卷扬机的设计与计算
卷扬机设计计算说明书
哈尔滨工业大学（卷扬机动力总成设计计算说明书）院系专业年级设计者学号指导教师成绩2013年1月5日设计题目：设计卷扬机动力总成：见附录设计条件：1.载重=1600N；2.钢丝绳速=1.5m/s；3.卷筒直径=300mm；4.钢丝直径=3.5mm设计工作量：绘制出总装配图一张，标注有关尺寸，填写标题栏及零件明细表；编写设计计算说明书一份。
1.前期计算1.1输出功率：PW=F×V=1600×1.2÷1000=1.92 KW1.2求输入功率：经过查表得到各部件的传动效率：联轴器： 0.99带轮： 0.96链轮： 0.97球轴承： 0.99滚子轴承： 0.99卷筒： 0.97 这样可以算出总效率是η=0.994×0.992×0.97×0.96×0.97=0.850所以P（输入）=PW/η=2.26 KWP 需要 = K A P （输入）=2.94 KW1.3选电机经过查机械设计手册，选取合适的电机，选取的电机是型号为Y132S-6 的三相异步电机。
n 输出 =60v/（2πr ）=60×1.2/2π(150+1.75)×103=75.5r/min所以i 总 =960/75.5=12.7根据i 总 =i 低×i 而i 低和i 高 都在3~7之间， 取i 低=3 则i 高=4.232.带传动设计：带型选择表带轮直径选择表型号 额定功 率满载时 轴径 转动惯 量转速 电流 效率Y132S-63kw960r/mi n3.65A 79%380.0021kg.m 22.1确定直径：取小带轮是d1=100 mm，大带轮是d2=423 mm。
由上表圆整为450mm2.2 确定中心距：一般情况下 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2(dd1+dd2)所以 385mm≤a0≤1100mm取a=500mm2.3计算带长：Ld0 ≈2a+π/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a得出Ld0≈1925mm 由教材表8-2取 Ld0=2000mm2.4计算实际中心矩a及变动范围：a=a0+（Ld-Ld0）/2=537.5mm考虑到带轮的制造的误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出的中心矩的变动范围：amin=a-0.015Ld=507.5mmamax=a+0.03Ld=597.5mm2.5验算小带轮的包角α1：小带轮上的包角α1小于大带轮的包角α2.小带轮上的摩擦力相应地小于大带轮上的摩擦力。
卷扬机动力总成计算说明书
卷扬机设计说明书学院：机械工程学院班级：姓名：学号：2015年月日卷扬机动力总成计算说明书110.12(0.5050.06990140-zd z d +︒︒链轮齿的基本参数和尺寸：121.6 1.250.80.625180cot 1.040.76d p p d z p h z ⎫⎪⎭⎫+-+=-滚子链轴向齿廓尺寸：63.320.0162g K h h dd h d +<++<2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)为了满足半联轴器的轴向定位，1-2段轴的右端需要设计轴肩（其中d1-2=30mm），；半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm，故取l1-2=58mm。
由于此处无轴向力，因此采用深沟球轴承6308，内径为40mm,外径为90mm,轴承的宽度为23mm。
l3-4=40mm, V带轮的轮毂宽度为39mm，l取2~3mm，因此l4-5=36mm。
轴肩段l5-6=10mm，l6-7=46mm轴的直径d和d1,d3和d4,d4和d5形成的轴肩，直径的变化值要大些，根据经验公式d’=d+（3~4）C1可计算该处的直径差。
在d1和d2，d2和d3的直径差取1~3mm即可。
因此，轴的直径从左往右依次是d=32mm, d1=38mm, d2=40mm,d3=42mm,d4=48mm,d5=40mm3.轴上零件的周向定位与配合带轮和半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键连接。
查阅普通平键的参数表可知，半联轴器端平键的截面b*h=10*8，L=56mm,半联轴器与轴的配合为H7s6.带轮轴的平键截面为b*h=12*8，L=32mm. 为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为H7s6.滚动轴承与轴的定位由过度配合来保证的，此处选轴的直径的尺寸公差为m6。
4．确定轴上圆角及倒角尺寸参数书本15-2表格，取轴段的倒角为1.6*45°，各轴肩处的圆角半径为r=1.6mm5．求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。
卷扬机动力总成设计说明书
卷扬机动力总成设计说明书大神设计一卷扬机动力总成原始条件和数据：卷扬机两班制连续运转，使用期限3年，大修期半个月。
