钢丝绳电动葫芦的技术毕业论文.doc

河南理工大学高等职业学院毕业设计说明书钢丝绳电动葫芦的技术毕业论文目录摘要I1 绪论11.1 概述11.2 钢丝绳电动葫芦的技术现状和发展方向41.2.1 CD1型钢丝绳电动葫芦存在的问题41.2.2 国内钢丝绳电动葫芦发展方向52 机构工作级别72.1 机构利用等级72.2 机构载荷状态72.3 机构工作级别73 确定传动方案、选择滑轮和吊钩组83.1 传动方案83.2 吊钩组83.2.1 吊钩横梁的计算93.2.2 滑轮轴的计算93.2.3 拉板的计算103.3.3 滑轮114 钢丝绳的选用13 4.1 钢丝绳的选择134.2 钢丝绳直径的计算134.3 钢丝绳的安装144.4 钢丝绳的维护保养164.5 钢丝绳失效分析174.6 钢丝绳端的固定和连接195 卷筒的设计215.1 卷筒的构造215.2 卷筒主要尺寸的确定215.2.1 卷筒的直径215.2.2 卷筒的绳槽尺寸225.2.3 卷筒的长度225.2.4 卷筒壁厚235.3 卷筒校核235.4 卷筒转速256 电动机的选择和校验266.1 电动机的选择266.2 电动机的校验276.2.1 电动机过载校验276.2.2 电动机发热校验277 减速器的设计297.1 起升机构的传动比297.2 联轴器的选择297.3 分配减速器的各级减速比307.4 传动装置的运动和动力参数307.5 传动件的设计计算317.5.1 第一级齿轮传动的设计计算327.5.2 第二级齿轮传动的设计计算367.5.3 第三级齿轮传动的设计计算407.6 轴的设计和校核447.6.1 减速器高速轴1的设计447.6.2 减速器中间轴2的设计477.6.3 减速器低速轴3的设计497.6.4 空心轴的的设计527.7 滚动轴承的选择与寿命计算567.7.1 减速器高速轴滚动轴承的选择与寿命计算567.7.2 减速器中间轴滚动轴承的选择与寿命计算577.7.3 减速器底速轴滚动轴承的选择与寿命计算587.7.4 空心轴上轴承的选择与验算587.8 键联接的选择和验算597.8.1联轴器与高速轴轴伸的键连接597.8.2直齿圆柱齿轮与中间轴2的键连接607.8.3直齿圆柱齿轮与中间轴3的键连接607.8.4直齿圆柱齿轮与空心轴的键连接607.8.5卷筒毂与空心轴的键连接618 验算启动、制动时间628.1 启动时间验算628.2 制动时间验算63结论64致谢65参考文献66621 绪论1.1 概述 起重机械是用来对物料进行起重、运输、装卸和作业的机械。它可以完成靠人力所无法完成的物料搬运工作，减轻人们的体力劳动提高劳动生产率，已经在国民经济的多个领域得到了广泛的应用。它是一种循环的，间歇动作的，短程搬运物料的机械。一个工作循环一般包括上料，运送，卸料和回到原位的过程。在循环与循环之间一般有短暂的停歇。起重机工作的时候各机构通常是处于启动，制动以及正向，反向等相互交替的运动状态之中。 起重机械的种类很多，通常按用途和构造特征来对其进行分类。按用途来分的话，可以分为通用起重机，建筑起重机，冶金起重机，铁路起重机，造船起重机，甲板起重机等等。按构造特征来分的话，可以分为轻小型起重机，桥式起重机，臂架式起重机，固定式起重机和运行式起重机。 我们所改进设计的电动葫芦属于轻小型起重机械，它主要配合单梁桥式或门式起重机来组成一个完整的起重机械。然而随着时代的发展，电动葫芦也开始向大起重量，大提升高度发展，其结构形式也在不断的更新，从而使电动葫芦的品种和应用范围日益扩大。 1.3 国内钢丝绳电动葫芦的技术现状和发展方向 钢丝绳电动葫芦作为一种轻小型起重设备，广泛用于国民经济各个领域，而国内钢丝绳电动葫芦的发展却比较缓慢。上世纪60年代到70年代初，我国从前苏联引进了TV型钢丝绳电动葫芦，70年代初我国自行设计了CD1型钢丝绳电动葫芦取代TV型钢丝绳电动葫芦至目前为止CD1型钢丝绳电动葫芦在国内生产制造、使用已达30多年的历史。其间，曾有一些厂家引进国外先进的生产制造技术，但均未获得广泛的推广应用。 钢丝绳电动葫芦技术水平在国内发展迟缓，其原因是多方面的：1) 国内钢丝绳电动葫芦企业生产、制造水平及配套的机械、电气及标准件技术基础较低；2) 近20年来国内经济体制由计划经济转向市场经济，许多国营企业在转制初期不可能将大量的资金投入到产品开发上；3) CD1型钢丝绳电动葫芦目前仍有一定的市场占有率。 