【正文】 軸的最小直徑為=38mm. ①擬定軸上的零件的裝配方案，如下圖。 I軸(高速軸)的結構設計 設計參數(shù)， ， 先按式（152）初步算出軸的最小直徑。故安全該軸上所用軸承型號為64061） 徑向力2） 軸向力3） 當量載荷，查表135。鍵的工作長度l=Lb齒輪III上的鍵齒輪III上的鍵因為， 故所選鍵的強度滿足要求1）求軸上的載荷和彎矩按脈動循環(huán)應力考慮，取α=2）按彎扭合成應力校核軸的強度，校核截面B、C。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。③軸上零件的周向定位齒輪II、III與軸的周向定位采用A型平鍵連接。長度略小于齒輪的寬度，為57mm。IVV段用于隔開兩個齒輪。長度略小于小齒輪寬度，為77mm。考慮大齒輪距箱體內壁的距離為10mm，且軸承距離箱體內壁距離為4mm，IIIII長度為14mm。IⅡ根據(jù)軸承的寬度取23mm。根據(jù)表153，取=110，于是得I軸上的最小直徑與滾動軸承配合，根據(jù)滾動軸承d的標準值取30mm。而，,， 先按式（152）初步估算軸的最小直徑。 有效圓周力為 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為 ， 故滿足要求。取，相應的鏈長節(jié)數(shù)為 取鏈長節(jié)數(shù)。 齒輪參數(shù)各齒輪參數(shù)列表如下齒輪IIIIIIIV分度圓直徑/mm6026575模數(shù)/mm22傳動比寬度/mm65608075中心/mm158齒頂圓直徑/mm6426080齒根圓直徑/mm55251六、鏈傳動的設計 小鏈輪齒數(shù)Z5=25， 大鏈輪的齒數(shù)Z6=25=55，取57。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并避免了材料的浪費。大齒輪的數(shù)值大。②由圖1018取彎曲疲勞壽命。 ①試選載荷系數(shù) ②計算小齒輪傳遞的力矩 ③齒輪作不對稱布置，查表107，選取④由表106查得材料的彈性影響系數(shù)⑤由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。②減速器為一般機器，速度不高，故選用7級精度（GB1009588）。 ①齒輪齒數(shù) z1=d1/m=30，z2=30= ②分度圓直徑 d1=60mm，d2=z2m=1282=256mm ③中心距 ④齒輪寬度 b2=60mm，b1=65mm。⑦設計計算 對比計算結果，由吃面接觸疲勞強度設計的模數(shù)m大于由彎曲疲勞強度設計的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，按接觸疲勞強度算的分度圓直徑d1==60mm。③計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) ④計算載荷系數(shù) ⑤查取齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 由表105查得 ⑥計算大小齒輪的,并加以比較。⑥計算應力循環(huán)次數(shù) ⑦由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù) ⑧計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為，安全系數(shù) ①計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值 ②計算圓周速度 ③計算尺寬 ④計算尺寬與齒高之比 ⑤計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，查圖108得動載荷系數(shù) 直齒輪， 由表102查得使用系數(shù) 由表104用插值法查得 由，查圖1013得 故載荷系數(shù)⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 ⑦計算模數(shù) ①由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 ④選小齒輪齒數(shù)為z1=24，z2=24=102。 ③材料選擇。 =4kw, =1440r/min n1=n0=1440r/min n2=n1/i1=1440/=339r/min n3=n2/i2=313/=96r/min 參數(shù)列表項目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III 轉速（r/min）1440144033944 轉矩（） 功率（KW） 五、齒輪傳動的設計 選擇齒輪類型、精度等級、材料 ①選用直齒圓柱齒輪傳動