【正文】 可知 ；? 05.??——滾動軸承內(nèi)外圈平均直徑，由文獻[3, 5658]可知 m。 d d為計算摩擦傾動力矩，把所需數(shù)據(jù)整理成表 。 表 不同傾動角度下的摩擦傾動力矩傾動角度（ ）0空罐重力 /kNkG罐液重力/kNy減速機重力/kNjG摩擦力矩/mMkN?0 66 10 66 20 66 30 66 40 66 50 66 60 66 70 66 80 66 90 66 100 66 110 66 120 0 66 合成傾動力矩的計算合成傾動力矩由以下公式（）計算 （??）式中： ——合成力矩， ；MmkN?全套圖紙加 扣扣 36396305——空罐力矩， ；kMmkN? ——罐液力矩， ；y ——摩擦力矩， 。m?把不同傾動角度下罐殼力矩、罐液力矩、摩擦力矩、合成力矩等繪制成表 及圖。表 不同傾動角度下的合成傾動力矩傾動角度（ ）0空罐力矩/kMmN?罐液力矩/yk?摩擦力矩/mMkN?合成力矩/ mk?0 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 0 全套圖紙加 扣扣 36396305圖 不同傾動角度下魚雷罐的傾動力矩曲線圖由圖 可知，空罐傾動力矩在 傾動角度中隨著傾動角度的增加而增大，?90~在 傾動角度中隨著傾動角度的增加而減小。罐液傾動力矩在 傾動角??120~9 ?50~度中隨著傾動角度的增加而增大，在 傾動角度中隨著傾動角度的增加而減小。??125摩擦力矩在傾動角度中隨著傾動角度的增加而增小。合成傾動力矩在 傾動角度?2中隨著傾動角度的增加而增大，在 時達到最大值 ，在 傾動角? mkN???10~5度中隨著傾動角度的增加而減小。合成傾動力矩力矩始終和傾動方向相反，傾動過程中遵循全正力矩原則，保證了傾動的安全性。 計算載荷的計算由文獻[3, 5960]可知考慮到計算和其它的誤差，而把最大合成傾動力矩值乘上一附加系數(shù)，作為傾動機構的計算載荷，即 maxaxKM?計全套圖紙加 扣扣 36396305（）式中 K ——附加系數(shù)，考慮到計算誤差及工藝與結構上未考慮到的因素而附加的安全系數(shù)，一般取 K=~，取 K=； ——最大合成傾動力矩值， = 。maxMmaxMkN? 由公式（）計算得出計算載荷：= = axmaxK?計 ?m? 一般以 作為確定電動機功率及機械零件強度設計的計算載荷。ax計第 5 章 總傳動裝置的設計 電機的選擇 傳遞效率的計算一次減速裝置和三環(huán)減速器中各軸用調(diào)心滾子軸承支撐在箱體上，由文獻[6]表 可知 =。調(diào)?轉(zhuǎn)臂軸承（三環(huán)減速器輸入軸與三塊環(huán)板相連所用圓柱滾子軸承）效率由文獻[6]表 可知 =。轉(zhuǎn)三環(huán)減速器中嚙合齒輪副中的摩擦損失，由文獻[6]表 可知相應的效率=。三 嚙?一次減速裝置中嚙合齒輪副中的摩擦損失，由文獻[6]表 可知相應的效率全套圖紙加 扣扣 36396305=。一 嚙?電機與一次減速裝置輸入軸之間及一次減速裝置與三環(huán)減速裝置之間選用齒式聯(lián)軸器聯(lián)結，因為這類聯(lián)軸器能傳遞很大的轉(zhuǎn)矩，并容許有較大的偏移量，安裝精度要求不高，由文獻[6]表 可知效率 =。聯(lián)?支撐罐體的一對滾子軸承效率由文獻[6]表 可知 =。滾?一次減速裝置的傳遞效率為：=.???一 嚙調(diào)一 ?傳動總效率 滾三 嚙轉(zhuǎn)調(diào)一聯(lián)總 ????2（） = = ?? 電機功率的計算功率計算公式： = ?（） 式中： ——功率/W ；P ——轉(zhuǎn)矩/；T ——轉(zhuǎn)速/r/min。n現(xiàn)在魚雷罐車的罐體轉(zhuǎn)矩 。轉(zhuǎn)速 的范圍為 ?一MTkN?n,取最大值 =,由公式（）得車體所需功率為max= = =??因為輸入軸為 2 個，對于罐體所需功率，2 個電機各分擔一半，則所需電機功率為 = ??總?wrP（）全套圖紙加 扣扣 36396305考慮到電機在使用過程中可能會出現(xiàn)故障，要保證在一個電機出現(xiàn)故障的情況下另一電機仍能帶動傳動機構正常工作，則在選型時所考慮的電機功率為 kW ????rrP（） 電機型號的選取 按工作要求及工作條件選用三相異步電機，封閉式結構，電壓 380V，Y 系列。 