该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产。
钢丝绳速度允许误差为±5%。
钢丝绳绳速：1.1m/s卷筒直径：350mm钢丝绳直径：3mm方案如下图：目录一、输出功率计算…………………………………………………二、输入功率计算…………………………………………………三、选电机…………………………………………………………四、求总传动比……………………………………………………五、分配传动比……………………………………………………六、总结参数………………………………………………………七、带传动设计……………………………………………………八、链传动设计……………………………………………………九、Ⅱ轴结构设计…………………………………………………十、Ⅱ轴校核………………………………………………………十一、Ⅲ轴结构设计………………………………………………十二、Ⅲ轴校核……………………………………………………十三、轴承寿命校核………………………………………………十四、联轴器选型…………………………………………………十五、键的设计……………………………………………………十六、参考文献……………………………………………………3)计算实际中心距a中心距的变化范围为5.验算小带轮上的包角6.计算带的根数z1)计算单根v带的额定功率由和,查表得。
根据,i=5.61和A型带，查表得。
又查得,=1.03,于是2)计算V带的根数z取3根7.计算单根V带的初拉力的最小值查表得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以应使带的实际初拉力8.计算压轴力压轴力的最小值为9.带轮结构设计小带轮因为,故采用实心式；大带轮因为，故采用轮辐式。
z=3需传递的转矩为74.7N·m。
一般8级以上精度的链轮有定心精度要求，应选用平键连接。
机械设计课程设计--卷扬机设计
机械设计课程设计设计说明书设计题目卷扬机学校设计者班级学号指导老师2011年03月目录一、设计任务书二、传动方案拟定三、电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算四、高速级齿轮传动计算五、低速级齿轮传动计算六、齿轮传动参数表七、轴的结构设计八、轴的校核计算九、滚动轴承的选择与计算十、键联接选择及校核十一、联轴器的选择与校核十二、减速器附件的选择十三、润滑与密封·十四、设计小结十五、参考资料一.设计题目：原始数据：由于卷扬机起吊的重物为W=15KN,起吊为匀速提升，其提升速度为V=0.65m/s;卷筒与其制动装置（mm 550Φ）一起用离合器与减速器输出轴相联。
卷筒直径为（mm 400Φ）。
设卷筒效率97.0=η。
初定减速器的总效率为810.=总η。
所设计的减速器应为二级减速器。
选用弹性联轴器。
1.完成减速器装配图一张（A0）。
2.绘制箱座结构图一张（A1）。
3.绘制轴、齿轮零件图各一张（A2）。
4.编写设计计算说明书一份。
二. 电动机设计步骤 传动装置总体设计方案 本组设计数据：卷扬机工作拉力F = 10900 N 。
卷筒转速n= 31.05r/min, 卷筒直径D= 400 mm 。
1.外传动机构为联轴器传动。
2.减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。
3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。
轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。
减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。
但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。
原动机部分为YZR 系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
三．电动机的选择 1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用YZR 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V 。
卷扬机的设计与计算
第一部分 传动装置总体设计1.1 传动方案1.1.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。
本设计采用的是展开式两级直齿轮传动。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
第二部分 电动机的选择及传动比分配2.1电动机的选择2.1.1传动装置的总效率5423421ηηηηηη= 按表2-5查得各部分效率为：联轴器传动效率为99.01=η，滚动轴承效率（一对）99.02=η，闭式齿轮传动效率为97.03=η，联轴器效率为99.04=η，传动滚筒效率为96.05=η，代入得η=8504.096.099.097.099.099.024=⨯⨯⨯⨯2.1.2工作机所需的输入功率ηwd P P =，其中1000)(FVkw P W =所以=⨯⨯⨯=10008504.03.1106.13d P 2.45kw 使电动机的额定功率P ed ＝（1～1.3）P d ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 33KW 。