然而，随着技术的成熟完善和用户对产品的性价比的越来越挑剔，国内钢丝绳电动葫芦已开始不再适应人们的要求。1.3.1 CD1型钢丝绳电动葫芦存在的问题1. 系列化问题、品种少、规格不齐：CD1型钢丝绳电动葫芦起重量只有0.5 t、1t、2t、3 t、5t、10t，6种，起升高度的覆盖范围为6-30m。起升速度：1-5t单速为8m/min，双速为8/0.8m/min，10t单速7m/min。双速为7/0.7m/min。 2. 工作级别：CD1型钢丝绳电动葫芦没有进行工作级别的划分，不适应实际使用工况，多数情况下造成使用不合理。按新的工作级别划分规则，CD1型钢丝绳电动葫芦的工作级别为M3，而国外的钢丝绳电动葫芦能适应的工作级别范围为M3，M6。 3. 基型的变换：CD1型钢丝绳电动葫芦滑轮组结构形式及倍率单一(0.5t-5t滑轮组倍率为2/1；10t倍率为4/2)。安装方式只有悬挂和固定式2种，变化少，可开发功能低。而国外钢丝绳电动葫芦滑轮组结构及倍率组合方式多样，安装方式除悬挂与固定式外，还有低净空安装、双吊点形式及其他特殊用途的钢丝绳电动葫芦。而CD1型钢丝绳电动葫芦在这些方面基本是空白。4. 结构设计：CD1型钢丝绳电动葫芦的结构设计虽然较TV型钢丝绳电动葫芦有了较大改进，但其外形美观性差，圆形结构不便于安装、运输，外形的局限性严重阻碍了基型的变化。 4. 固体垃圾分拣处理系统，包括，给料机、圆筒式筛分机、堆肥倒堆机、垃圾压装机和自动化垃圾搬运起重机等。 5. 集装箱装卸运输成套设备，包括：轮胎式集装箱起重机、超大箱大伸距岸边起重机、集装箱叉车及铁路集装箱起重机等。 6仓储及自动化运输成套设备，包括：标准系列自动化立体仓库、自动化立体停车库、无轨巷道堆垛机系列、自动搬动车系统、大规模流水生产线电控及管理系统、积放式悬挂输送机（单车吊重501250kg，速度1020m/min）、重型板式输送机（单件载荷5002000kg、速度0.55.5 m/min）和各种型式货架储存系统等。 7. 三峡工程及其他重点工程有关设备开发，包括：起重量1.15万吨、提升高度113米的升船机可靠性研究及设备研制、大型火电站中的输煤、给煤设备、堆取料设备和专用起重机设备、核电站用高精度定5. 配套电动机：CD1型钢丝绳电动葫芦配套的锥形转子电机，单速为4极，双速为1/10的子母机，而国外钢丝绳电动葫芦电机采用2极电机，双速采用双绕组和变极式，这样结构简单、体积小、自重轻，有利于降低制造成本。另外，CD1型钢丝绳电动葫芦配套电机在绝缘等级和防护等级及噪声方面与国外葫芦相比差距仍很大。 1.3.2 国内钢丝绳电动葫芦发展方向 1. 系列设计合理化: 推荐参数：起重量从0.25-80t，起升高度6-63m，利用较少的基型覆盖整个系列。起升速度多样化推荐值：单速8m/min、10m/min、12.5m/min；双速1/10、1/3、1/4速比变化。双速方案应考虑子母机、双绕组及变极式，或采用变频无极调速技术。设计时参考GB3811-1983起重机设计规范工作级别划分，将工作级别覆盖范围扩充到M3-M6。 2. 结构形式应能满足多种工况如：低净空、双吊点等多种安装固定方式；可遥控操纵、绝缘型、防腐防潮、耐高温高热、防爆等多种功能的产品。 3. 外形设计改变传统的圆形设计：采用方形结构形式，模块化设计，增加零部件的通用性：布置方式由原来的电机一中间轴一减速器一卷筒的形式改为电机一减速器一卷筒的布置方式，既有利于有效地提高钢丝绳电动葫芦起升高度，又避免高速轴长轴传动，可提高运行的平稳性和可靠性，降低制造成本。增加滑轮倍率范围提高单机使用范围。 4. 采用优质高强度钢丝绳：按GB38111983标准要求。在满足抗拉强度安全系数的前提下，尽可能减小钢丝绳直径，采用相适应的卷筒直径与钢丝绳直径之比及滑轮直径与钢丝绳直径之比以利于缩小整机结构和自重。 5. 优化齿轮设计提高齿轮的承载能力：齿轮可采用40Cr或42CrMn、40MnB材质，调质和表面淬火处理或氮化，原采用的20CrMnTi或20MnTiB材质虽然在齿轮的抗弯强度和接触强度方面较理想，但是受国内基础加工水平影响，齿轮加工精度低、渗碳淬火热处理变形量难控制，后序又无磨齿工艺，难免存在齿轮噪声大、效率低等缺点。新材质及热处理方法已在国内许多厂家推广。