由文獻[6]表 可選 Y 系列三相異步電機 Y160M—6 型，額定功率 P=,或者選 Y 系列三相異步電機 Y160L—8 型，額定功率為 P=。 現(xiàn)在以同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min 及 750r/min 兩種方案進行比較，查得電機數(shù)據(jù)，計算出的總傳動比列于表 [6]。表 電機數(shù)據(jù)及總傳動比方案號 電機型號 額定功率/ kW同步轉(zhuǎn)速/（r/min）滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）總傳動比1 Y160M—6 1000 970 97002 Y160L—8 750 720 7200比較兩方案可見，方案 1 總傳動比大，為了使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案2。電機型號 Y160L—8，額定功率 P=，同步轉(zhuǎn)速 750 r/min，滿載轉(zhuǎn)速 720 r/min。 分配傳動比 傳動裝置的傳動比分配傳動裝置總傳動比為 720?i三環(huán)減速器的傳動比為 45三則一次減速裝置的傳動比為 =160 720?三一 i由文獻[8]表 得一次減速裝置的公稱傳動比 160?公i全套圖紙加 扣扣 36396305 一次減速裝置內(nèi)傳動比的分配因為一次減速裝置為三級減速器，按等強度條件，并獲得較小的外形尺寸和重量時，傳動比的分配： ??一i（）由文獻[8]圖 可知 ?i ????ii一（）式中 ——高速級傳動比；1i——中速級傳動比；2——低速級傳動比。3i 各軸運動及動力參數(shù)電機輸出軸：= kWrP?0 =720 r/minn = 30??T mN?三環(huán)減速器輸入軸： = = kW一聯(lián) ??..2? = r/min671?in = .301 ?PT mN?全套圖紙加 扣扣 36396305三環(huán)減速器輸出軸： ??????三 嚙轉(zhuǎn)調(diào) ?P= kW = r/ =.322 ??nPT mN?罐體伸出軸： = ?調(diào)? r/min10?n = ?PT mN?將以上結果匯總于表 ，以備查用。表 各軸功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩名稱 功率 P/kW 轉(zhuǎn)速 /(r/min)n轉(zhuǎn)矩 /T?電機輸出軸 720 三環(huán)減速器輸入軸 三環(huán)減速器輸出軸 罐體伸出軸 第 6 章 三環(huán)減速器齒輪的結構設計 齒輪材料的選擇、類型、精度等級齒輪材料及熱處理是影響齒輪承載能力和使用壽命的關鍵因素，也是影響齒輪生產(chǎn)質(zhì)量和加工成本的主要因素。齒輪材料的選擇應綜合地考慮到齒輪傳動的工作情況、加工工藝和材料來源及經(jīng)濟性等條件。全套圖紙加 扣扣 36396305(1) 按本課題的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；(2) 本設計的外齒輪和內(nèi)齒圈的材料都采用 42CrMo 調(diào)質(zhì)處理，外齒輪和內(nèi)齒圈的精度等級（第三公差組的精度級）都為 7 級。 內(nèi)外齒輪的齒數(shù)計算 由于是少齒差傳動的減速器，外齒輪和齒環(huán)板的齒數(shù)相差很少，取齒數(shù)差為 2，則由公式（）得=4512zi??=2解得 =90， =921z2 模數(shù)的選擇確定三環(huán)減速器齒輪傳動的主要參數(shù)時最常用的辦法是按照齒面接觸強度初算小齒輪的分度圓直徑，或按照齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù) 。