2.1.3确定电动机转速计算滚筒工作转速nin r D n w /14.594203.11000603.1100060=⨯⨯⨯=⨯⨯=ππ：由推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围：9~25，则总传动比的范围为，25~9'=i ,故电机的可选转速为：min /1479~53214.59)25~9(''r n i n w d=⨯== 2.1.4确定电动机型号根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有750r/min ，1000r/min ，1500r/min ，3000r/min ，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S - 6 ，满载转速 960r/min 。
机械设计课程设计--卷扬机设计
机械设计课程设计设计说明书设计题目卷扬机学校设计者班级学号指导老师2011年03月目录一、设计任务书二、传动方案拟定三、电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算四、高速级齿轮传动计算五、低速级齿轮传动计算六、齿轮传动参数表七、轴的结构设计八、轴的校核计算九、滚动轴承的选择与计算十、键联接选择及校核十一、联轴器的选择与校核十二、减速器附件的选择十三、润滑与密封·十四、设计小结十五、参考资料一.设计题目：原始数据：由于卷扬机起吊的重物为W=15KN,起吊为匀速提升，其提升速度为V=0.65m/s;卷筒与其制动装置（mm 550Φ）一起用离合器与减速器输出轴相联。
卷筒直径为（mm 400Φ）。
设卷筒效率97.0=η。
初定减速器的总效率为810.=总η。
所设计的减速器应为二级减速器。
选用弹性联轴器。
1.完成减速器装配图一张（A0）。
2.绘制箱座结构图一张（A1）。
3.绘制轴、齿轮零件图各一张（A2）。
4.编写设计计算说明书一份。
二. 电动机设计步骤 传动装置总体设计方案 本组设计数据：卷扬机工作拉力F = 10900 N 。
卷筒转速n= 31.05r/min, 卷筒直径D= 400 mm 。
1.外传动机构为联轴器传动。
2.减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。
3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。
轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。
减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。
但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。
原动机部分为YZR 系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
三．电动机的选择 1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用YZR 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V 。
毕业设计：卷扬机(绞盘)绞车毕业设计
绞车，用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备，又称卷扬机，可单独使用，也可作起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。
本次设计旨在以单卷筒行星齿轮传动调度绞车为依托，采用新的设计方法――三维实体设计来完成产品的设计。
三维实体设计（实体造型）是近年来发展起来的一种先进的设计方法，与传统设计方法相比较有许多优越性。
长期以来，传统的设计方法由于受到技术手段的限制，不得不放弃用直观感强的立体图来表达产品，而是遵循着一种工作量大、设计周期长的方式进行设计：三维构思-------平面图形---------三维产品，不仅使原本直观的立体抽象化了，而且耗费了大量的精力和时间。
因为在这样一个抽象思维和想象的环境中，既不符合由形象思维到抽象思维的认知规律，又不利于培养空间想象能力和创新设计能力。
而三维实体设计（实体造型）弥补了传统设计法的这种缺陷，在二维和三维空间中架起一座桥梁，让我们在三维空间中直接认知和感知三维实体，更加充分地发展和提高了设计师的空间想象能力及创新能力，为先进产品的开发提供了广阔而优越的设计平台。
本设计是应用以参数化为基础的CAD/CAE/CAM集成软件Pro/ENGINEER进行三维实体造型，来完成产品的零件、部件设计和整机的装配。
