【正文】 ?bFtk N/mm。由 [1]式 (10— 5) m≥ ? ?3211 10e8 N2＝ 179。 10e8 此式中 j 為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。 ?????????HEdt ZuuTK σφ 3. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （ 1） 試選 Kt＝ （ 2） 由 [1]表 10－ 7 選取尺寬系數(shù)φ d＝ 1 （ 3） 由 [1]表 10－ 6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝ （ 4） 由 [1]圖 10－ 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σ Hlim1＝ 600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σ Hlim2＝ 550MPa； （ 5） 由 [1]式 10－ 13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1＝ 60n1jLh＝ 60179。 = （ 2） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 10－ 5 查得 Ysa1=； Ysa2= （ 3） 計算大、小 齒輪的并 ? ?FSaFaYYσ 加以比較 ? ?111F SaFaYYσ = ? = ? ?222F SaFaYYσ = 266 ? = 大齒輪的數(shù)值大。故載荷系數(shù) K=KAKVKHα KHβ =1179。* ?????????HEdt ZuuTK σφ = 3 23 8179。 m） 傳動比 1 1 1 效率 1 四 傳動件設(shè)計計算（齒輪） A 高速齒輪的計算 輸入功率 小 齒 輪 轉(zhuǎn)速 齒數(shù)比 小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 1430r/min 178。 i2’… in’） nw 有該傳動方案知，在該系統(tǒng)中 只有減速器中存在二級傳動比 i1,i2，其他 傳動比都等于 1。 3 原始數(shù)據(jù) 題號 參數(shù) 1 運輸帶工作拉力 F/KN 1500 運輸帶工作速度 v/(m/s) 卷筒直徑 D/mm 220 注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在 F 中考慮。 因為 i＝ ，取 i＝ 15，估測選取 i1= i2= 速度偏差為 %，所以可行。 1430179。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時 （ 6） 由 [1]圖 10－ 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝ ； KHN2＝ （ 7） 計算接觸疲勞許 用應(yīng)力 取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝ 1，由式（ 10－ 12）得 [σ H]1＝ 179。 10e8 KHN1＝ KHN2＝ S＝ 1 [σ H]1＝ 540MPa [σ H]2＝ d1t = v = b= m= h= b/h= KA=1 南昌工程學(xué)院 07 機制 1 班 ***** 8 固： KHB=+(1+179。c os2FSaFadYYzK σφ β? 1） 確定計算參數(shù) 由 [1]圖 1020c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σ F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度σ F2=380MPa 由 [1]1018 查得 彎曲壽命系數(shù) KFN1= KFN2= 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù) S= 見 [1]表 1012 得 [σ F1]=（ KFN1*σ F1） /S= 500* = [σ F2]= （ KFN2*σ F2） /S= 380* = （ 1） 計算載荷系數(shù) K=KAKVKFα KFβ =1179。 B 低速齒的輪計算 輸入功率 小齒輪轉(zhuǎn)速 齒數(shù)比 小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 178。 365179。1 1061 * ?????????= 1) 計算圓周速度 v= 100060 21? ndtπ = 100060 * ??π = m/s 2) 計算齒寬 b 及模數(shù) m b=φ dd1t=1179。 179。 YFa2= 由 [1]表 10－ 5 查得 Ysa1=； Ysa2= 3）計算大、小齒輪的 ? ?FSaFaYYσ 并加以比較 ? ?111FSaFaYYσ = ? = ? ?222F SaFaYYσ = ? = KHB= K= d1= m= 1F? = 2F? = K= ? ?111FSaFaYYσ = ? ?222F SaFaYYσ = 南昌工程學(xué)院 07 機制 1 班 ***** 12 所以 大齒輪的數(shù)值大。 m 176。 m。固取 L23=40mm e 取 齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為 a=12mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁 ,有一段距離 s,取 s=8mm,已知滾動軸承的寬度 T=7mm 小齒輪的輪轂長 L=50mm 則 L34 =T+s+a+(7067)=30mm L67=L+c+a+sL56=50+15+12+86=79mm 至此已初步確定軸得長度 3) 軸上零件得周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。對與 61809，由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。 7）精確校核軸的疲勞強度 1) 判斷危險截面 截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞 強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B均無需校核。 軸按磨削加工，由 [1]附圖 34 得表面質(zhì)量系數(shù) 為 軸未經(jīng)表面強化處理，即 1?q? ，則按 [1]式（ 312）及（ 312a）得綜合系數(shù)值為 M= MN? ?? = MPa T? = MPa 2??? ，??? ??q ??q 南昌工程學(xué)院 07 機制 1 班 ***** 17 ??????? ???? ??kK 于是，計算安全系數(shù) caS 值，按 [1]式 （ 156） ~（ 158）則得 2751 ??????? ? mKS ??? ? ???? 2 1551 ??????? ? mKS ???????? )( 2222 ????????? SSS SSS ca???? 故該軸在截面 ??V 右側(cè)的強度也是足夠的。選取軸的材料為 45 號鋼。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為 m6。根據(jù)表 [1]153 選取 A0=112。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm .固取 d12=16mm 見下表 5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 A 擬定軸上零件的裝配方案 B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 12軸段右端要求制出一軸肩；固取 23 段的直徑 d23=18mm。 m d1=16mm 南昌工程學(xué)院 07 機制 1 班 ***** 20 造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁有一段距離 s,取 s=8mm 已知滾動軸承的寬度 T=12mm 小齒輪的輪轂長 L=50mm，則 L34 =12mm 至此已初步確定軸得長度 有因為兩軸承距離為 189，含齒輪寬度所以各軸段都已經(jīng)確定，各軸的倒角、圓角查表 [1 ]表 152 取 六．滾動軸承的計算 根據(jù)要求對所選的在低速軸 3 上的兩滾動軸承進行校核 ，在前面進行軸的計算 時所選軸 3 上的兩滾動軸承型號均為 61809，其基本額定動載荷 NCr 4650? ，基本額定靜載荷 NC r 43200 ? 。 1）對連接齒輪 4 與軸 3 的鍵的計算 （ 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般 8 以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。根據(jù) [1]式（ 61）可得 MP aMP aMP ak l dT pp 110][ 33 ????? ????? ?? 所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的工作長度 l=Lb=70mm10mm=60mm。 10179。首先要確定合理的箱體壁厚 ? 。 （ 2）放油螺塞 放油孔設(shè)在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和排放。 起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。 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。 。 此外，所設(shè)計的減速器還具有形狀均勻、美觀，使用壽命長等優(yōu)點，可以完全滿足設(shè)計的要求。 （ 6）起蓋螺釘 為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設(shè) 2 個起蓋螺釘。 （ 3）油標 油標用來指示油面高度，將它設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。 m） 可取 ?? 。 由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。 8=4mm。 10179。 根據(jù) d=52mm 從 [1]表 61中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=16mm，高度 h=10mm。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為 FNH1=758N FNV1= FNH2= FNV2= 由上可知軸承 2 所受的載荷遠大于軸承 2，所以只需對軸承 2 進行校核，如果軸承