【正文】 螺旋角 β=(度)　　基圓柱螺旋角 βb=(度)　　齒輪1齒數(shù) Z1=40　　齒輪1變位系數(shù) X1=　　齒輪1齒寬 B1=(mm)　　齒輪1齒寬系數(shù) Φd1=　　齒輪2齒數(shù) Z2=34　　齒輪2變位系數(shù) X2=　　齒輪2齒寬 B2=(mm)　　齒輪2齒寬系數(shù) Φd2=　　總變位系數(shù) Xsum=　　標準中心距 A0=(mm)　　實際中心距 A=(mm)　　中心距變動系數(shù) yt=　　齒高變動系數(shù) △yt=　　齒數(shù)比 U=　　端面重合度 εα=　　縱向重合度 εβ=總重合度 ε=　 齒頂高系數(shù) ha*=　　頂隙系數(shù) c*=　　壓力角 α*=20(度)　　端面齒頂高系數(shù) ha*t=　　端面頂隙系數(shù) c*t=　　端面壓力角 α*t=(度)　　端面嚙合角 αt39。=(度)四、強度校核數(shù)據(jù)　　齒輪1接觸強度極限應力 σHlim1=(MPa)　　齒輪1抗彎疲勞基本值 σFE1=(MPa)　　齒輪1接觸疲勞強度許用值 [σH]1=(MPa)　　齒輪1彎曲疲勞強度許用值 [σF]1=(MPa)　　齒輪2接觸強度極限應力 σHlim2=(MPa)　　齒輪2抗彎疲勞基本值 σFE2=(MPa)　　齒輪2接觸疲勞強度許用值 [σH]2=(MPa)　　齒輪2彎曲疲勞強度許用值 [σF]2=(MPa)　　接觸強度用安全系數(shù) SHmin=　　彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=　　接觸強度計算應力 σH=(MPa)　　接觸疲勞強度校核 σH≤[σH]=滿足　　齒輪1彎曲疲勞強度計算應力 σF1=(MPa)　　齒輪2彎曲疲勞強度計算應力 σF2=(MPa)　　齒輪1彎曲疲勞強度校核 σF1≤[σF]1=滿足　　齒輪2彎曲疲勞強度校核 σF2≤[σF]2=滿足五、強度校核相關系數(shù)　　齒形做特殊處理 Zps=特殊處理　　齒面經表面硬化 Zas=不硬化　　齒形 Zp=一般　　潤滑油粘度 V50=110(mm^2/s)　　有一定量點饋 Us=不允許　　小齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)　　載荷類型 Wtype=靜強度　　齒根表面粗糙度 ZFR=Rz＞16μm(Ra≤)　　刀具基本輪廓尺寸 　　圓周力 Ft=(N)　　齒輪線速度 V=(m/s)利用《機械設計手冊軟件版》完成取力器軸的計算和校核 取力器一軸的設計過程：一、確定軸的最小直徑如下：所設計的軸是實心軸A值為：73 許用剪應力范圍：40～52MPa最小直徑的理論計算值： 滿足設計的最小軸徑：37mm二、軸的結構造型如下：軸各段直徑長度： 長度 直徑 15mm 40mm 30mm 42mm 40mm 48mm 15mm 40mm 軸的總長度：170mm 軸的段數(shù)：4軸段的載荷信息 三、支反力計算 距左端距離 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 0N 距左端距離 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 0N 四、彎曲應力校核如下：危險截面的x坐標：34mm 直徑：42mm 危險截面的彎矩M：mm 扭矩T=mm截面的計算工作應力： 許用疲勞應力：291MPa30mm處彎曲應力校核通過危險截面的x坐標：40mm 直徑：42mm危險截面的彎矩M：mm 扭矩T：mm截面的計算工作應力： 許用疲勞應力：291MPa45mm處彎曲應力校核通過 危險截面的x坐標：60mm 直徑：48mm危險截面的彎矩M：mm 扭矩T：mm 截面的計算工作應力： 許用疲勞應力：291MPa 65mm處彎曲應力校核通過 危險截面的x坐標：85mm 直徑：40mm 危險截面的彎矩M：mm 扭矩T：0Nmm 截面的計算工作應力： 許用疲勞應力：291MPa 結論：彎曲應力校核通過利用《機械設計手冊軟件版》完成取力器軸承的選用一、一軸受力分析一軸齒輪1受力：轉矩：T=450000Nmm；分度圓直徑：=；F===；徑向力：=Ftan=tan20176。=；軸向力：=Fsinβ=176。=；圓周力：===；二、設計參數(shù)徑向力 = (N)；軸向力 =(N)；圓周力 =(N)；軸頸直徑 d1=40 (mm)；轉速 n= (r/min)；要求壽命 Lh39。