其最大的优点在于大大减少了设计师的工作量，从而加速了机械设计的过程。
另外，还可以对产品进行优化，使其结构更加合理，性能更加良好。
第一章方案评述绞车有手动、内燃机和电动机驱动几类。
①手动绞车的手柄回转的传动机构上装有停止器（棘轮和棘爪），可使重物保持在需要的位置。
装配或提升重物的手动绞车还应设置安全手柄和制动器。
手动绞车一般用在起重量小、设施条件较差或无电源的地方。
②内燃机驱动的绞车，在卷筒与内燃机之间装有离合器。
当离合器和卷筒轴上的制动器松开后，卷筒上的绳索处于无载状态，此时绳索一端可从卷筒上自由地拽出，以缩短再次提拉物件时的挂绳时间。
卷扬机的设计
卷扬机的设计摘要：本篇论文基于卷扬机的设计，分别从设计目的、设计过程、设计结果等方面进行详细说明，通过对文献资料和实验研究的分析，提出卷扬机设计中需要注意的问题，并给出相应的解决方案。
关键词：卷扬机；设计目的；设计过程；设计结果一、设计目的卷扬机是一种重要的机械设备，在许多工业生产领域都有广泛应用。
采用卷扬机可以方便地对重物进行搬运和升降，从而提高生产效率，降低工人劳动强度。
因此，本文旨在设计一种高效、可靠、安全的卷扬机，以满足工业生产的需求。
二、设计过程卷扬机的设计过程主要包括以下几个方面：1、选取合适的材料卷扬机通常需要处理较大的负载，因此需要使用高强度、高韧性的材料。
较为常用的材料有钢板、钢管、铝合金等。
经过对比试验，我们最终选择了钢板作为主要结构材料。
2、确定结构形式卷扬机主要由两个部分组成：卷绕器和电动机。
卷绕器是卷扬机的核心部件，其结构形式有多种。
经过分析比较，我们最终选择了环形卷绕结构，因为该结构紧凑、占用空间小、卷绕效果好。
3、选取适当的电动机电动机是卷扬机的驱动力源，需要根据卷扬机的负载量确定电动机的功率大小。
在实验过程中，我们先后测试了不同功率的电动机，并最终选择了2千瓦的电动机。
此外，还需要考虑到电动机的转速调节、电机制动和防漏电等问题。
4、设计安全保护装置在卷扬机的设计过程中，我们还需要考虑到安全问题。
为此，我们在电动机和卷绕器上分别安装了过载保护装置和停止装置，以避免设备在工作过程中出现故障或安全事故。
三、设计结果本文设计的卷扬机采用了环形卷绕结构，主要结构材料为钢板，电动机功率为2千瓦，安装了过载保护装置和停止装置等安全保护装置。
在实验中，该卷扬机能够满足工业生产的需求，具有搬运、升降效率高、安全可靠等优点。
四、结论本文对卷扬机的设计进行了详细说明，说明了卷扬机设计过程中需要注意的问题，给出了相应的解决方案。
本设计出来的卷扬机能够满足工业生产的需求，具有一定的推广价值。
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原技数1.1 传动方案1.1.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
1.1.2特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。
传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。
本设计采用的是展开式两级直齿轮传动。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
第二部分 电动机的选择及传动比分配2.1电动机的选择2.1.1传动装置的总效率5423421ηηηηηη= 按表2-5查得各部分效率为：联轴器传动效率为99.01=η，滚动轴承效率（一对）99.02=η，闭式齿轮传动效率为97.03=η，联轴器效率为99.04=η，传动滚筒效率为96.05=η，代入得η=8504.096.099.097.099.099.024=⨯⨯⨯⨯2.1.2工作机所需的输入功率ηwd P P =，其中1000)(FVkw P W =所以=⨯⨯⨯=10008504.03.1106.13d P 2.45kw 使电动机的额定功率P ed ＝（1～1.3）P d ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 33KW 。
2.1.3确定电动机转速计算滚筒工作转速nin r D n w /14.594203.11000603.1100060=⨯⨯⨯=⨯⨯=ππ：由推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围：9~25，则总传动比的范围为，25~9'=i ,故电机的可选转速为：min /1479~53214.59)25~9(''r n i n w d =⨯==2.1.4确定电动机型号根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有750r/min ，1000r/min ，1500r/min ，3000r/min ，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S - 6 ，满载转速 960r/min 。
其主要性能：额定功率：3KW ，满载转速960r/min ，额定转矩2.0。
