒輪類型、精度等級、材料（與齒輪2相同）及齒數；直齒圓柱齒輪，8級精度，小齒輪選用40Cr(調質），調質后硬度為250HBS，大齒輪選用45（調質），硬度為220HBS.選小齒輪齒數為，大齒輪齒數按齒面接觸強度設計： 由設計公式（109a）進行計算： （515）1）確定公式內的各計算數值：試選載荷系數Ⅱ軸的轉矩由資料[1]表107選取齒輪寬系數由資料[1]表106查得材料彈性影響系數為由資料[1]圖1021d）和圖10—21c）查得齒面的接觸疲勞強度極限 計算應力循環(huán)次數： （516）（7）由資料[1]圖1019查得接觸疲勞壽命系數, （8）計算接觸疲勞許用應力： （517）2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值：（2）計算圓周速度（3）計算寬（4）計算齒寬與齒高之比模數：齒高：（5）計算載荷系數根據，8級精度，查資料[1]圖10—8得，載荷系數為，因為是直齒輪，假設，有資料[1]表10—3查得，由資料[1]表10—2查得使用系數為KA=（*中等沖擊），由資料[1]表10—4查的小齒輪8級精度，非對稱布置時：]由查資料[1]圖10—13得，故載荷系數為 （6）按設計的實際載荷系數校正所算的的分度圓直徑 （518） (7) 計算模數m由式（15）得彎曲強度的設計公式： （519） 1）確定公式內的各參數值：由資料[1]圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限為： ， 大齒輪的的彎曲疲勞極限為： 由資料[1]圖1018查得彎曲疲勞壽命系數 ， 計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數，由資料[1]式（1012）得：（4）計算安全載荷系數：（5）計算齒形系數：查資料[1]表10—5得（6）計算齒形校正系數： 查資料[1]表10—5得 ， 1）計算大、小齒輪并加以比較 ： 比較得，大齒輪的數值大。（6）計算應力循環(huán)次數 （52）（7）查資料[1]圖10—19得接觸疲勞壽命系數為：，（8）計算接觸疲勞許用應力： （54） 2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值： （2）計算圓周速度 （3）計算齒數 （55）（4）計算齒寬與齒高之比模數： （56）齒高： （57）（5）計算載荷系數根據，8級精度，查資料[1]圖10—8得，載荷系數為，因為是直齒輪，假設，有資料[1]表10—3查得，由資料[1]表10—2查得使用系數為KA=（*中等沖擊），由資料[1]包10—4查的小齒輪7級精度，非對稱布置時：由查資料[1]圖10—13得，故載荷系數為 （6）按設計的實際載荷系數校正所算的的分度圓直徑 （58） (7) 計算模數m （59）由式（15）得彎曲強度的設計公式： （510）1）確定公式內的各參數值：由資料[1]圖1020d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限為： ， 大齒輪的的彎曲疲勞極限為：由資料[1]圖1018查得彎曲疲勞壽命系數 ， 計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數，由資料[1]式（1012）得： （4）計算安全載荷系數：（5）計算齒形系數：查資料[1]表10—5得（6）計算齒形校正系數： 查資料[1]表10—5得 （7）計算大、小齒輪并加以比較 ： （512）比較得，大齒輪的數值大。齒數比為,取壓力角。終上，各軸的參數如下表： 表41軸的參數編號功率（KW）轉速（r/min)轉矩（)1960234545 齒輪設計`材料和齒數1）按給定設計方案，選用直齒圓柱齒輪。滿足要求。查表得直齒圓柱齒輪的傳動比的取值范圍是3~5。但是圓錐齒輪加工較困難，特別的是大直徑，大模數的錐輪，所以一般不采用。5％。作者簽名： 日期： 年 月 日學位論文版權使用授權書本學位論文作者完全了解學校有關保留、使用學位論文的規(guī)定，同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。作者簽名：　　 　 　　 日　 期：　　 　 　　 學位論文原創(chuàng)性聲明本人鄭重聲明：所呈交的論文是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的研究成果。電動卷揚機傳動裝置畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性聲明和使用授權說明原創(chuàng)性聲明本人鄭重承諾：所呈交的畢業(yè)設計（論文），是我個人在指導教師的指導下進行的研究工作及取得的成果。作 者 簽 名：　　 　 　　日　 期：　　 　 　　 指導教師簽名：　　 　 　　 日　　期：　　 　 　　 使