【正文】 Pd = F*V/1000η*ηw = 2600(1000) kW = kW根據(jù)Pd選取電動機的額定功率Pw使Pm = (1∽)Pd = ∽ kW由查表得電動機的額定功率 Pw = kW（3） 確定電動機的轉速：卷筒軸的工作轉速為：nw = 601000V/πD = 601000(400) r/min = 按推薦的合理傳動比范圍，取鏈傳動的傳動比i1 = 2 ∽ 5，單級齒輪傳動比i2 = 3 ∽ 5則合理總傳動比的范圍為: i = 6 ∽ 25故電動機的轉速范圍為：nd = i*nw = (6∽25) r/min = ∽ r/min 符合這一范圍的同步轉速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min ，再根據(jù)計算出的容量，其技術參數(shù)及傳動比的比較情況見下表。傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。所選電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如下表所示。=/=,=/ =,則小齒輪齒形系數(shù)=，大齒輪齒形系數(shù)=由圖619查得，小齒輪應力修正系數(shù)=,大齒輪應力修正系數(shù)=由圖612，圖613，tan=tan/cosβ=tan20176。接觸疲勞許用應力=/由圖623查得，齒輪材料接觸疲勞極限應力=1500Mpa。==45 mm，==40mm（2） 軸向尺寸的確定小齒輪齒寬=35㎜, =38㎜,與大鏈輪相配合,因鏈輪寬為108㎜，同理取軸段長=110。a) 徑向尺寸的確定如上草圖所示，從軸段=60㎜開始，逐段選取相鄰軸段的直徑。選用螺母GB6170 – 86, M10和GB6170 – 86, M12兩種。本設計雖然較簡單，但通過這一設計實踐，我感到自己在這方面仍存在許多不足之處，對于我的本次設計，我覺得設計計算部分非常認真，該方案結構簡單，易于加工，裝配。分箱面的密封，可在箱體剖分面上開回油槽，軸伸出處密封的裝置有墊圈，O型橡膠圈和唇形密封圈。（從略）P=N=r/min =60㎜= m/s=60㎜=65 mm=70 mm=72 mm=75 mm=70 mmL=110mm=110mm=50 mm=40mm=30 mm=10 mm=30 mm=95MPa=252 mmL=140㎜F===T=N根據(jù)軸系結構分析要點，結合后述尺寸確定，按比例繪制軸的草圖，如圖24。起定位固定作用，定位軸肩高度h可在（2～3）C范圍內經驗選取（C為大鏈輪內孔倒角尺寸，取C=1㎜），故= +2h≥35+2(11)=37 mm,按軸的標準直徑系列取=37mm 。,與假設β=15176。２． 齒根彎曲疲勞強度設計由公式 由式 T=*P/N小齒輪轉矩=N.㎜取=23 i = , =23=，取=89實際傳動比=89/23==| i |/ i =％，齒數(shù)選擇滿足要求。（2） 選擇電動機的容量：工作所需的功率： Pd = Pw/ηPw = F*V/（1000ηw）所以： Pd = F*V/（1000η*ηw）由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機的效率）為η*ηw = η1*η2*η2*η3*η4*η5*η6式中ηηηηηη6分別為齒輪傳動、鏈傳動、聯(lián)軸器、卷筒軸的軸承及卷筒的效率。傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底腳安裝尺寸 AB地腳螺栓孔直徑 K軸伸尺寸 DE裝鍵部位尺寸 FGD 160600417385254210 15 421101249第二節(jié) 計算總傳動比并分配各級傳動比電動機確定后，根據(jù)電動機的滿載轉速和工作裝置的轉速就可以計算傳動裝置的總傳動比。/cos15176。由表611查得接觸疲勞度計算的壽命系數(shù)：=（5/=（5/ = =（5/=（5/ = 由圖623查得，工作硬化系數(shù)=1 由表612，接觸疲勞強度安全系數(shù)=1 =/=15001/1 = =/=1374MPa 將以上各值代入斜齒輪接觸疲勞校核公式 ==1 ==彎曲強度疲勞足夠?？紤]安裝方便軸承蓋至帶輪距離=30，初步取=35 mm。起定位固定作用，定位軸肩高度h可在（2～3）C（C為聯(lián)軸器內孔倒角尺寸，取C=1㎜）范圍內經驗選取，故= +22C≥60+2（21）=59 mm,按軸的標準直徑系列取=65 mm 。選用螺釘GB5782 – 86, M6*25和GB5782 – 86, M6*30兩種。且經濟實用，可適用于精度要求不高的場所。 減速器的密封：減速器的密封是為了防止漏油和外界灰塵和水等進入常見的漏油部位有分箱面、軸頭、蓋端及