【正文】 。若容量小于工作要求，則不能保證工作機(jī)正常工作，或使電動(dòng)機(jī)長期過載，極易損壞；容量過大則增加成本從而造成浪費(fèi)。所需功率為： Pd= KW 式中：Pd——工作機(jī)實(shí)際需要的電動(dòng)機(jī)輸出功率 PW——工作所需輸入功率 ——電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)之間傳動(dòng)裝置的總效率 工作機(jī)所需功率Pw應(yīng)由機(jī)器工作阻力和運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算求得，Pw= KW 或 Pw= KW 式中：F——工作機(jī)的阻力，N；v——工作機(jī)的線速度，m/s；T——工作機(jī)的阻力矩，nw——工作機(jī)的轉(zhuǎn)速，r/min；w——工作機(jī)的效率。由表26[15]查得，鋼絲繩平均速度為3036m/min（JJK2型）。 工作機(jī)的（卷筒）的轉(zhuǎn)速nk功率Pw 為nk= r/min Pw= KW 由表82[4]查得，在傳動(dòng)裝置中，兩對(duì)齒輪傳動(dòng)每對(duì)齒輪的效率=，卷筒效率=，四對(duì)軸承每對(duì)軸承的效率=，兩個(gè)聯(lián)軸器每個(gè)的效率=。這里我綜合電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格以及總的傳動(dòng)比的特點(diǎn)及大小，我選用960r/min的電動(dòng)機(jī)。 Y132M16 n=960r/min P=4KW m=71kg 五、減速器的設(shè)計(jì) 選擇減速器的類型在本設(shè)計(jì)中選擇的是二級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，它結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對(duì)軸承的位置不對(duì)稱，因此軸應(yīng)具有較大剛度。 計(jì)算總傳動(dòng)比和各級(jí)傳動(dòng)比總傳動(dòng)比為 i=n/ nk =960/=因?yàn)槭驱X輪傳動(dòng)，由表6134[17]查得，高速級(jí)傳動(dòng)比i1=，低速級(jí)傳動(dòng)比i2=，實(shí)際總傳動(dòng)比為i，=i1i2==傳動(dòng)比誤差為Δi==%5%傳動(dòng)誤差很小，由此可見選用參數(shù)合理。用于平行軸之間的直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)力矩的齒輪多為漸開線齒輪。主要缺點(diǎn)是制造成本較高，需用專門的機(jī)床、刀具和測(cè)量儀器等，不宜用于軸間距很大的傳動(dòng)，精度低時(shí)噪音大。調(diào)質(zhì)處理，硬度不高，還可以精加工，但強(qiáng)度韌性等方面的綜合性能好。為了防止強(qiáng)度不夠，發(fā)生意外，以及增加安全系數(shù)及使用時(shí)間小齒輪選用40Gr鋼調(diào)質(zhì)處理。大齒輪選用42SiMn，調(diào)質(zhì)處理，硬度217~255HBS，σb=686 MPa，σs=441 MPa（選用八級(jí)精度）[3]。計(jì)算公式為：d1=*[KT1*(u+1)/(φd*u)*(ZEZHZε/[σ]H)2] T1=，T2=160000 。由表67 [3] 可知使用系數(shù)KA=。由圖68 [3] 按齒輪在兩軸承中間對(duì)稱布置，取Kβ=由表68 [3] 按齒面未硬化，直齒輪，8級(jí)精度，KAKt/b〈100N/m.,Kα=K1= KA* Kv1*Kβ*Kα=***=。初步確定節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=,重合度系數(shù)Zε=,由表69 [3]確定彈性系數(shù)ZE=。由圖622 [3]，查得接觸疲勞極限應(yīng)力為：σHlim1=850 MPa，σHlim2=600 MPa。小齒輪1的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60n1γth=*109。小齒輪3的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3=60n2γth=*108。由表611求得壽命系數(shù)為：ZN1=(109/N1)=（1/1。由表612 [3] 可知安全系數(shù)SH=。由以上可知：d1t=*[**106*（*）*（1**）2]1/3=d2t=[(**106*6/*5)*(1**)2]1/3=所以b=φd*d1t=*=b?=φd* d2t=*=現(xiàn)在取b1=60mm，b2=58mm，b3=90mm，b4=85mm。