【正文】 C*C))/(BC))。elsep3=t2。P1=p1*k。P3=p3*k。W3=a*sin(p1p2)*W1/(c*sin(p3p2))。E3=(a*W1*W1*cos(p1p2)+b*W2*W2c*W3*W3*cos(p3p2))/(c*sin(p3p2))。原動機采用三相異步異步電機（Y系列）。根據(jù)文獻[3]中表102選用Y132S6型三相異步電機。根據(jù)文獻[3]中表24和表25和相關(guān)公式選取傳動比，取對于開式齒輪，所以取計算傳動比誤差，在誤差范圍內(nèi)，設(shè)計可用。m)傳動比i效率電機軸9601Ⅰ軸96040*Ⅱ軸24*Ⅲ軸3*Ⅳ軸工作機軸1*已知：蝸桿轉(zhuǎn)速，輸入功率，輸入轉(zhuǎn)矩，傳動比為40。查文獻[1]中表192取，圓周速度 蝸桿分度圓柱導(dǎo)程角 滑動速度 由于，故選取可用，蝸輪材料選取ZCuSn10Pb1砂型鑄造可用由文獻[1]表1912可知，時，當量摩擦角嚙合效率 軸承效率 攪油效率 蝸桿傳動的效率與初定效率相近，前確定的參數(shù)可用中心距 分度圓直徑 與初設(shè)相符合 蝸桿頂圓直徑 蝸輪喉圓直徑 由文獻[1]可知 蝸輪當量齒數(shù) 由文獻[1]表1910選取蝸輪齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù) 故由文獻[1]表1911確定許用彎曲應(yīng)力蝸輪材料為ZCuSn10Pb1,單側(cè)工作,砂型鑄造,取則 。設(shè)計為開式齒輪，則兩齒輪設(shè)計時應(yīng)首先按輪齒的抗彎曲疲勞強度條件，計算齒輪的分度圓直徑及其主要幾何參數(shù)，再校核齒面接觸疲勞強度,開式傳動主要失效形式是齒面磨粒磨損和齒輪的彎曲疲勞折斷，因此，開式齒輪不必進行齒面靜強度校驗。由文獻[1]式（1831）因為是開式齒輪，磨損較嚴重，模數(shù)要適當增大（10%20%）所以，取mm（5）確定中心距、模數(shù)等主要幾何參數(shù)中心距 取圓整螺旋角分度圓直徑 初估小齒輪直徑，基本接近，參數(shù)可用。設(shè)計為開式錐齒輪 ，兩齒輪均采用硬齒面，則兩齒輪設(shè)計時應(yīng)按輪齒的抗彎曲疲勞強度條件，計算齒輪的分度圓直徑及其主要幾何參數(shù)，再校核齒面接觸疲勞強度。（2）初選齒數(shù) 取小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)（3）齒數(shù)比驗算傳動比誤差，允許（4）選擇齒寬系數(shù) 參照文獻[1]，取齒寬系數(shù)初估小齒輪平均直徑， 齒輪圓周速度參照文獻[1]表183，選擇精度等級8級（5）小齒輪轉(zhuǎn)矩（6）確定載荷系數(shù)由已知條件查文獻[1]表187，取使用系數(shù)由文獻[1]圖1814，取動載系數(shù)由文獻[1]，由于兩端都是懸臂，則齒向載荷分布系數(shù)，取由文獻[1]式（1846）得（1）求許用彎曲應(yīng)力總工作時間彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，因工作時載荷平穩(wěn)，由文獻[1]式（1817）由文獻[1]圖1825，取壽命系數(shù)，由文獻[1]圖189，取極限應(yīng)力由文獻[1]圖1826，初估，取尺寸系數(shù) 由文獻[1]表1811，取安全因數(shù) （2）齒形系數(shù)、由文獻[1]圖1823，取，（3）應(yīng)力修正系數(shù)、 由文獻[1]圖1824，取，（4）求所需模數(shù)m由于所以，取進行計算。（5）確定中心距、模數(shù)等主要幾何參數(shù)分度圓直徑 初估齒輪圓周速度取8級精度可用（1）彈性系數(shù)由文獻[1]表（189）（2）節(jié)點區(qū)域系數(shù)（3）求許用接觸應(yīng)力查文獻[1]由表1811,取安全因數(shù)由文獻[1]圖1813，取極限應(yīng)力由文獻[1]圖1817,取壽命系數(shù)（4）齒面接觸疲勞強度五．減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計初選蝸桿軸的材料為45鋼，由文獻[1]表（203）查得C=118106，由轉(zhuǎn)矩估算最小軸徑，因設(shè)計中有單鍵槽，軸頸增大5%7%，由文獻[1]式（203），按條件取C=118，軸頸增大6%。