【正文】 ）接觸疲勞極限取極限應(yīng)力＝720 ，＝580（4）安全因數(shù)取安全因數(shù)＝（5）許用接觸應(yīng)力[]因?yàn)椋?551MPa許用應(yīng)力為[]==3 確定需用彎曲應(yīng)力[]（1）壽命系數(shù)彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)==取壽命系數(shù)1彎曲疲勞極限，取極限應(yīng)力300MPa ,220MPa（3）尺寸系數(shù)估計模數(shù),取尺寸系數(shù)＝1（4）（5）許用彎曲應(yīng)力[]==375MPa[]===275MPa(三)選擇齒數(shù)、齒寬系數(shù)及精度等級（1）初取齒數(shù) 初取小齒輪齒數(shù)=20,圓整57（2）選擇齒寬系數(shù)及精度等級，初估小齒輪直徑60,則齒輪圓周速度=選8級精度等級（四）確定載荷系數(shù)（1）使用系數(shù) （2）動載荷系數(shù) （3）齒向載荷分步系數(shù) 因?yàn)橐粋€錐齒輪為懸臂，故取 =（4）載荷系數(shù)KK==（五）齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算（1）彈性系數(shù) 190（2）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ＝（3）分度圓直徑= 為滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度，則需使分度圓直徑==（六）主要參數(shù)（1） 模數(shù)m m==取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=4（2） 分錐角 （3） 錐距R R==（4） 齒寬b b= =37（5） 分度圓直徑80 228（6） 平均直徑和平均模數(shù)68194平均模數(shù)（七）齒根抗彎疲勞校核（1）齒形系數(shù)、 當(dāng)量齒數(shù) （2）應(yīng)力修正系數(shù)、 （3）校核齒根抗彎疲勞強(qiáng)度 齒根抗彎應(yīng)力小齒輪＝375MPa275MPa齒根抗彎疲勞強(qiáng)度足夠2低速端斜齒圓柱齒輪設(shè)計 340r/min小齒輪轉(zhuǎn)矩=（二）選材料，確定許用壓力1選材料 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) 平均取齒面硬度260HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì) 平均取齒面硬度 230HBS2確定許用接觸應(yīng)力[]（1） 總工作時間 28800（2） 壽命系數(shù) 接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （3） 接觸疲勞極限 取極限應(yīng)力 710MPa 580MPa（4） 安全因數(shù) （5） 許用接觸應(yīng)力 []因?yàn)?20*=許用應(yīng)力為[]==3確定許用彎曲應(yīng)力[]（1） 壽命系數(shù)彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 取壽命系數(shù)1（2） 彎曲疲勞極限取極限應(yīng)力290MPa 220MPa（3） 尺寸系數(shù) 估計模數(shù) 取尺寸系數(shù)1（4） 安全系數(shù) （5） 許用彎曲應(yīng)力[]=[]=275MPa（三）選擇齒數(shù)，齒寬系數(shù)及精度等級（1）初選齒數(shù) 初取小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)（2）選擇齒寬系數(shù)及精度等級 取齒寬系數(shù)，初估小齒輪直徑，則齒寬，取大齒輪齒寬齒輪周轉(zhuǎn)圓周速度選8級精度等級（四）重合度計算初估螺旋角 （1） 端面重合度（2）縱向重合度（3）總重合度（4）端面壓力角（5）基圓螺旋角（6）當(dāng)量齒輪端面重合度（五）確定載荷系數(shù)（1）使用系數(shù)，?。?）