此外，采用硬齿面与中硬齿面配对啮合的齿轮副高速级齿轮采用剃齿工艺，齿轮螺旋角选在12度左右，这些都是提高齿轮传动平稳性的有效途径。齿轮传动箱体、箱盖结构设计应有利于噪声的吸收与减振传动轴承应提高精度等级。 10. 提高配套件如钢丝绳、轴承等标准件质量。 2 机构工作级别起重机机构工作级别是根据机构的利用等级和载荷状态分级的，本设计的基本参数为：提升高度：12m，提升速度：7m/min，提升重量：10t。2.1 机构利用等级 机构利用等级按机构总设计寿命分为10级，即T0T9，总设计寿命规定为机构假定约使用年数内处于运转的总小时数，它仅作为零件的设计基础，而不能视为保用期，电动葫芦一般处于清闲的使用状态，根据GB/T3811-1983,机构利用等级如下：机构利用等级 T3，总设计寿命/h 16002.2 机构载荷状态 载荷状态是表明机构承受最大载荷及载荷变化程度，电动葫芦一般在低于额定载荷的状态下工作，并且也不经常的使用，根据GB/T3811-1983,由于电动葫芦经常工作在中等载荷，较少承受最大的载荷，所以机构载荷状态选为L2-中。2.3 机构工作级别根据机构利用等级和机构载荷状态，依据GB/T3811-1983，机构的工作级别选为M3。3 确定传动方案、选择滑轮和吊钩组3.1 传动方案传动方案采用类似型电动葫芦结构。如图： 图3-1 CD型电动葫芦1-箱盖；2-第一轴；3-第二轴；4-第三轴；5-箱体；6-空心轴；7-钢丝绳；8-导绳器；9-联轴器；10-卷筒；11-定子；12-转子；13-弹簧；14-制动器。3.2 吊钩组吊钩是起重机上应用最普遍、最通用的基本吊具，他常与滑轮组的动滑轮合成吊钩组作起重机上的取物装置。根据吊钩的起重量10t和机构工作级别M3参考文献7表8.1-84取钩号5，材料DG235。3.2.1 吊钩横梁的计算 吊钩横梁工作时的危险截面位于横梁中部，其最大弯曲应力为： =94MPa（3-1）式中 FQ起升载荷，9800N； 动载系数，1.1； l拉板的间距，297.5mm；B横梁吊钩，105mm；d吊钩孔径，70mm；h吊钩与横梁连接部分长度，93mm。将数据带入上式得=79.46MPa94MPa,合格。轴孔d1的平均应力： (3-2)式中 拉板厚度，10mm； d1轴孔直径，90mm； 许用挤压应力，MPa，=78.33MPa。将数据带入上式得MPa78.33MPa，合格。3.2.2 滑轮轴的计算根据滑轮轴上的受力分析，在滑轮处收到最大弯曲应力，最大弯曲应力为式中 W抗弯截面系数；d滑轮处轴的直径，90mm；M弯矩，Nm其中 F=FQ/2。将数据带入上式得 MPa94MP图3-2 滑轮组受力和弯矩3.2.3 拉板的计算吊钩组两侧的拉板危险截面为孔的水平截面和竖直截面。水平截面的内侧孔边最大拉应力为（3-3）式中b拉板宽度，180mm；拉板厚度，10mm；加强板厚度，6mm；aj应力集中系数，参考文献4图2-36，取值2.5。将数据带入上式得=93.58MPa138.24MPa，合格。垂直截面的内侧孔边最大拉应力为（3-4）式中 拉板孔中心到板底的距离，90mm。 将数据带入上式得=62.3878.33MPa，合格。（3-5）将数据带入上式得=37.43MPa12mm；铸钢卷筒15mm，焊接卷筒78mm，取=16mm。5.3 卷筒校核 卷筒工作是，由于受钢丝绳最大拉力的作用，卷筒壁主要承受钢丝绳缠绕箍紧所产生的压缩应力，以及扭转和弯曲应力。当卷筒长度小于三倍（L3D）直径时，弯曲和扭转应力一般不超过压缩应力的10%15%，只需按压缩应力进行强度校核，反之，还需计算弯曲力矩产生的弯曲应力。卷筒壁上的压应力为： （5-3） 式中 -钢丝绳的最大拉力，N；-绳槽节距，mm；-卷筒壁厚，mm；A-应力减小系数，一般可取A=0.75； -卷筒材料的许用应压力，MPa，对铸铁，=150MPa。 =109.2 MPa 150 MPa 抗压强度足够。卷筒弯矩图如下： 图5-4 卷筒弯矩卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳为与卷筒中间时，弯矩 =29741922.3N mm；卷筒内径 =323mm；断面系数 =1407819.826；卷筒承受拉应力 =21.13MPa；许用应力 =195/2=97.5MPa；合成应力 （5-4）=92.11MPa；卷筒强度验算通过。