【正文】 中間軸二的輸入功率 P2=P1η 1η g= 低速軸三的輸入功率 P3=P2η 2η g= 滾筒軸四的輸入功率 P4=P3η gη c= Pm 為電動機的額定功率；η c為聯(lián)軸器的效率；η g為一對軸承的效率；η 1為高速級齒輪傳動的效率；η 2為低速級齒輪傳動的效率。 dt1 = 模數(shù) mt=d1t/Z1=齒高 h== = 則齒寬與齒高之比為 b/h=計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=108 查的 Kv= 直齒輪 ?? FH KK ? =1(P195) 由表 102 查的 使用系數(shù) KA=1 由表 104 查的 疲勞強度計算的齒向載荷分布系數(shù) ?HK = 由圖1013得 彎曲強度計算的齒向載荷系數(shù) ?FK = 故載荷系數(shù) K= ?? HHVA KKKK =1 1 = 由（ 1010a）得 311t tkddk? = 計算模數(shù) m=d1/Z1= 按齒根彎曲強度設(shè)計 3 211 ][2FdSaFaZ YYKTm ??? 由圖 1020c 查的小齒輪 彎曲疲勞強度極限 ? FE1=500 MPa 大齒輪 ? FE2=380 MPa 由圖 1018 取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1= KFN2= 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=（ —— ） [? F]1= 500/= MPa [? F]2= 380/= MPa [ H? ]2=52 MPa v=s b=mm mt=m h= b/h=7 KA=1 ?HK =21 ?FK =5 K= d1=mm m= ? FE1=500 MPa ? FE2=380 MPa KFN1= KFN2= [ ? F]1=32 [ ? F]2=26 K= 8 計算載荷系數(shù) K= ?? FFVA KKKK =1 1 = 由表 105 查的齒形系數(shù)得 YFa1= YFa2= 齒形校正系數(shù) YSa1= YSa2= ][ 1 11 ???F SaFa YY ? 01 ][ 2 22 ???F SaFa YY ? 設(shè)計計算得出 m? 經(jīng)圓整 m= 齒輪齒數(shù) Z1= d1/m=32 大齒輪 Z2=170 幾何尺寸 計算 小齒輪 分度圓直徑 d1=Z1m=32 =80mm d2=Z4m=170 =425mm 中心距 a=（ d1+d2） /2= 齒輪寬度 b=? dd1=1 80=80mm 小齒輪齒寬 B1=85mm 大齒輪齒寬 B2=80mm （ 2）低速級齒輪設(shè)計 按接觸疲勞強度設(shè)計 與第一組齒輪設(shè)計類似 取小齒輪 Z3=26 根據(jù) Z4=i2Z3=26 =103 按照以上的步驟可得 N3=60 hjLn2 =60 1 2 8 300 10= 109 N4=N3/= 109 由前面可得 T2=726482N 根據(jù)聯(lián)軸器的選定 L0=84 得，我們可定 L6=82， L5中有軸承端蓋一般選為 20mm 加上拆卸空間選定為 30mm， L5=50mm， L4=24mm 為軸承寬度， L1=16+8+16+4=44mm， B=16mm， b=12mm， L2=B14=81mm L3=137+20+16+812=169mm, 齒輪、聯(lián)軸器、 與軸的周向定位都是平鍵連接，由表 61查的齒輪與軸的連接平鍵的尺寸為 16 10 70，聯(lián)軸器上的鍵尺寸為 12 8 70，齒輪與軸的配合采取過度配合，允許有過盈配合的精確定位，所以選H7/r6，聯(lián)軸器采取過度配合，但不允許過盈，所以選擇 H7/r6，軸與軸承之間采取過度配合，軸的直徑公差采用 k6（具有小過盈量，木錘裝配）。因此 1[]ca???? ，關(guān)全。 W== WT== mm3 彎矩和扭矩都不變，其彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 M PaWMb ??? MP aWTTb ??? 由附表 38 求 得 ????k ????k 表面質(zhì)量系數(shù)為 ?????? 故得綜合系數(shù)為 ???????? ??kK ???? ???? ??kK 所以右側(cè)安全系數(shù)為 ??? ? maKS ??? ? ??? ??? ? maKS ??? ? ??? ??????? SS SSS ca 故在右側(cè)的截面強度也是足夠的。 mm MH2= N m 參考教材， 由式 61 可校核鍵的強度， 由于 2d = 4d =50～ 58 所以取 b?h=16?10 查表得 ][? =100～ 120MPa 取低速級鍵長為 70mm， ][ 3322 ?? ???? ????? MP akldTd ][ 3324 ?? ???? ????? MP ak ldTd 所以所選鍵為 : 2d 處 b?h?l=16?10?70 ， 4d 處 b? h? l=16? 10? 125符合強度條件。 根據(jù)表 135， X=1 所以 P=?= P=?= 計算軸承 6010 的壽命： hPCnL h 16 17)( 10)(6010 366 ???? ? 48000 故可以選用。在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘 ,便于拆卸端蓋 .對于需作軸向調(diào)整的套環(huán) ,裝上二個螺釘 ,便于調(diào)整 . 6）定位銷 為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。 25 4）箱體設(shè)計的得體 設(shè)計減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性， 有利于提高箱體的整體剛性。 2）選用的齒輪滿足強度剛度要求 由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設(shè)計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。 (4)通氣器 減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱 ,機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏 ,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內(nèi)熱空氣自由逸處，保證機體內(nèi)外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成 . (5)啟蓋螺釘 24 為了便于啟蓋，在機蓋側(cè)邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。 FH1 21 八、滾動軸承的選擇與校核 計算高速軸的軸承： 由前面可以知道 n1=730r/min 兩 軸承徑向反力： NFr ? 軸向力： 0?aF N 初步計算當量動載荷 P，根據(jù) P= ? ?arp YFXFf ? 根據(jù)表 136， pf =～ ，取 pf =。 mm mmNTMM e ??????? 3 4 7 9 7 8)7 2 6 4 8 ( 2 7 5 5 5 7)( 22221 ? 在這我們得出計算彎矩，根據(jù)計算彎矩得出危險截面的直徑，因為材料 17 選擇 45 調(diào)質(zhì)，查得 650B MPa? ? ，查課本 362 頁表 151得許用彎曲應(yīng)力 ? ?1 60b MPa?? ? ，則： ][ 331????? ??eMd mm 在此我們選的每一個尺寸都是大于 ,則該軸的直徑都選擇的是安全的。 （ 2）中間軸的設(shè)計計算 ①材料：選用 45 號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表 153 取 ][? =35Mpa， A0=110 ②各軸段直徑的確定： 由 30 nPAd?, p=,則 ?? 30 nPAd , 1d 段要裝配軸承，取 d1=50mm，選用 6010 軸承， 1L =16+8+16+4=44mm 2d 裝配高速級大 齒輪， 確定直徑為 56mm，長 度 L2=B24=76mm， 軸環(huán)段的直徑為 d3=64mm，長度 L3確定第一根軸時，定為 20mm，即 L3=20mm， d4=56mm，可以計算出來，低速級的小齒輪不能做為軸齒輪，L4=1374=133mm， d5與 d1類似，即 d5=50mm， L5=44mm， 取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為： 16mm；由于箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離： 8mm。 mm 截面上的彎曲應(yīng)力為 ??? 12500 b? 截