M (5-1) DL式中：M为离心力，D为内圈滚道直径，L为滚针总工作长度。
??实验证明，当??400kgfcm2时，h?240?1000n
根据电动飞行器总重为2t的设计，小组整体设计需要转速为7200转/分的电机 作为驱动。
5.2.1 传动装置的合理布置
许多传递装置往往需要选用不同的传动机构，以多级传动方式组成，而传动先后顺序的变化将对整个螺旋桨的性能和结构尺寸产生重要影响，必须合理安排，设计采用2级传动，先由一对圆锥齿轮改变传动方向，即将横向传动改变为竖向传动，然后一对圆柱齿轮进行传动。并输出于执行元件，所以初步拟定的传动方案如图5-1所示。
图5-1 初步拟定的传动方案示意图
5.2.2 各级传动比的合理分配
在设计2级及2级以上的减速器时，合理的分配各级传动比是很重要的，因为它将影响减速箱的轮廓尺寸和重量以及润滑的条件。 （1）传动比分配的基本原则
① 各级传动的传动比，均有其合理的应用范围，通常不应超过。 ② 各级传动比的承载能力近于相等。
③ 各级传动中的大齿轮浸入油中的深度大致相同，从而使润滑更为方便。 ④ 分配传动比时，应注意使各传动件尺寸协调、结构匀称，避免发生相互干涉。如设计2级齿轮传动减速时，若传动比分配不当，可能会导致中间轴大齿
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轮与低速轴发生干涉。
⑤ 对于多级减速传动，可按照―前小后大‖（即由高速级向低速级逐渐增大）的原则分配传速比，且相邻两级差值不要过大，这种分配方法可使各级中间轴获得较高转速和较小的转矩，因此，轴及轴上的零件的尺寸质量下降，结构较为紧凑，增速传动也可按照这一原则分配。
⑥ 在多级齿轮减速传动中，传动比的分配将直接影响传动的多项经济指标。例如：传动的外廓尺寸和质量很大程度上取决于低速级大齿轮的尺寸，低速级传动比小些，有利于减少外廓尺寸和质量。 5.2.3 传动比的具体分配
根据本次的具体设计要求，要求输入的功率为0.5KW～1KW的范围内，所以初步选用的电机为1.5KW型号的STGP150，其转速在9000rmin。根据电机的初步选择，我们所需要的螺旋桨旋转时间为60min，经相关资料可查螺旋桨的转速一般在700rmin，所以便可确定总的传速比为：
i?n0n?9000700?12.86 (5-2)
取圆柱齿轮的传动比为1.5，知道总的传动比为12.86，根据公式
i0?i1i2 (5-3)
所以圆锥齿轮的传动比为i1?i012.86??8.57，所以i1值符合圆锥齿轮传动i21.5比的正常范围，所以圆柱齿轮的传动比设为i2?1.5。 5.2.4计算转动装置的运动和动力参数 （1）各轴的转速
电动机的动力动力输出轴为0轴，第一个传动轴为Ⅰ轴，第二个传动轴为Ⅱ轴，输出轴为Ⅲ轴，所以各轴的转速为
n0?n??9000rmin (5-4) nⅡ=n?n1?90002.5?3600rmin (5-5) nⅢ=nⅡ/i2=1130/1.6=697r/min (5-6)
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（2）各轴的功率
电动机的输出功率为p0?1.5kw，由于传动时要有功率损失，也就考虑传动时效率?的问题
???2?3?4 (5-7)
式中?1?2为从电动机至输出轴之间的各传动机构和轴承效率，滚动轴承
?2=0.99；圆柱齿轮传动?3?0.97；弹性联轴器?4?0.99
所以各轴的功率如下：
p1?p0?4?1.5?0.99?1.485kwp2?p1?2?2?1.485?0.99?0.992?1.44kw p3?p2?3?2?1.44?0.97?0.992?1.37kw22 （3）各轴的转矩
T0?9550T1?9550
p01.5?9550??1.59N?mn09000
p11.485?9550??13.56N?mn11046p21.44?9550??19.73N?mn2697T2?95505.2.5齿轮传动设计与校核 （1）圆锥齿轮计算
齿轮采用45号钢，调制处理后齿面硬度180～190HBS，齿轮精度等级为7级。取Z1?25，i?2.5，则Z2?62.5。取Z2?63，参考机械零件的齿轮计算：
① 设计准则按齿面接触疲劳强度设计，在按齿根弯曲疲劳强度校核。 ② 按齿面设计疲劳强度设计 齿面接触疲劳强度的表达式
?ZZ?4KT1d1t?3?HE?2???0.85?1?0.5?? (5-8) ?H?dR其中，?d?1，??2.5，ZE?1.89MPa，ZH?1.8，T1?13.56N?m 选择材料的接触疲劳极限应力为：
30
122
?Hlim?580MPa，?H12lim?560MPa
选择材料的接触疲劳极限应力为：
?Flim?230MPa，?Flim?210MPa
12应力循环次数N由下式计算可得
N1?60n1at?60?1130?300?8?16?2.6?109 (5-9)
则
N12.6?109N2???1.04?109 (5-10)
U2.5接触疲劳寿命系数
ZN1?1.1，ZN2?1.02 弯曲疲劳寿命系数
YN1?1，YN2?1
接触疲劳安全系数SHmin?1，弯曲疲劳安全系数SFmin?1.5，又YST?2.0，试选Kt?1.3，求许用接触应力和许用弯曲应力 ??H1???H1linSHminZN1?580?1.1?638MPa (5-11) 1??H2???H2linZN2?580?1.02?591.6MPa (5-12)
SHmin1 ??F1?? ??F2???F1linYSTSFminYN1?230?2 (5-13) ?1?306.67MPa1.5210?2 (5-14) ?1?280MPa1.5?F2linYSTSFminYN2?将有关数值代入公式5-8得：
?ZZ?4KT1d1t?3?HE?? 2???0.85?1?0.5???H?dR
231
则
34?1.3?6080?1.8?189.8??70.6mm 2???591.6?0.85?0.1?1?0.5?0.1??2260?1000ZV25?24.27?6.06ms 11?100100 V1??d1tn1?3.14?70.6?6570?24.27ms
60?1000动载荷系数KV?1.0；使用系数KA?1；齿向载荷分布不均匀系数K??1.02；齿间载荷分配系数K??1，则KH?KAKVK?K??1.01?1.0?1.02?1.0?1.03，修正：
d1?d1t3KH1.03?70.23?65.32mm (5-15) Kt1.3m?d165.32??2.76mm (5-16) z125取标准模数m=2.75 ③ 计算基本尺寸
节锥定距
d1?mz1?2.75?25?68mm (5-17) d2?mz2?2.75?68?187mm?z?mz2.75?25?68?R?11??2??1????99.6mm (5-18)
22?25??z1?节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等）
11?26?33?54?? (5-19) 222?1?arctg??arctg?2?90???1?63?26?6?? (5-20)
?1 ?2均不能圆整 大端齿顶圆的直径 小齿轮
da1?d1?2mcos?1?68?2?2.5?cos26?33?54???71.23mm (5-21)
大齿轮
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