m根據(jù)本課題給出的己知條件，按照齒根彎曲強度初算齒輪的模數(shù)為最佳方案，由文獻[8] 式 可知 3lim211FaPAmzKTK????（）式中：——算式系數(shù)，對于直齒輪傳動： = ；mKmK——綜合系數(shù)，由文獻[8] 表 可知一般為 ~，取 = ；?F ?FK——使用系數(shù)，由文獻[8]表 可知 = ；A A——計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由文獻[8]表 可知FPK= ，由公式 =1+()= ； HP )1(???HPFPK全套圖紙加 扣扣 36396305（） ——小齒輪齒形系數(shù)，由文獻[8] 表 可知 = ；1FaY 1FaY——齒輪副中小齒輪的齒數(shù)，即輸出軸外齒輪的齒數(shù)， = 90；z 1z——試驗齒輪彎曲疲勞極限，文獻[8]圖 可知 = 570 ；limF? limF?aMP——小齒輪齒寬系數(shù)，由文獻[8]表 可知 = ；d? d?——嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩， = 。1T 1TN?由公式（）得：=3lim211FaPAmzKTK????.??= mm取齒輪模數(shù)為 = 10 mm。 三環(huán)減速器齒輪副嚙合參數(shù)的計算三環(huán)減速器齒輪副的嚙合參數(shù)包括齒輪副嚙合的變位系數(shù)和嚙合角。要想設計出既經(jīng)濟又合理的三環(huán)減速器，必須選擇恰當?shù)淖兾幌禂?shù)和嚙合角。由于三環(huán)減速器采用的是少齒差內(nèi)嚙合傳動，容易產(chǎn)生各種干涉，因此在設計時要注意一些限制條件 [7]。 三環(huán)減速器內(nèi)嚙合齒輪副的干涉三環(huán)減速器在設計時避免產(chǎn)生干涉應該注意一些限制條件： （1）不發(fā)生過渡曲線干涉；（2）不發(fā)生漸開線干涉；（3）保證足夠的頂隙；（4）不發(fā)生節(jié)點對面的齒頂干涉；（5）必須保證不產(chǎn)生齒頂干涉和齒廓重迭干涉，應滿足 0；SG（6）避免內(nèi)、外齒輪沿徑向移動發(fā)生的徑向干涉等；全套圖紙加 扣扣 36396305（7）保證重合度大于 1；（8）為了保證漸開線齒廓，內(nèi)齒輪的齒頂圓必須大于基圓； （9）為了避免輪齒的磨損，內(nèi)、外齒輪的齒頂不得變尖，并且要有足夠的厚度，齒頂厚度必須大于（~）cm 。變位系數(shù)選擇時應該滿足的主要限制條件：（1）由文獻[8]式 可知保證不發(fā)生齒頂干涉，必須滿足內(nèi)嚙合齒輪副的重合度，即??? ? ?1)tan(t)tan(t21221 ??????????zz（） （2）由文獻[8]式 可知按嚙合中心距 裝配時，保證齒輪副不產(chǎn)生齒廓重疊?干涉，即應滿足齒廓重疊干涉系數(shù) ，即：0?SG 0)()()( 12211 ??????? ????? invzinvzinvzaaS（）由文獻[8]式 可知 ad?12214arcos（） 由文獻[8]式 可知 ad????2124arcos?（） )(1*1xhmdaa??（） )(22*2aa?以上各公式中符號的含義：——外齒輪齒頂圓直徑；1ad——內(nèi)齒輪齒頂圓直徑；2全套圖紙加 扣扣 36396305——外齒輪齒頂圓壓力角；1a?——內(nèi)齒輪齒頂圓壓力角；2——齒輪副實際嚙合中心距；?——壓力角， ；??20??——嚙合角；?——外齒輪齒數(shù)， =90；1z1z——內(nèi)齒環(huán)板上的內(nèi)齒輪齒數(shù)， =92；2 1z——外齒輪變位系數(shù)；1x——內(nèi)齒輪變位系數(shù)；2——齒頂高系數(shù)， =；*ah*ah——外齒輪的分度圓直徑；1d——內(nèi)齒輪的分度圓直徑；2 對于一對嚙合齒輪，可把變位系數(shù) 、 視為自變量，而把自己確定的參數(shù)作為1x2常量，即限制條件是變位系數(shù)的函數(shù)。因此，滿足兩個主要限制條件的問題便可歸結為求合適的變位系數(shù)的問題。在確定變位系數(shù)時，逐步逼近的迭代方法是比較常用的方法。該方法