【正文】 Pc/(P0+△P1)KαKL得： =(+) = 取Z=4(6) 計算張緊力F0由表83查得q=，則：F0=500Pc（ k a）/ k a ZV+qV2=500（）/(46)+62N=則作用在軸承的壓軸力FQ：齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 參考表101初選材料。本課程設計中推薦選用1500或1000r/min兩種轉速。（2） 工作條件：兩班制（16小時/天），連續(xù)單向傳動，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35℃；（3） 使用折舊期：8年；（4） 動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；（5） 運輸帶速度允許誤差：177。 =3~6 （為避免大帶輪直徑太大， 不宜取大）；單級圓柱齒輪減速器， n’=25n=1163r/min 根據(jù)Po選取電動機的額定功率Pw，使Pm=(1~)Po=~查手冊得Pw =3KW選電動機的型號：Y100L24則 n滿=1430r/min型號額定功率kW同步轉速r/min滿載轉速r/min中心高H mm軸伸尺寸DE mm裝鍵部位尺寸FGD mmY111L24315001430100286082428三、確定傳動裝置總傳動比和各級傳動比的分配 1. 確定總傳動比=/n=1430/=式中： ——電動機滿載轉速（按滿載轉速計算誤差較?。瑀/min；2. 各級傳動比分配 =式中：、 分別為帶傳動和減速器傳動比。 初選小齒輪的齒數(shù)為，大齒輪的齒數(shù)為 式1021 (1) 確定公式中的各計算數(shù)值試選：由圖1030 得區(qū)域系數(shù)由圖1026 得斷面重合度由表106 得彈性影響系數(shù) 由圖1021d得接觸疲勞強度極限σHlim1 =600MPa σHlim2=550Mpa計算應力循環(huán)次數(shù)由圖1019得 取失效概率為1% 安全系數(shù)S= 由式（1012）得 根據(jù)齒輪為軟齒面和齒輪在兩軸承間為非對稱布置由表107取φd=1轉矩T1T1=10 5P/ n 1=10 53/ =59143N要安裝擋油盤所以取d1=30mmmm小齒輪中間斷面處的垂直彎矩為Macv=RAV==28060 N 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KATⅡ，查《機械設計》表141，考慮到轉矩變得很小，故去KA=，則Tca=KATⅡ=229476N按dⅣⅤ有《機械設計》表61查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32，同時為了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，同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。 [σp]=120MPa，圓頭平鍵σp=2T/dkl=2229476/(40958)=[σp]故符合要求十、減速器附件的選擇中心距機座壁厚：δ=＋1=129＋1= 取δ=8mm機蓋壁厚：δ1=8mm機座凸緣厚度：b==12mm機蓋凸緣厚度：b1==12mm機座底凸緣厚度：b2==20mm地腳螺釘直徑：df=＋12=≈17mm地腳螺釘數(shù)目：軸承旁連接螺栓直徑：d1= df =12mm機蓋與機座連接螺栓直徑：d2=（～）df=10mm軸承端蓋螺釘直徑：d3=（～）df=8mm窺視孔蓋螺釘直徑：d4=（～）df=6mm定位銷直徑： d=（～）d2=8mm軸承旁凸臺半徑：R1=C2=20mm外機壁至軸承座端面距離：l1 =50mm大齒輪頂圓于內機壁距離：Δ1＞=齒輪端面與內機壁距離：Δ2＞δ=8mm機蓋、機座肋厚：m1≈==7mm；m≈=7mm軸承端蓋外徑：D1=D?。?～）d3=62＋42=104mm 選用M10定位銷侵入油內的零件頂部到箱體內底面的距離H=4