5.4 卷筒转速卷筒转速可按下式计算： =11.89r/min （5-5） 式中 a滑轮组倍率；V起升速度，m/min；卷筒卷绕直径，m。6 电动机的选择和校验6.1 电动机的选择电动机的静功率： =13.25（KW） （6-1）式中 最大起升载荷，N；机构总效率，=0.88（为滑轮组总效率=0.975，为联轴器效率=0.98，为卷筒的机械效率，瞎用滚动轴承时，=0.98，为传动机构的机械效率，他与传动机构的机械效率，他与传动的形式有关，参考文献10p385，=0.94）；起升速度，m/min。初选电动机：根据机构工作级别、作业特点以及电动机的工作特性，同时为了满足电动机启动和不过热要求，所选电动机的额定功率应满足下式 =10.6KW （6-2）式中 电动机额定功率，KW；起升静功率，KW；稳态负载平均系数，参考文献5P43和P65页得接电持续率JC=25%，G=0.8；根据参考文献5P233,取电动机，功率P=13KW ,转速n=1400r/min,过载倍数=3，静制动力矩=147.10Nmm，转动惯量=1.1。表6-1 电动机参数电动机型号额定功率kw静制动力矩Nmm满载转速r/min转动惯量Kgm2过载倍数质量kgZD151-4型锥形转子电动机13147.1014001.13186.2 电动机的校验6.2.1 电动机过载校验起升机构要求电动机在有电压损失（交流电动机为15%，直流不考虑）、最大转矩允差（交流电动机为10%，直接不考虑）时，可起吊1.25倍的额定起重量。故电动机的额定功率应符合下式的要求，以便保证有足够的过载能力。=4.6375 （6-3）式中 基准接电持续率时的电动机额定功率，； 电动机台数； 电动机转矩的允许过载倍数； 考虑电压降及转矩允许以及静载实验超载的系数，绕线异步电动机取=2.1，笼型异步电动机取=2.2，直流电动机取=1.4。 验算合格。6.2.2 电动机发热校验异步电动机发热校验可采用平均损耗法，也可根据电动机的类型不同，选用等效转矩法和等效电流法进行精确发热校验。具体如下:静阻力矩Tj按下式计算 （6-4） 式中 FQ额定起升载荷，N； D1卷筒计算直径，m，D1=D+d； a滑轮组倍率： i卷筒至电动机轴传动比； 机构总传动效率（包括滑轮组效率）。带入数据的Tj=88.14。 =10.46KW （6-5）=61.698式中 电动机额定功率，其工作制为，接电持续率JC与实际机构的值相同=13， 电动机额定转速，1400。 传动机构总功率=0.92； 起升机构最不利工作循环的等效平均阻力矩，； 系数，对于起升机构=0.670.79，取0.7。系数,式中 Z电动机每小时折算启动次数=60；对于采用,工作制电动机的情况，只需根据相应的JC值和Z值确定功率，此时取=1。13KW10.46KW 合格。7 减速器的设计减速器：钢丝绳电动葫芦减速器采用三级同轴线式圆柱定轴直齿轮转动机构，齿轮和齿轮轴用经过热处理或调质处理的结构钢制成，箱体，箱盖由优质铸铁制成，装配严密，密封良好。减速器自成一个部件，装卸极为方便。7.1 起升机构的传动比起升机构的传动比根据电动机的转速和卷筒的转速n由下式确定 =113.3 （7-1）式中 电动机额定转速，1400； n卷筒转速；11.89塔式起重机起升机构常用ZQ(JZQ)型渐开线圆柱齿轮减速器。应根据传动比、输入功率、输入转速等，从标准中选用合适的减速器或者设计减速器。7.2 联轴器的选择起重机用联轴器常用的有齿式联轴器，梅花鲜性联轴器，弹性柱销联轴器，万向联轴器，耦合器等。由于钢丝绳电动葫芦有其特殊性，电机和减速器的输出轴的距离较远及两轴的平行误差较大。联轴器应满足下列式子要求 （7-2）式中 T所传递转矩的计算值，； 电机的额定转矩，=88.679（）； 电动机转矩的允许过载倍数； 联轴器重要程度系数，对起升机构，=1.3； 角度偏差系数，选用齿轮联轴器时，K3值参考文献4表4-8，对其他类型联轴器，K3=1。联轴器许用转矩，；带入数据得T=237.25271.14，根据参考文献3表2-1-110，选取型号MLL4-160的联轴器7.3 分配减速器的各级减速比按浸油润滑条件考虑，同时考虑三级同轴线式定轴传动的减速器箱体的尺寸，取第一级传动比i1=1.64i2，i3=1.15i2。