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T1=Td×i0×?1 N·m 电动机轴的输出转矩Td=9550
Pd =9550×3.25/1440=21.55 N· nm所以: Tm Ⅰ＝Td×i0×?1 =21.55×2.3×0.96=47.58 N·m TⅡ＝TⅠ×i1×?1×?2=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m TⅢ＝TⅡ×i2×?2×?3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m TⅣ=TⅢ×?3×?4=311.35×0.95×0.97=286.91 N·
?输出转矩：Tm Ⅰ×0.98=46.63 N·Ⅰ＝T?＝TⅡ×0.98=140.66 N·m TⅡ?＝TⅢ×0.98=305.12N·m TⅢ?＝TⅣ×0.98=281.17 N·m TⅣ运动和动力参数结果如下表 轴名 电动机轴 1轴 2轴 3轴 4轴 3.12 2.90 2.70 2.57 功率P KW 输入 输出 3.25 3.06 2.84 2.65 2.52 输入 47.58 143.53 311.35 286.91 转矩T Nm 输出 21.55 46.63 140.66 305.12 281.17 1440 626.09 193.24 82.93 82.93 转速r/min 5.设计Ｖ带和带轮
⑴ 确定计算功率
查课本P178表9-9得：KA?1.2
Pca?kA?P?1.2?4?4.8,式中
既电机的额定功率. ⑵ 选择带型号
为工作情况系数， p为传递的额定功率,
根据Pca?4.8，kA?1.3,查课本P152表8-8和P153表8-9选用带型为A型带． ⑶ 选取带轮基准直径dd1,dd2
查课本P145表8-3和P153表8-7得小带轮基准直径dd1?90mm，则大带轮基准直径dd2?i0?dd1?2.3?90?207mm,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查课本P153表8-7后取dd2?224mm。
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⑷ 验算带速v V??dd1nm60?1000???90?140060?1000?7.17m/s?35m/s 在5～25m/s范围内，Ｖ
带充分发挥。
⑸ 确定中心距a和带的基准长度
由于
(dd2?dd1)24a0
,所以初步选取中心距a：
a0?1.5(dd1?dd2)?1.5(90?224)?471，初定中心距a0?471mm，所以带长,
L?d=2a0??2(dd1?dd2)??1444.76mm.查课本P142表8-2选取基准长
度Ld?1400mm得实际中心距
Ld?L?da?a0??471?44.76/2?448.62mm
2取a?450mm
⑹ 验算小带轮包角?1
dd2?dd1180??162.94?，包角合适。 a??1?180??
⑺ 确定v带根数z
因dd1?90mm，带速v?6.79m/s，传动比i0?2.3,
查课本P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得p0?10.7.?p0?0.17. 查课本P142表8-2得KL=0.96.
查课本P154表8-8,并由内插值法得K?=0.96 由P154公式8-22得
Z?pca4.8??4.20
(p0??p0)?k?kl(1.07?0.17)?0.96?0.96故选Z=5根带。
⑻ 计算预紧力F0
查课本P145表8-4可得q?0.1kg/m,故: 单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为
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F0?500?Pca2.54.8?5002.5(?1)?qv2?(?1)?0.1?7.172?158.80N zvk?5?7.170.96⑼ 计算作用在轴上的压轴力Fp 利用P155公式8-24可得:
Fp?2z?F0sin?12?2?5?158.80?sin162.94?1570.43N 2
6.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
１．齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1） 齿轮材料及热处理
① 材料：高速级小齿轮选用45?钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=24
高速级大齿轮选用45?钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z2=i×Z1=3.24×24=77.76 取Z2=78. ② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
3d1t?2KtT1?d???u?1ZHZE2?() u[?H]确定各参数的值: ①试选Kt=1.6
查课本P215图10-30 选取区域系数 ZH=2.433 由课本P214图10-26 ??1?0.78 ??2?0.82
则???0.78?0.82?1.6
②由课本P202公式10-13计算应力值环数
N1=60n1jLh =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×109h
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N2= =4.45×108h #(3.25为齿数比,即3.25=
Z2) Z1③查课本P203 10-19图得：K??1=0.93 K??2=0.96 ④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得: [?H]1=
[?H]2=
KHN2?Hlim2=0.96×450=432 MPa SKHN1?Hlim1=0.93×550=511.5 MPa S许用接触应力
[?H]?([?H]1?[?H]2)/2?(511.5?432)/2?471.75MPa
⑤查课本由P198表10-6得：ZE =189.8MPa 由P201表10-7得: ?d=1
T=95.5×105×P1/n1=95.5×105×3.19/626.09
=4.86×104N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d1t
3d1t?32KtT1?d???u?1ZHZE2?() u[?H]=
2?1.6?4.86?1044.242.433?189.82??()?49.53mm
1?1.63.25471.75②计算圆周速度?
?d1tn13.14?49.53?626.09?1.62m/s ?60?100060?1000 ③计算齿宽b和模数mnt
??计算齿宽b
b=?d?d1t=49.53mm 计算摸数mn 初选螺旋角?=14?
mnt=
d1tcos?49.53?cos14??2.00mm Z124④计算齿宽与高之比bh
齿高h=2.25 mnt=2.25×2.00=4.50mm
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b =49.53 =11.01 h4.5⑤计算纵向重合度
??=0.318?d?1tan??0.318?1?24?tan14?=1.903
⑥计算载荷系数K 使用系数KA=1
根据v?1.62m/s,7级精度, 查课本由P192表10-8得 动载系数KV=1.07,
查课本由P194表10-4得KH?的计算公式: KH?=1.12?0.18(1?0.6?d) ??d+0.23×10?3×b =1.12+0.18(1+0.6?1) ×1+0.23×10?3×49.53=1.42 查课本由P195表10-13得: KF?=1.35 查课本由P193表10-3 得: KH?=KF?=1.2 故载荷系数:
K＝K K KH? KH? =1×1.07×1.2×1.42=1.82 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1=d1t3322K/Kt=49.53×
1.82=51.73mm 1.6⑧计算模数mn
mn=
d1cos?51.73?cos14??2.09mm Z1244. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
3mn≥
2KT1Y?cos2?YF?YS?() [?F]?dZ21?a⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩 确定齿数z
因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76 传动比误差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25 Δi＝0.032％5％，允许 ② 计算当量齿数
＝48.6kN·m