（強(qiáng)度足夠無需變位）m34=，m`=。變位后a`=200mm，cos?=（a/ a`）*cos20176。 [2*（x1+x2）/（Z3+Z4）]*tgα=x1+x2=[（Z3+Z4）/2]*（176。查閱621 [3] 可知x1=，x2=從上面的信息可知齒輪節(jié)圓的直徑：d`α=（cosα/ cos?）*d，d=mZ ， 由此算得d1=60mm，d2=258mm，d3=，d4= 。 由圖66 [3] ，查得Kv`=，Kv``=。Kα=，ZH=，由圖612 [3]，613可以推導(dǎo)出εa1/Z1=，εa2/Z2=Z1=20mm， Z2=86mm。εa=，Zε=。齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度合格。 對(duì)于圓柱齒輪傳動(dòng)，為了避免安裝時(shí)軸向錯(cuò)位，不能保證設(shè)計(jì)要求的輪齒，接觸寬度常將小齒輪寬度加大10mm,所以取小齒輪1為50mm,大齒輪2寬度為40mm。原假設(shè)合理。由圖614 [3]可知ZH=由圖612 [3]，613 [3]可以推導(dǎo)出εa3/Z3=，εa4/Z4=。εa3=，εa4=0810。k= KA* Kv``*Kβ*Kα=***=。齒輪完全合乎要求。 對(duì)于圓柱齒輪傳動(dòng)，為了避免安裝時(shí)軸向錯(cuò)位，不能保證設(shè)計(jì)要求的輪齒，接觸寬度常將小齒輪寬度加大10mm,小齒輪3寬度為90mm,大齒輪寬度為80mm（2）.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核首先我們對(duì)齒輪1，2的齒根彎曲強(qiáng)度進(jìn)行校核。由圖618 [3] 查得小齒輪的齒形系數(shù)YFa1=，大齒輪的齒形系數(shù)YFa2=。由圖620 [3] 可知重合度系數(shù)Yε=。從表613 [3] 可知壽命系數(shù)YN的計(jì)算公式Y(jié)N1=(3*106/N1)=YN2=(3*106/N2)=由圖625 [3] 查取尺寸系數(shù)，YX=1，由公式（614）[3]可知YsT=彎曲疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)SF從表612 [3] 可知SF=[σ]F1=300**1*2/=330MPa [σ]F2=280**1*2/= MPaYFa1YSa1/[σ]F1=*YFa2YSa2/[σ]F2=*由此我們應(yīng)選小齒輪來校核彎曲疲勞強(qiáng)度σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=（2***106***）/（50*60*3）= MPa〈[σ]F1由此可見該設(shè)計(jì)合理。公式為σF=2KT2YFaYSaYε/bd3m≤[σ]F。彎曲疲勞許用應(yīng)力：[σ]F=σFlimYNYXYsT/SF從圖624 [3] 可知σFlim3=300MPa，σFlim4=280 MPa。有關(guān)四個(gè)齒輪的有關(guān)數(shù)據(jù)表1基本參數(shù)d齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4分度圓直徑dd1=60mmd2=258mmd3=63mmd4=315mm不變位齒輪的中心距aa12=159mma34=189mm嚙合角α α=20176。實(shí)際中心距 a34=193mm嚙合角αcos20=176。此處省略=1300*tg20176。當(dāng)量彎矩由[3]可知α=。=[MC2+(aT)2]=MD180。由表25[3]，當(dāng)45鋼σB=590MPa時(shí)按表27[3]，以插值法得[σ1b]=54MPaσ`C= MC180。/= MPaσ`D= MD180。/= MPa由此可知本設(shè)計(jì)十分安全，所有截面都十分合格。因?yàn)镃，D兩點(diǎn)都受到了較大得應(yīng)力，應(yīng)力集中。由表25[3]查得45號(hào)鋼正火，回火處理時(shí)。（下面是計(jì)算公式及結(jié)果）WC=πdC3/32[bt(dCt)2/2dC]=WTC=πdC3/16[bt(dCt)2/2dC]=選用A型圓頭普通鍵：bh=87，L=40mmt=4mm，t`=彎曲應(yīng)力幅：σa=σ= MC/W=彎曲平均應(yīng)力：σm=0扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：τ=T 2/ WTC=切應(yīng)力幅和平均切應(yīng)力：τa=τm=τ/2=因?yàn)镈處沒有鍵槽由表可知：WD=πdD3/32=WTD=πdD3/16=彎曲應(yīng)力幅：σa=σ= MD/W= MPa彎曲平均應(yīng)力：σm=0扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：τ=T 2/