動載荷系數(shù)，取動載荷系數(shù)（3）齒向載荷分布系數(shù)，?。?）齒間載荷分配系數(shù)， 由齒輪切向力及條件取齒間載荷分配系數(shù)（6）計算，載荷系數(shù)（六）齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算（1）彈性系數(shù) （2）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) （3）重合度系數(shù) （4）螺旋角系數(shù) （5）分度圓直徑 為滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度，則需要把分度圓直徑（七）確定主要參數(shù)（1）模數(shù) 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)（2）中心距（3）螺旋角 （4）計算分度圓直徑 與初估值相差不大（5）齒輪寬度 取大齒輪齒寬小齒輪齒寬（八）齒根抗彎疲勞校核（1）齒形系數(shù) 當(dāng)量齒數(shù)取 （2）應(yīng)力修正系數(shù) 取 （3）重合度系數(shù)（4）螺旋角系數(shù) （5）校核齒根抗彎疲勞強(qiáng)度 齒根抗彎應(yīng)力小齒輪大齒輪 齒根抗彎強(qiáng)度足夠3 軸的設(shè)計（一）直徑計算 按軸所受的轉(zhuǎn)矩對軸的直徑進(jìn)行設(shè)計由于有鍵槽時，會消弱軸的強(qiáng)度。取30mm由于有鍵槽時，會消弱軸的強(qiáng)度。因此，軸承代號為7206C。為使軸端擋圈工作可靠，軸段5的長度應(yīng)略小于輪轂寬度1（3）相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計a）套筒的結(jié)構(gòu)尺寸 套筒直徑應(yīng)按軸承7206C的安裝尺寸確定為43mm，內(nèi)孔直徑按較大配合間隙考慮取為，長度為40mmb）軸端擋圈尺寸 按軸徑（或）由標(biāo)準(zhǔn)取結(jié)構(gòu)尺寸。因此，軸承代號應(yīng)為6206。軸段5為軸承頸，其直徑應(yīng)與軸段1相同。為使軸承段2與擋油環(huán)軸向固定可靠取軸段2的長度為。由標(biāo)準(zhǔn)知6206軸承的寬度B＝16mm，故?。?7mm。2) 零件的配合 斜齒輪與軸：基孔制，選取H7/m6；錐齒輪與軸：基孔制，選取H7/m6；軸承內(nèi)圈與軸：基孔制，軸的公差代表選取k6；軸承外圈與軸承座孔：基軸制，孔的公差帶選取H7；端蓋與軸承座孔：基孔制H7/6h。查表得，取靜強(qiáng)度安全因數(shù)。載荷有沖擊。參照齒輪輪轂寬度及普通平鍵的長度系列，取鍵長。參照齒輪輪轂寬度，及普通平鍵的長度系列，取鍵長。由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由于是靜連接，選用A型普通平鍵。軸的支點(diǎn)反力也簡化為集中力通過軸承載荷中心作用于軸上作垂直平面受力圖和水平平面受力圖，求出軸承反力1. 垂直平面受力斜齒輪 切向力 錐齒輪 切向力 軸承反力2 .水平平面受力錐齒輪徑向力 軸向力 錐齒輪 徑向力 軸向力 軸承反力 3．作出垂直平面彎矩和水平平面彎矩圖垂直平面彎矩：截面I：= F65=65=69719 截面II：水平平面彎矩：截面I左側(cè)： 截面I右側(cè)：截面Ⅱ左側(cè)：截面Ⅱ右側(cè)：4．求合成彎矩M，作出合成彎矩陣圖截面Ⅰ左側(cè)截面Ⅰ右側(cè)截面п左側(cè)截面п右側(cè) 5．作出轉(zhuǎn)矩陣圖由運(yùn)動分析可得，取轉(zhuǎn)矩，并確定可能的危險截面已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由表20—1查得用插值法由表204查得[]，由已知條件，軸的轉(zhuǎn)矩可按脈動循環(huán)考慮，即則截面I左側(cè)：截面I右側(cè)：截面п左側(cè)：截面п右側(cè)：7．校核軸徑由于兩個軸都有鍵槽，故最小軸徑均應(yīng)相應(yīng)增大6%截面Ⅰ有雙鍵，最小軸徑應(yīng)增大15%；結(jié)論：按當(dāng)量彎矩法校核，軸的強(qiáng)度足夠！！