由此可選定，初選軸承可用。查文獻[2]中按聯(lián)軸器標準尺寸系列，取軸段（2）的長度由減速器結(jié)構(gòu)尺寸確定軸段（3）的長度應(yīng)與軸承寬度基本相等。軸段（4）的長度可按軸環(huán)的經(jīng)驗尺寸來確定，即 ，取軸段（5）的長度由減速器結(jié)構(gòu)確定軸段（6）的長度與軸段（4）相同軸段（7）的長度與軸段（3）相同 初選蝸輪軸的材料為45鋼，由文獻[1]，查得C=118106，由轉(zhuǎn)矩估算最小軸徑，由文獻[1]查得公式 由于軸段有兩個鍵槽，軸徑應(yīng)增大（10%15%），故 初選蝸輪軸軸承型號30213，圓錐滾子軸承，內(nèi)徑 軸段（1）估算軸徑為52mm，因其與開式齒輪有配合關(guān)系，故按標準尺寸系列選取軸段（1）的直徑 軸段（1）、（2）間為定位軸肩，故軸肩高度 取h=5mm，則 軸段（3）為軸徑，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑標準，且因軸段（2）、（3）間的軸肩是為便于軸承安裝而設(shè)置的非定位軸肩，故不宜比大太多。 軸段（6）與軸段（3）作用相同，故取相同直徑軸段（1）的長度取決于聯(lián)軸器，所以確定軸段（1）的長度軸段（2）的長度由減速器的結(jié)構(gòu)位置尺寸確定軸段（3）的長度由軸承寬度決定，查文獻[4]，30213圓錐滾子軸承寬度B=23mm，考慮到由擋油環(huán)軸向固定軸承軸段（3）不應(yīng)與軸段（4）左端面接觸軸段（4）長度應(yīng)比齒輪輪轂寬度略小些，輪轂寬度取軸段（5）的長度可按可按軸環(huán)的經(jīng)驗尺寸來確定，即，取軸段（6）與軸段（3）相等初選圓錐滾子軸承，型號30213，查文獻[4]的有關(guān)參數(shù) 畫軸的空間受力簡圖將齒輪所受載荷化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上軸的支點反力也簡化為集中力通過軸承載荷中心作用于軸上（圖見第頁），求出作用在軸上的載荷蝸輪切向力 蝸輪軸向力 蝸輪徑向力 垂直平面內(nèi)軸承反力 水平平面內(nèi)軸承反力 輪轂中截面為危險截面垂直平面彎矩 水平平面彎矩截面左側(cè) 截面右側(cè) ，作出合成彎矩圖（圖見第頁）截面左側(cè) 截面右側(cè) 根據(jù)已知條件，轉(zhuǎn)矩T=，并確定危險截面已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻[1]查得，根據(jù)工作條件，軸的轉(zhuǎn)矩可按脈動循環(huán)考慮，即，則 截面左側(cè) 截面右側(cè) 因齒輪輪轂中截面有鍵槽，最小軸徑應(yīng)增大5%7%，且，應(yīng)按前者計算最小軸徑 由于，設(shè)計可用，強度可靠。取查文獻[1]，有 壽命高于10年，故滿足壽命要求由于載荷較平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速適中，故不必校核靜強度。（2）強度驗算因是靜連接，故只驗算擠壓強度，由文獻[1]中式（153）式中 故 由文獻[1]表151，該鍵承受靜載荷故選取許用擠壓應(yīng)力為，因故滿足強度要求 （1）確定鍵的類型和尺寸減速器的使用要求一定的對中性。由文獻[4]查得當軸徑時，鍵寬b=20mm、鍵高h=12mm，參照帶輪輪轂寬度及普通平鍵的長度系列，取鍵長L=90mm（2）強度驗算因是靜連接，故只驗算擠壓強度，由文獻[1]中式（153）式中 故 由文獻[1]表151，該鍵承受靜載荷故選取許用擠壓應(yīng)力為，因故滿足強度要求（1）確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接，選用A型普通平鍵由文獻[4]查得當軸徑時，鍵寬b=16mm、鍵高h=10mm，參照聯(lián)軸器及普通平鍵的長度系列，取鍵長L=70mm（2）強度驗算因是靜連接，故只驗算擠壓強度，由文獻[1]中式（153） 式中 故 由文獻[1]表151，該鍵承受靜載荷故選取許用擠壓應(yīng)力為，因，故滿足強度要求 已知，電機外形和安裝尺寸 由工作條件和上述尺寸，選擇YL7型凸緣