【正文】 各值代得 m≥ 由 [2]表 59取 m=3 ㎜ d．齒輪參數(shù)計算： 大端分度圓直徑 d1=mz1=3 21=63 ㎜， d2=mz2=3 79=237 ㎜ 齒頂圓直徑 da1=d1+2mcosδ 1=63+= ㎜， da2=d2+2mcosδ 2=237+ = ㎜ 齒根圓直徑 df1= 1= = ㎜ df2= 2= = ㎜ 齒輪錐距 R=√ d1+ d2/2= ㎜， 大端圓周速度 v= ∏ d 1 n 1 /60000= 63 960/60000=， 齒寬 b=Rф R = = ㎜ 由 [2]表 56，選齒輪 精度為 8 級 由 [1]表 1=（ ～ ） R =（ ～ ） =～ ㎜ 取Δ 1=10 ㎜，Δ 2=14 ㎜ ,c=10 ㎜ 輪寬 L1=（ ～ ） d1=（ ～ ） 93= ㎜ L2=（ ～ ） d2=（ ～ ） 291=39 ㎜ e．驗算齒面接觸疲勞強度： 按 [2]式 553 σ H= ZHZE√ 2KT1√ u+1/[bd2 1 u（ R） 2 ]，代入各值得 圓錐齒輪參數(shù) m=3 ㎜ d1=63 ㎜ d2=237 ㎜ da1= ㎜ da2= ㎜ df1= ㎜ df2= ㎜ R= ㎜ v=b= ㎜ Δ 1=10 ㎜ Δ 2=14 ㎜ c=10 ㎜ L1= ㎜ L2=39 ㎜ 5 計算內容 計算結果 σ H=﹤ [σ H] = Mpa ∴ 小齒輪滿足接觸疲勞強度，且大齒輪比小齒輪接觸強度高，故齒輪滿足接觸強度條件 f．齒輪彎曲疲勞強度校核：按 [2]式 555 由 [2]圖 519 得 YN1=YN2=， 由 [2]式 532 及 m=2﹤ 5㎜，得 YX1=YX2= 取 YST=， SFmin=，由 [2]式 531 計算許用彎曲應力： [σ F1]= σ Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220 [σ F2]= σ Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210 ∵ [σ F1]﹥ [σ F2]， ∴ [σ F]=[σ F2]=300 Mpa 由 [2]式 524 計算齒跟彎曲應力： σ F1=2KT1YFa1Ysa1/[b1md1（ R） ]=2 80070 2 62= ﹤ 300 Mpa σ F2=σ F1 YFa2Ysa2/（ YFa1Ysa1） = （ ） =﹤ 300Mpa ∴兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強度 2. 閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算 a．選材： 小齒輪材料選用 45 號鋼，調質處理， HB=217~255， σ HP1=580 Mpa，σ Fmin1=220 Mpa 大齒輪材料選用 45 號鋼，正火處理， HB=162~217， σ HP2=560 Mpa，σ Fmin2=210 Mpa b. 由參考文獻 [2]（以下簡稱 [2]）式（ 5— 33），計算應力循環(huán)次數(shù) N： N1=60njL=60 960 1 8 11 250= 10 9 ， N2=N1/i23= 10/3= 108 查圖 5— 17 得 ZN1=， ZN2=，由式（ 5— 29）得 ZX1=ZX2=，取 SHmin=， ZW=， ZLVR=， [σ H]1=σ HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580 = MPa [σ H]= Mpa [σ F]=300 Mpa σ HP1=580 Mpa σ Fmin1=220 Mpa σ HP2=560 Mpa σ Fmin2=210 Mpa 6 計算內容 計算結果 [σ H]2=σ HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560 = MPa ∵ [σ H]1 [σ H]2，∴計算取 [σ H]= [σ H]2= Mpa c. 按齒面接觸強度計算中心距（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計 ）： ∵ u=i34=4，ф a=， ZH=√ 2/cosα m T3= m, T4= N 各軸的轉速（各軸的標號均已在圖 中標出） n0=1450r/min， n1=n0=1450r/min， n2=n1/ i12=，n3= n2/ i34=， n4=n3=各軸的功率 η = Pr=3 kw 選用三相異步電動機 Y132S6 p= kw n=1450r/min i= i12= i23=4 n0=1450r/min n1=1450r/min n2=n3=n4= 3 計算內容 計算結果 p0=pr= kw， p1= p0η 2=, p2= p1η 4η 3= kw, p3= p2η 5η 3= kw, p4=p3η 2η 3= kw 各軸的轉矩，由式： T=： T0= N 二、 動和動力參數(shù)的計算 分配傳動比 （ 1） 總傳動比 i= （ 2） 各級傳動比：直齒輪圓錐齒輪傳動比 i12=， 直齒輪圓柱齒輪傳動比 i23=4 （ 3） 實際總傳動比 i實 =i12i34= 4=, ∵ Δ i=﹤ ，故傳動比滿足要求滿足要求。 m, T3= N m T2= N Z 2 εt = ， 由 [2] 取 K= 又∵ T1= N Z2 εt = ∴ [2]式 518 計算中心距： a≥（ 1+u）√ KT1 （ ZE ZHZε /[σ H]） 2 /（ 2uφ a） =5√ 86955 （ 2 4 ）= ㎜ 由 [1]表 圓整 取 a=160 ㎜ d．齒輪參數(shù)設計： m=（ ～ ） a=180（ ～ ） =～ ㎜ 查 [2]表 57取 m=2 ㎜ 齒數(shù) Z1=2a/m（ 1+u） =2 160/2（ 1+4） =32 Z2=uZ1=4 32=128 取 Z2=128 則實際傳動比 i=149/31=4 分度圓直徑 d1=mz1=2 32=64 ㎜， d2=mz2=2 128=256 ㎜ 齒頂圓直徑 da1= d1+2m=68 ㎜， da2=d2+2m=260 ㎜ 齒基圓直徑 db1= d1cosα =64 cos20o = ㎜ db2= d2cosα =256 cos20o = ㎜ 齒根圓直徑 df1= = 2=59 ㎜ df2= = 2=251 ㎜ 圓周速度 v=∏ d1n2/60 103 = 256 103 = m/s， 中心距 a=（ d1+d2） /2=160 ㎜ 齒寬 b=aΦ a = 160=64 ㎜ 由 [2]表 56，選齒輪精度為 8級 [σ H]= Mpa 圓柱齒輪參數(shù) m=2 ㎜ Z1=32 Z2=128 d1=64 ㎜ d2=256 ㎜ da1=8㎜ da2=260 ㎜ db1 = ㎜ db2 = ㎜ df1=59 ㎜ df2= 251 ㎜ v= m/s a=160 ㎜ b=64 ㎜ 7 計算內容 計算結果 e. 驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅動，載荷平穩(wěn)，由 [2]表 53，取 KA=；由 [2]圖 5