5． 鍵的設(shè)計與強(qiáng)度校核中間軸上有高速級錐齒輪和低速級斜齒輪與鋼制軸用鍵連接。（一） 兩軸承所受徑向載荷作垂直平面受力圖和水平平面受力圖，求出軸承反力斜齒輪 切向力 錐齒輪 切向力 軸承反力2 .水平平面受力斜齒輪 徑向力 軸向力 錐齒輪 徑向力 軸向力 軸承反力 （二） 計算軸承所受的軸向載荷1. 計算內(nèi)部軸向力 軸承型號6026，為深溝球軸承，由標(biāo)準(zhǔn)查得性能參數(shù)為C＝，kN P=軸承1 取故取x=1,Y=0. 故校核壽命時取T=55年驗(yàn)算靜強(qiáng)度因，且兩軸承型號相同，故只按Ⅱ軸承計算壽命即可。(4) 軸上零件的周向固定1) 鍵連接 由鍵的標(biāo)準(zhǔn)，根據(jù)斜齒輪處軸徑查得鍵的橫截面尺寸為，根據(jù)軸段2長度選取鍵長L＝59mm。為使軸段4與擋油環(huán)軸向固定可靠，軸段4的長度應(yīng)略小于輪轂。由標(biāo)準(zhǔn)知6206軸承的寬度B＝16mm，故?。?0mm。軸段3為軸環(huán)，其右側(cè)是齒輪的定位面，故按定位軸肩考慮，軸肩高度h h=+(1~2)mm=+(1~2)mm＝(~)mm 取h=4mm。根據(jù)選取鍵長L=32mmb）零件的配合 帶輪與軸：基孔制，選??；齒輪與軸：基孔制，選??；軸承內(nèi)圈與軸：基孔制，軸的公差代選取k6；軸承外圈與軸承座孔：基軸制，孔的公差代選取H7；端蓋與軸承座孔：基孔制，選取Ⅱ軸的設(shè)計(1) 各段軸的直徑軸段1為軸承頸，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，且因軸段1，2間的軸肩是為了便于軸承拆裝而設(shè)置的非定位軸承肩，故不宜比大很多。軸段5與齒輪有配合關(guān)系，選取軸段直徑為30mm（2）各軸段的長度軸段1的長度取決于帶輪輪轂的寬度，由帶輪輪轂通用尺寸知，輪轂寬度取軸段3的長度應(yīng)與軸承寬度基本相等。取45mm（二）結(jié)構(gòu)設(shè)計1軸的設(shè)計（1）各軸段的直徑 軸段1與帶輪有配合關(guān)系，按標(biāo)準(zhǔn)尺寸選取軸段直徑為30 軸段2為軸承頸，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，且因軸段1，2間的軸肩是為了便于軸承裝拆而設(shè)置的非定位軸肩，故不宜比大很多。取22mm由于有鍵槽時，會消弱軸的強(qiáng)度。for i=1:1:361 if maxP2x(i) maxP2=x(i)。運(yùn)動分析線圖39。AB桿位置角39。39。endi=1:1:361。 v3(i)=W3。 x(i)=P2。 y(i)=P3p2。 P3=2*atan((A+sqrt(A*A+B*BC*C))/(BC))。 T=AD*AD+CD*CD+AB*ABBC*BC。W1=85*2*PI/60。CD=754。v3=rand(1,361)。q1=rand(1,361)。,0)m=rand(1,361)。輸入端為曲柄，砂箱固定的連桿上，連桿與搖桿的絞接點(diǎn)選擇在砂箱中間靠下的部位。方案（e）：皮帶二級圓柱圓錐減速器滑塊：工作機(jī)構(gòu)擺角為零，篩沙效果好。圓柱齒輪傳動承載能力和速度范圍大，傳動比恒定，外廓尺寸小，工作可靠，效率高，壽命長。外廓尺寸大，傳動比不恒定，壽命短。外廓尺寸大，傳動比不恒定，壽命短。篩沙機(jī)的工作環(huán)境灰塵較大，載荷有中等沖擊，每天工作8小時，使用折舊期為10年。機(jī)械原理機(jī)械設(shè)計機(jī)械設(shè)計計算說明書設(shè)計題目 振動篩砂機(jī) 目 錄一．設(shè)計題目.……………………………………………………….1二．系統(tǒng)總體方案的確定.…..……………………………………….1三．設(shè)計原始數(shù)據(jù)……………………………………………………四．電動機(jī)的選擇……………………………………………………五．傳動比的分配……………………………………………………六．執(zhí)行機(jī)構(gòu)尺寸計算………………………………………………七．機(jī)構(gòu)運(yùn)動