【正文】 =2? 500+2? （ 250+80） + 2(250 80)4 500?? = 由 [2]表 82 選帶的 基準長度 dL =1600 mm 按 [2]式（ 812）計算實際中心距 a a = oa + 39。 初選小齒輪齒數為 2。 查表得：材料彈性影響系數 ZE= 12MPa 再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限 lim1H? ＝ 590MPa，大齒輪得接觸疲勞強度極限： lim2H? ＝ 560MPa. 由計算公式： N=60ihnjL 算出循環(huán)次數： 1N ＝ 60 480 1（ 2 8 8 300） ＝ 910 2N = 1Ni = 810 再由 N1,N2 查得接觸疲勞壽命系數 1HNK =, 2HNK =. 計算接觸疲勞許用應力，取安全系數 S=1,失效概率 1％。 齒數 1z ＝ 26 2z ＝ 97 中心距 a=127 mm 螺旋角 ? =? 分度圓直徑 1d = 大齒輪采用腹板式結構。 由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設計。 ＝ 計算載荷系數 K 已知使用系數 AK =1 已知 V＝ ， 7 級齒輪精度，由表查得動載荷系數 VK = 由表查得： HK? 的計算公式： 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0H d dKb ?? ? ? ? ? ? ? ? ＝ ＋ （ 1＋ ）＋ 310?? ＝ 再由 [課 ]表 10－ 3 查的： FK? =, HFKK??? = 公式： A V H HK K K K K??? =1 = 再按實際載荷系數校正所算得分度 圓直徑： 33 33 1 .7 6 58 7 .8 6 1 .6t tKdd K ???= 計算模數： nm = 33c o s 1 42c o s 8d Z ????????? = 再按齒根彎曲強度設計： 設計公式： ? ?23 212 c o s . FSn dFK T Y YYm Z? ??? ?? ? ? ? 確定計算參數： 計算載荷系數： A V F FK K K K K??? =1 = 根據縱向重合度： ?? ＝ ，從 [課 ]圖 10－ 28 查得螺旋角影響系數 Y? = 計算當量齒數： 13 3 328c os 14c osv ZZ ?? ? ? = 24 3 381c os 14c osv ZZ ?? ? ?= 再由 [課 ]表 10－ 5 查取齒形系數 1FY? =, FY?? = 查取應力校正系數 1SY? =， 2SY? = 計算大，小齒輪的 ? ?FSFYY??? ，并加以比較： ? ?1 2 .5 0 5 1 .6 3531FSFYY?? ?? ??? = ? ?2 2 .2 1 .7 8 1532FSFYY?? ?? ??? = 小齒輪的數值大，選用小齒輪 ? ?FSFYY??? = 設計計算： ? ?23212 c o s . FSn dFK T Y YYm Z? ????? ? ? ? 523 2 1 0 0 . 8 8 0 c o s 1 4 0 . 0 0 7 6 9nm??? ? ?? ? ? ?? ? ? ? ? ? ????? ? ? ? ? ?? ? ? 3td = b= m= h= nm????? mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 nm 大于由齒面接觸強度計算的 法面模數，取標準模數 m =2mm，既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑 3d = 來計算齒數： 33 cosdZ m ??= cos142 ??????? = 取 3Z ＝ 44 得 43Z iZ? ＝ 127 幾何尺寸計算： 計算中心距： 34 ( 44 12 7 ) 177.()2c 32co s4s o1Z Z m ma m?? ? ? ???? ?? 將中心距圓整為： 177mm 按圓整后中心距修正螺旋角： 34 ( 4 4 1 2 7 )a r c c o() s 1 3 . 7c o s 22Z Z ma r c a ?? ? ??? ? ? ??? ?? 因 ? 的值改變不大，故參數 , HZ????? 等不必修正。 2)、確定各軸段的直徑 由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其它階梯軸段直徑應盡可能從較小值增加，因此，取 d2=34mm，選擇滾動軸承 30207，軸頸直徑 d3=d7=35mm。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 T2=100670Nmm (8)、計算當量彎矩 應力按正系數 α =[δ 1b]/[δ 0b]=55/95= α T2= 100670=58389Nmm C 處： M′ C 左 =MC 左 =159144 M′ C 右 =[M2C 右 +(α T2)2]1/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm (9)、校核軸徑。 由表 15— 1 查得： 硬度 217～ 255HBS [δ 0b]=95MPa [δ 1b]=55MPa 抗拉強度極限： δ β =640MPa 屈服強度極限： δ s=355MPa 彎曲疲勞極限： b1=275MPa 剪切疲勞極限： τ 1=155MPa 許用彎曲應力： [b1]=60MPa 軸的初步估算 根據表 15— 3，取 A0=112 d≥ 0A 232pn =112 3 = 考慮該處軸徑應當大于高速級軸頸處直徑，取 D1=dmin=40mm 軸的結構設計 （ 1）、各軸段直徑的確定。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 Ft2 Ft3McyMdy(c)B CA MCY=RAY 57=5449 57=283348Nmm MDY=RBy 72=6021 72433512Nmm (6)、合成彎矩 處： MC 左 =(M2CZ 左 +M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640Nmm MC 右 =(M2CZ 右 +M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473Nmm D 處： MD 左 =(M2DZ左 +M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368Nmm MD 右 =(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm (7)、轉矩及轉矩圖。 (10)、軸的細部結構設計 由表 6— 1 查出鍵槽尺寸： b h=14 9(t=， r=)； 由表 6— 2 查出鍵長： L=45； Mcz 右Mcz 左Ft2 Ft3Rb3McyMdyMc 右Md 左Md 右TaT（e)(d)(c)B C DAMdz 左Mdz 右Mc 左 (11)中間軸的精確校核： 對照軸的晚矩圖和結構圖，從強度和應力集中分析 Ⅰ，Ⅱ， G 都是危險段面，但是由于 Ⅰ，Ⅱ還受到扭矩作用，再由 II 斷面的彎矩要大于 I 處，所以現在就對 II 處進行校核。 按切應力計算軸徑。軸承安裝定位軸段 d4；軸身 d5,d7；軸頭 d6。 AC=67mm CB=141mm AB=208mm (2)、繪軸的受力圖。 C 剖面： dC= (M′ C 右 /[δ 1b])1/3=(684826/55) 1/3 =50mm＜ 62mm 強度足夠。 軸承內作軸向力 SⅠ =е FrⅠ = 5512=2039N SⅡ =F rⅡ = 6500=2405N 因 FA+SⅠ =1009+2039=3048＞ 2405=SⅡ 軸承 Ⅱ 被壓緊，為緊端，故 FaⅠ =SⅠ =2039N FaⅡ =FA+SⅠ =3048N 計算當量功負荷。 經校核，高、低軸的軸承均滿足要求 八 、平鍵聯接的選用和計算 中間軸與齒輪Ⅰ的鍵聯接運用及計算。 《機械設計》教材。對本論文（設計）的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中作了明確說明并表示謝意。保密的論文（設計）在解密后適用本規(guī)定。圖表整潔，布局合理，文字注釋必須使用工程字書寫，不準用徒手畫 3）畢業(yè)論文須用 A4 單面打印，論文 50 頁以上的雙面打印 4）圖表應繪制于無格子的頁面上 5）軟件工程類課題應有程序清單，并提供電子文檔 1）設計（論文） 2）附件：按照任務書、開題報告、外文譯文、譯文原文（復印件）次序裝訂 3）其它