1、1. 按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機2. 工作裝置所需功率：Pw=Fw·Vw/(1000yw)=3400·0.72/1000·0.94=2.6KW3. P0=Pw/y(y是電機軸到卷桶的傳動裝置總效率)Y=0.96·0.97·0.995·0.995·0.98=0.9P0=2.9KW4. 工作軸轉速：nw=6x10000/(3.14D)=60000/(3.14x430)=44.4r/min5. 選電動機：選同步轉速1440r/min,額定功率3KW的Y系列三相異步電動機電機型號是Y13

2、2M-26. 排速比：總速比i總=1440/44.4=32.4 鏈傳動推薦單級傳動比25 圓柱斜齒輪推薦單級傳動比23 初定i鏈=2 I齒1=I齒2=47.計算各軸轉速：nI=1440r/min nII=360r/min nIII=90r/min n工作=45r/min8.計算各軸轉矩:TI=9550P/nI=20N·m TII=9550P/nII=79.6N·m TIII=9550P/nIII=318N·m T工作=9550P/n工作=640.9N·m9.估算軸徑；各軸選材料45鋼，調質處理 僅估算低速軸（其余軸轉矩小，只需不比低速軸細即安全） 10高

3、速級斜齒圓柱齒輪的設計計算：有以上計算得，輸入功率Pi=3kw,小齒輪轉速n1=360r/min齒數比u=2.選精度等級、材料及齒數 1） 材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2） 精度等級選用7級精度； 3） 試選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=z1*u=24*2.3=56取Z282齒輪； 2按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算 按式（1021）試算，即 dt 確定公式內的各計算數值 （1） 試選Kt=1.5(2)計算小齒輪的轉矩

4、。T1=5.81076*104NM.（3） 由表107選取尺寬系數d=1 （4） 由表106查得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa （5） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=650MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2=550MPa； （6） 由式1013計算應力循環次數 （8年，每天兩班制，1年按300天計算） N1=60n1jLh=60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09055×108 N2=N1/u=1.09055×108/3.678=2.965×

5、;107（7） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數KHN10.948；KHN20.99 （8） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數S1，由式（1012）得 H=10.948×650MPa616.2MPa H20.99×550MPa544.5MPa = (H+ H)/2=(616.2+544.5)/2=580.36Mpa2） 計算 （1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t d1t = 43.469mm（2） 計算圓周速度 v= = =1.0733m/s （3） 計算齒寬b及其模數mnt b=d*d1t=1×43.469mm=43.469mmmnt1.7574h=

6、2.25mnt=2.25*1.7574mm=3.9542mmb/h=43.469/3.9542=10.993(4)計算重合度。（5） 計算載荷系數K 已知載荷平穩，所以取KA=1 根據v=1.0773m/s,7級精度，由108查得動載系數KV=1.05； KH=KH=1 查表10-2得 KA=1.0、查表10-4，用插值法查的7級精度，小齒輪相對支撐為非對稱布置時KH=1.418由b/h=10.993, KH=1.418插圖10-13得KF=1.38固載荷系數為： K=KAKVKHKH=1×1.05×1×1.418=1.6378（6） 按實際的載荷系數校正所得的分

7、度圓直徑，由式（1010a）得 （取kt=1.2-1.4） d1= =44.7613mm （7） 計算模數mn mn =3按齒根彎曲強度設計 由式m 1） 確定計算參數由圖10-20c，查得小齒輪的彎曲疲勞輕度極限FE1=550mpa,大齒輪FE2=400mpa。由圖10-18取疲勞壽命系數KFN1=0.92,KFN2=0.98 (3)查表10-28得螺旋角影響系數.根據。（4）計算當量齒數 （5）計算彎曲疲勞許用應力 取S=1.4 F1= =361.429Mpa F2= =280Mpa (4) 計算載荷系數 K=KAKVKFKF=1×1.05×1.1×1.38=

8、1.5939（5） 查取齒型系數 由表105查得YFa1=2.6；Yfa2=12.186（6） 查取應力校正系數 由表105查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.787（7） 計算大小齒輪的并加以比較=0.01147=0.01395 大齒輪的數值大。 2） 設計計算 mn=1.3005mm就近圓整為標準值（第一系列）為mn=1.5 分度圓直徑d1=44.7613mm則z1 =d1cos/mn=44.7613*cos140/1.5=28.954，取z1=28 z2=u*z1=3.678*24=106.662取107齒4幾何尺寸計算 (1)計算中心距a= =105.123mm將中心距圓整為105

9、mm(2)按圓整后的 中心距修正螺旋角。因值改變不多，故參數等不必修正。（3）計算大小齒輪的分度圓直徑。d1=z1 mn /cos=29*1.5/cos1304345”=44.781mmd 2=z2mn/ cos=107*1.5/ cos1304345”=165.225mm(4)計算齒寬1*44.781=44.781mm圓整后取B2=45mm,B1=50mm.11低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算：有以上計算得，輸入功率Pi=2.766kw,小齒輪轉速n1=128.693r/min齒數比u=i12=3.選精度等級、材料及齒數 1） 材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS

10、，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2） 精度等級選用7級精度； 3） 試選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=z1*u=24*3=72取Z72齒輪； 2按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算 按式（1021）試算，即 dt 確定公式內的各計算數值 （1） 試選Kt=1.5(2)計算小齒輪的轉矩。T1=2.0526*105NM.（3） 由表107選取尺寬系數d=1 （4） 由表106查得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa （5） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=650M

11、Pa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2=550MPa； （6） 由式1013計算應力循環次數 （8年，每天兩班制，1年按300天計算）N1=60n1jLh=60×128.69×1×（2×8×300×8）=2.965×108N2=N1/u=2.965×108/3=9.883×107（7） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數KHN10.972；KHN20.99 （8） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數S1，由式（1012）得 H=10.972×650MPa631.8MPa H20.99

12、×550MPa544.5MPa = (H1+ H2)/2=(631.8+544.5)/2=587.75Mpa2） 計算 （1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t d1t = 55.974mm（2） 計算圓周速度 v= = =0.3772m/s （3） 計算齒寬b及其模數mnt b=d*d1t=1×55.974mm=43.469mm mnt2.263h=2.25mnt=2.25*2.263mm=5.0917mmb/h=55.974/5.0917=10.993(4)計算重合度。（5） 計算載荷系數K 已知載荷平穩，所以取KA=1 根據v=0.3772m/s,7級精度，由圖108查得動

13、載系數KV=1.03； KH=KH=1.1 查表10-4，用插值法查的7級精度，小齒輪相對支撐為非對稱布置時由b/h=10.993, KH=1.4206插圖10-13得KF=1.399固載荷系數為： K=KAKVKHKH=1×1.03×1.1×1.42.6=1.6095（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 （取kt=1.2-1.4） d1= =57.303mm （7） 計算模數mn mn =3按齒根彎曲強度設計 由式m 1） 確定計算參數1.由圖10-20c，查得小齒輪的彎曲疲勞輕度極限FE1=550mpa,大齒輪FE2=400mpa

14、。2.由圖10-18取疲勞壽命系數KFN1=0.969,KFN2=1 3.查表10-28得螺旋角影響系數.根據。4 計算當量齒數 （5）計算彎曲疲勞許用應力 取S=1.4 F1= =380.679Mpa F2= =285.714Mpa 5 計算載荷系數 K=KAKVKFKF=1×1.03×1.1×1.399=1.585（6） 查取齒型系數 由表105查得YFa1=2.6；Yfa2=2.236（7） 查取應力校正系數 由表105查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.734（8） 計算大小齒輪的并加以比較=0.01089=0.01357 大齒輪的數值大。 2） 設計

15、計算 mn=1.982mm就近圓整為標準值（第一系列）為mn=2 分度圓直徑d1=57.303mm則z1 =d1cos/mn=57.303*cos140/2=27.8，取z1=31 z2=u*z1=3*31=93取93齒4幾何尺寸計算 (1)計算中心距a= =127.8mm將中心距圓整為128mm(2)按圓整后的 中心距修正螺旋角。因值改變不多，故參數等不必修正。（3）計算大小齒輪的分度圓直徑。d1=z1 mn /cos=31*2/cos1402141”=64mmd 2=z2mn/ cos=93*2/ cos1402141”=192.010mm(4)計算齒寬1*64=64mm圓整后取B2=65

16、mm,B1=70mm.12.鏈傳動設計小鏈輪齒數（自定）Z1=23傳動比i=3大鏈輪齒數Z2=23x2=46(2)選取鏈節距初定中心距 =32p鏈節數 = 136傳動功率(根據機械零件)鏈節距 根據 由機械零件圖14.17查出選用08A滾子鏈 取p=12.7mm(3) 確定實際中心距中心距 =412mm(4)計算作用軸上載荷鏈速有效拉力軸上載荷 （是08A單排鏈極限位伸載荷）故此鏈輪為單排式結構(5)鏈輪直徑大鏈輪直徑小鏈輪直徑(6)頂潤滑方式潤滑方式 根據v , p可查出是油浴潤滑根據機械零件鏈傳動的傳動功率一般小于100kw，速度小于15m/s，傳動比小于8。選用此08A單排滾子鏈輪輸入功

17、率為1.7kw,速度為0.08m/s,傳動比為7.5。故合格。（二）、軸的強度校核1、齒輪的力分析計算： III軸：圓周力Ft =徑向力Fr =軸向力 2、各力方向判斷如下圖：3、支座反力分析：（1）、定跨距測得：；（2）、水平反力：（3）、垂直反力： 4、當量彎矩：（1）、水平彎矩：（2）、垂直面彎距：（3）、合成彎矩：當轉矩T=300000N；取得：當量彎矩： 5、校核強度：按扭合成應力校核軸的強度。由軸的結構簡圖及當量彎矩圖可知截面C處當量彎矩最大，是軸的危險截面。進行校核時，只校核軸上承受最大當量彎矩的截面的強度，則由1P339得軸的強度校核公式12-3 其中： 因為軸的直徑為d=45mm的實心圓軸，故取 因為軸的材料為45鋼、調質處理查1P330取軸的許用彎曲應力為：=60Mpa 6、結論： 故軸強度足夠、安全。（三）、滾動軸承、根據軸