而i=113.3，得i1=6.43； I2=3.92； I3=4.5；要注意传动装置的实际传动比只有在传动件的参数(例如齿数，带轮直径等) 确定后才能准确计箅，故工作机的实际转速只有在传动件设计计箅完成后进行核算，一般允许与设计要求的转速有3%5%的误差。7.4 传动装置的运动和动力参数联轴器效率=0.98；滚动轴承效率=0.98；圆柱齿轮传动效率=0.97；（1）轴0（电动机轴） P0=P=13KW； =n=1400 =88.679；（2）轴1（高速轴）（3）轴2（中间轴）（4）轴3（低速轴）（5）轴4（空心轴）表7-1 各轴运动和动力参数汇总表(理论值)轴号理论转速（）功率（）理论转矩（）理论传动比电机轴14001388.68/轴1140012.7486.916.43轴2217.7312.11531.213.92轴355.5411.531979.644.5空心12.3410.948469.63/7.5 传动件的设计计算注：7.5中，图表参考文献1 7.5.1 第一级齿轮传动的设计计算A 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动，。2）起重机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为45号钢，硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢硬度为210HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数=14，传动比i=6.43，则大齿轮齿数=146.43=90.02，取=90。B 按齿面接触强度设计由设计计算公式（7-3）进行计算，即 （7-3）a 确定公式内的个计算数值 1）试选载荷系数K1=1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩。86.905 3）由表10-7选取齿宽系数=1。 4）由表10-6查的材料的弹性影响系数。 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=580；大齿轮的接触疲劳强度极限=560。 6）由下式计算应力循环次数。 =2.688108 =4.18107 7）由图10-19取接触疲劳寿命系数：0.95， 1。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 551 550b计算 1) 试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。 =57.9mm (7-4)2）计算圆周速度v。 4.24m/s 3）计算齿宽b。 57.9mm 4）计算齿宽与齿高之比。 模数 4.13mm齿高 =9.29mm =6.22 根据v=4.24m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数1.13；直齿轮1；， 由表10-2查得使用系数=1； 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时=1.423， 由=6.22， =1.423，查图10-13得=1.28；故载荷系数 1.06046 (7-5) 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度直径，由下式得=62.109mm （7-6） 7）计算模数m。 =4.44mm C 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 （7-6） a 确定公式内的各计算数值 1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=350MPa； 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.88 , =0.92, 3）弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得 238.86MPa 230MPa 4）计算载荷系数K。 1.4464 5）查取齿数系数。 由表10-5查得=2.33, =2.39 6）由表10-5查得=1.73, =1.637）计算大、小齿轮的并加以比较。 =0.01688 =0.01694 大齿轮的数值大。b 设计计算2.79mm 对比计算结果，有齿轮接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿轮接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.79，并就近整圆为标准值m=3mm，按接触强度算得的分度圆的直径d1=62.109，算出小齿轮齿数 =20.721大齿轮齿数 =i=135.03，取=136。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 D 几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 63mm 408mm 2）计算中心距 233.5mm，取a=236mm 3）计算齿轮宽度 63mm。7.5.2 第二级齿轮传动的设计计算A 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动，。2）起重机机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为45号钢，硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢硬度为210HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数=12，传动比i=3.92，则大齿轮齿数=123.92=47.04，取=47。B 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即a 确定公式内的个计算数值 1）试选载荷系数K1=1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩。 531.109 3）由表10-7选取齿宽系数=1。 4）由表10-6查的材料的弹性影响系数。 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=580；大齿轮的接触疲劳强度极限=560。 6）由式10-13计算应力循环次数。 =4.18107 =1.06107 7）由图10-19取接触疲劳寿命系数：1， 1.13。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 580 621.5b计算 1) 试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。=105mm 2）计算圆周速度v。 1.19m/s 3）计算齿宽b。 105mm 4）计算齿宽与齿高之比。 模数 8.75mm齿高 =49.69mm =5.33 根据v=1.19m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数1.13；直齿轮1；， 由表10-2查得使用系数=1； 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时=1.43， 由=6.22， =1.43，查图10-13得=1.28；故载荷系数 1.4724 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度直径，得=109.463mm 7）计算模数m。 =9.122mmC 按齿根弯曲强度设计 由得弯曲强度的设计公式为 a 确定公式内的各计算数值 1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=350MPa； 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.92 , =0.98, 3）弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得 249.7MPa 245MPa 4）计算载荷系数K。 1.3184 5）查取齿数系数。 由表10-5查得=2.5, =2.64 6）由表10-5查得=1.66, =1.557）计算大、小齿轮的并加以比较。 =0.01662 =0.01670 大齿