=15000 (h)；作用點距離 L=56 (mm)；Fr與軸承1距離 L1=33 (mm)；Fr與軸心線距離 La= (mm)；溫度系數(shù) ft=1；潤滑方式 Grease=油潤滑；三、選擇軸承型號軸承類型 BType=圓錐滾子軸承；軸承型號 BCode=32908；軸承內徑 d=40 (mm)；軸承外徑 D=62 (mm)；軸承寬度 B= 15(mm)；基本額定動載荷 C=31500 (N)；基本額定靜載荷 Co=46000 (N)；極限轉速(油) nlimy=7000 (r/min)；四、計算軸承受力軸承1徑向支反力 Fr1= (N)；軸承1軸向支反力 Fa1= (N)；軸承2徑向支反力 Fr2= (N)；軸承2軸向支反力 Fa2= (N)；五、計算當量動載荷當量動載荷 P1= (N)；當量動載荷 P2= (N)；六、校核軸承壽命軸承工作溫度 T==120 (℃)；軸承壽命 L10=1484 (10^6 轉)；軸承壽命 Lh=31162 (h)；驗算結果 Test=合格。一、二軸受力分析二軸齒輪2受力：轉矩T=450000Nmm；分度圓直徑：=；F===；徑向力 =Ftan=tan20176。=；軸向力 =Fsinβ=176。=；圓周力：===；二、設計參數(shù)徑向力 = (N)；軸向力 =(N)；圓周力 = (N)；軸頸直徑 d1=40 (mm)；轉速 n=1150 (r/min)；要求壽命 Lh39。=15000 (h)；作用點距離 L=84 (mm)；Fr與軸承1距離 L1=58 (mm)；Fr與軸心線距離 La= (mm)；溫度系數(shù) ft=1；潤滑方式 Grease=油潤滑；三、選擇軸承型號軸承類型 BType=圓錐滾子軸承；軸承型號 BCode=32908；軸承內徑 d=40 (mm)；軸承外徑 D=62 (mm)；軸承寬度 B=15(mm)；基本額定動載荷 C=31500 (N)；基本額定靜載荷 Co=46000 (N)；極限轉速(油) nlimy=7000 (r/min)；四、計算軸承受力軸承1徑向支反力 Fr1= (N)；軸承1軸向支反力 Fa1= (N)；軸承2徑向支反力 Fr2= (N)；軸承2軸向支反力 Fa2= (N)；五、計算當量動載荷當量動載荷 P1= (N)；當量動載荷 P2= (N)；六、校核軸承壽命軸承工作溫度 T==120 (℃)；軸承壽命 L10=18597 (10^6 轉)；軸承壽命 Lh=269527 (h)；驗算結果 Test=合格。二軸齒輪用軸承選用兩個32908圓錐磙子軸承，受力與以上軸承相同，作用點距離 L=16mm＜84mm；合格取力器一軸平鍵不傳遞大的轉矩，只做連接齒輪1與一軸用，取轉矩T=10N。傳遞的轉矩 T =10 Nmm；軸的直徑 d =42 mm；鍵的類型　sType =A型；鍵的截面尺寸　bh =12x8 mm；鍵的長度　L =22 mm；鍵的有效長度　L0 = mm；接觸高度　k = mm；最弱的材料　Met =鋼；載荷類型　PType =靜載荷；許用應力　[σp] =135 MPa；計算應力　σp = MPa；校核計算結果： σ≤[σ] 滿足。第四章 主要零件加工工藝過程毛坯：棒材。工序：10 銑端面，打中心孔；20 粗車外圓（φ40長48部分，φ47部分）；30 粗車外圓（φ37部分，φ40長40部分）；40 精車外圓（φ40長48部分，φ47部分）；50 精車外圓（φ37部分，φ40長40部分）；60 倒圓角；70 兩端倒角；80中間檢驗；90 滾軸端花鍵；100 滾中間花鍵；110 磨外圓；120 鉆螺紋孔；130 攻螺紋；140 去毛刺；150 最終檢驗。零件圖如圖42所示。 圖42 齒輪2毛坯：鍛件。工序：10 銑兩端面；20 擴孔（φ59孔）；30 粗車外圓（φ101部分，φ80部分）；40 半精車外圓（φ101部分）；50 車槽（φ65寬2）；60 車槽（）；70中間檢驗；80滾齒（外齒輪）；90滾齒（內齒圈）；100半精車內孔（φ62孔）；110 ；120 中間檢查；130 熱處理；140磨內孔（φ62孔）；150最終檢驗。漸開線花鍵齒數(shù)Z=33壓力角α=30176。模數(shù)m =2mm公差等級：H8小徑：=64mm齒形裕度：==2=內花鍵小徑極限偏差：300μm花鍵配合長度：g=6mm分度圓直徑：D=mZ=66mm分度圓周長之半：=π233／2=；公差因數(shù)：=2+44=；周節(jié)積累公差==+18=齒形公差= =+40=齒向公差==2+10=綜合公差=＝齒槽寬和齒厚的總公差：（T+λ）=25 +100 =25+100==+=+66==+=+=基本齒厚S==作用齒厚上偏差=－30μm作用齒厚最大值：=S+=－=實際齒厚最小值：=—（T+λ）=—=作用齒厚最小值：=+λ=+=實際齒厚最大值：=—λ=+=零件圖如圖43所示。 撥叉軸 毛坯：鍛件。10 粗車外圓；20 銑端面；30 銑大端兩平面；40 半精車外圓；50 鉆孔（φ6孔）；60 磨外圓；70 銑內球面（）；80 去毛刺，修正；90 最終檢驗。零件圖如圖44所示。