2.2 计算总传动比及分配各级的传动比2.2.1总传动比：i a =960/59.14=16.23 2.2.2分配各级传动比根据指导书，减速器的传动比i 为i=90.15371.4701==i i a 取两级援助齿轮减速器高速级的传动比718.490.154.14.112=⨯==i i则低速级的传动比为376.371.490.151223===i i i2.3运动参数及动力参数计算2.3.1 电动机轴 KW P P d 45.20==m in /9700r n n m == m N m N T •=•=67.5997006.695500 2.3.2 Ⅰ轴（高速轴）KW P P 81.596.006.6101=⨯==ηm N n P T r i n n •=⨯=====78.17132381.595509550min /323397011101012.3.3 Ⅱ轴（中间轴）m N n P T r i n n KW P P •=⨯======⨯⨯=⨯⨯=9.774.6858.595509550min /4.68718.432358.597.099.081.522212123212ηη2.3.4 Ⅲ轴（低速轴）m n P T r i n n KW P P •=⨯======⨯⨯=⨯⨯=20.254908.2036.595509550min /08.20376.348.6836.597.099.058.533323233223ηη2.3.5 Ⅳ轴（滚筒轴）m N n P T r n n KW P P •=⨯=====⨯⨯=⨯⨯=9.249608.2025.595509550min /08.2025.599.099.036.5444343234ηη各轴运动和动力参数如下表三、V 带设计3.1 确定皮带轮3.1.1 确定计算功率ca P 。
由表8-7查得工作情况系数2..1=A K ;故KW P K P A ca 27.706.62.1=⨯==3.1.2选取v 带带型。
根据ca P 、1n 由图8-11选用A 型。
确定带轮的基本直径1d d 并验算带速v 。
3.1.3初选小带轮的基准直径1d d 。
由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径mm d d 1801=；验算带速v ；按式8-13验算带的速度s m n d v d /14.910006097018014.310006011=⨯⨯⨯=⨯=π；因为5m/s<v<30m/s,故带速合适；计算带轮的基准直径；根据式8-15a ，计算大带轮的基准直径mm id d d d 540180312=⨯==；根据表8-8取540mm.3.2确定v 带的中心距和基准长度d L根据式8-20()()d d a d d a a a a 2102127.0+≤≤+14405040≤≤a 取mma 7000=，初定中心距mm a 7000=。
由式8-22计算带所需的基准长度()()()mm a d d d d a L d d d d 78.25467004180540540180214.370024)(2222122100=⨯-+++⨯=-+++≈π由表8-2选带的基准长度2500mm 。
按式8-23计算实际中心距a 。
mm L L a a d d 720225002546700200≈-+=-+≈；由式8-24 mm mm a L ad 795)250003.0720(03.0max=⨯+=+=mm mm a L a d 683)2500015.0720(015.0min =⨯-=-=得中心距的变化范围为683-795mm 。
3.3 验算小带轮上的包角()()00000121908.1385003.571805401803.57180≥≈--=--≈a d d d d α。
3.4 计算带的根数z计算单个v 带的额定功率r P 。
由m in /970n 18011r mm d d ==和，查表8-4a 得KW P 30.20=。
根据KW P A i r n 12.0b 483m in,/97001=∆-==得型带，查表和 查表8-5得89.0=αK ，表8-2得09.1=L K ，于是()KW K K P P P L r 35.209.189.012.030.2)(0=⨯⨯+=••∆+=α计算v 带的根数z09.335.227.7===r ca P P z ，圆整为4。
3.5 计算单根v 带初拉力的最小值()min 0F由表8-3得A 型带的单位长度质量q=0.1Kg/m,所以()()()Nqv zvK P K F ca 3.25914.91.014.9489.027.789.05.27005.270022min 0=⨯+⨯⨯⨯-=+-=αα 应使带的初拉力min 00)(F F >3.6计算压轴力p F压轴力的最小值为N F z F p 194128.138sin 3.259422sin )(2)(1min 0min=⨯⨯⨯==οα第四部分 齿轮的设计4.1高速级齿轮传动的设计计算4.1.1选择齿轮材料及精度等级由于速度不高，故选取7级精度的齿轮，小齿轮的材料为40Cr （调质），硬度为250HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。
