【正文】 代入數(shù)據(jù)得：小齒輪的分度圓直徑d＝從而得： ①計算圓周速度 1m/s ②計算齒寬b和模數(shù) 計算齒寬b b== 計算模數(shù)m 初選螺旋角=14= ③計算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=== = = ④計算縱向重合度== ⑤計算載荷系數(shù)K查(機械設(shè)計書) P193表10－2使用系數(shù)=(工作時有輕微振動)根據(jù),7級精度, 查(機械設(shè)計書) P194圖108得動載系數(shù)K=查(機械設(shè)計書) P196表104得接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)K= 查(機械設(shè)計書) P198圖1013得: K=查(機械設(shè)計書) P195表103 得: K==故載荷系數(shù):K＝KA Kv K K ==⑥按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d==⑦計算模數(shù)= 確定各參數(shù)的值:2) 確定載荷系數(shù)K： K＝KA Kv KFa KF==2) 螺旋角影響系數(shù)Y 根據(jù)縱向重合度，從(機械設(shè)計書) P217圖1028查得： 螺旋角影響系數(shù)Y=3) 4） 取安裝齒輪處的軸段=70mm。mm319r/min20176。 中間軸的三維圖： 圖56 中間軸的三維圖 低速級軸的設(shè)計（1）由前計算列出3軸上各數(shù)據(jù)表55功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速直徑壓力角323320N左端采用軸肩單位，h.,則h=5, 。支點1處軸承所受的合力==支點2處軸承所受的合力==由上述軸3的受力分析所得的支反力：有計算可得，靠近齒輪處的支點1處軸承容易損壞。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。圖91為電動機裝配圖： 圖91 減速器的裝配圖 圖92 電動機爆炸圖 通過設(shè)計，該展開式二級圓柱齒輪減速器具有以下特點及優(yōu)點：1）能滿足所需的傳動比齒輪傳動能實現(xiàn)穩(wěn)定的傳動比，該減速器為滿足設(shè)計要求而設(shè)計了1∶。[1]《機械設(shè)計》（第八版）—濮良貴，紀(jì)名剛主編北京：高等教育出版社，2006。（6）由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不太大，國150mm。Fr==又F/Fr=0/852N=0e＝得徑向動載荷系數(shù)X=,軸向動載荷系數(shù)Y=－8得：左邊的軸承的當(dāng)量動載荷P＝Fr＝852N根據(jù)(機械設(shè)計書) P319公式13－5，得：(因為是圓錐滾子軸承，其中ε取，轉(zhuǎn)速n＝1440r/min)L左邊軸承＝L0＝3003810＝72000h故軸承符合要求； 輸出軸的鍵計算校核聯(lián)軸器處的鍵連接① 擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸第3根軸處的鍵校核。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取≈；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取≈）1） 計算軸的應(yīng)力2） 3） 前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得[σ1]=60MPa因此σca[σ1]，故安全。齒輪的右端采用套筒定位。因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.圖55 中間軸的載荷分析圖F==F F=4087NM=, M=而對于垂直面上，如下圖，可列出關(guān)系式，： ： F= F= M=F+M=117980N. M=85768 N. N. M= N.表54載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=4087N FNH2=F=F=彎矩M=117980N.M=85768 N.總彎矩= N., M= N.扭矩T3=6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度） 根據(jù)[1]式155及表[1]154中的取值，且≈（式中的彎曲應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取≈；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取≈）1）計算軸的應(yīng)力前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得[σ1]=60MPa因此σca[σ1]，故安全。如圖所示 圖51 高速軸（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,ⅠⅡ軸段右端需要制出一軸肩,故?、颌蟮闹睆? d=55。初選小齒輪齒數(shù)Z1＝24 大齒輪齒數(shù)Z2＝Z12i1＝24= 取Z2＝70螺旋角β＝14゜(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由式（(機械設(shè)計書) P218 式10－21）確定各參數(shù)的值:1)初選動載系數(shù)：試選=2)區(qū)域系數(shù)Z：查(機械設(shè)計書) P217圖1030 選取區(qū)域系數(shù) Z= 3)端面重和度：由(機械設(shè)計書) P215圖1026得：εα1= εα2= 則=εα1+εα2=+= 4)許用接觸應(yīng)力 ①由圖(機械設(shè)計書) P209圖10－21d及圖10－21c按齒面硬度查得：（按(機械設(shè)計書) P191表10－1：小齒輪齒面硬度取280HBS大齒輪齒面硬度取240HBS）小齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim1＝600MPa(取MQ值)大齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim2＝550MPa(取ME和ML的中間偏上值)②由(機械設(shè)計書) P206公式1013計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=10/5=10N=N1/i2=10/=10 ③查課本(機械設(shè)計書) P207圖1019得：K= K=1（取網(wǎng)格內(nèi)的中間值）④齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用(機械設(shè)計書) P205公式1012得:[]==600MPa =564MPa []==1550MPa =550MPa 則許用接觸應(yīng)力： []=([]+[])/2=(564+550)/2=557MPa 5)彈性影響系數(shù)：查課本由(機械設(shè)計書) 201表106得： = 6)齒寬系數(shù)： 由(機械設(shè)計書) 205表107得: =17)傳遞的轉(zhuǎn)矩T2T2=精 度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用7