选取高速级中的小齿轮齿数为23，则大齿轮的齿数为33.10871.423=⨯，圆整为108。
4.1.2按齿面接触强度设计由（10-9a ）：[]3211132.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛±•⨯≥H E d t Z u u KT d σφ 4.1.2.1试选载荷系数3.1=t K 4.1.2.2计算小齿轮转矩m N n P T •⨯=⨯⨯=⨯=55115110718.132381.5105.95105.954.1.2.3由表10-7选取齿宽系数1=d φ4.1.2.4由表10-6查的材料的弹性影响系数218.189MPa Z E = 4.1.2.5 由图10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa HLim 6001=σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa HLim 5502=σ4.1.2.6 由10-13计算应力循环次数81110216.9)1030082(13236060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N ；88210047.2376.310912.6⨯=⨯=N4.1.2.7由图10-19取接触疲劳寿命系数90.01=HN K ；95.02=HN K 。
4.1.2.8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得[][]MPaSK MPaSK HN H HN H 5.52255095.05406009.02lim 221lim 11=⨯===⨯==σσσσ4.1.3计算试算小齿轮分度圆直径1t d ，代入[]H σ中的较小的值[]mm Z u u T K d H E d t t 64.765.5228.189718.4718.51107184.13.132.2132.23253211=⎪⎭⎫ ⎝⎛•⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±•⨯≥σφ4.1.3.1计算圆周速度vs m n d v t /28.110006032364.7614.310006011=⨯⨯⨯=⨯=π4.1.3.2计算齿宽bmm d d b t 64.7664.7611=⨯=•=φ4.1.3.3计算齿宽与齿高之比hb模数：mm z d m t t 33.32364.7611===；齿高：mm m h t 493.733.325.225.2=⨯==；228.10493.764.76==h b 4.1.3.4计算载荷系数根据s m v /55.13=，7级精度，由图10-8查得动载系数2.1=v K ；直齿轮，1==ααF H K K ；由表10-2查得使用系数1=A K ；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，421.1=βH K ；由48.11310421.1,228.10=-==ββF H K K hb得查图;故载荷系数705.1421.112.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K4.1.3.5按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径由式10-10a 得mm K K d d t t 89.833.1705.164.763311=⨯== 4.1.3.6计算模数mm z d m 33.32364.7611===， 4.1.4 按齿根弯曲强度设计4.1.4.1由式(10—17)m ≥[]321·2FSaFa d Y Y z KTY σφβ4.1.4.2确定计算参数由图10-20C 查的小齿轮的弯曲疲劳强度是;5001MPa FE =δ大齿轮的弯曲强度极限是a 3802MP FE =δ;4.1.4.3计算弯曲疲劳许应力由图10-18取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.02==FN FNA K K取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得[F σ]1=a FE FN MP S K 57.3034.150085.011=⨯=σ[F σ]2=a FF FN MP S K 86.2384.138088.022=⨯=σ4.1.4.4计算载荷系数K ＝K K KK=1×1.2×1×1.35＝1.62d ） 查取齿型系数由表10－5查得226.2;65.221==Fa Fa Y Y e ）查取应力校正系数由表10－5查得Y 58.11=Ss ；Y =2Sa 1.798 f ）计算大、小齿轮的[]FSaFa Y Y σ并加以比较 []111F Sa Fa Y Y σ=57.30358.165.2⨯=0.01379 []222F Sa Fa Y Y σ=86.238764.12262.2⨯=0.01644 大齿轮的数值大。