【文章內(nèi)容簡介】 1t nII／601000=② 計算齒寬b及模數(shù)mntb=φdd1t=1＝㎜mnt= (d1tcosβ)／Z1=cos14176。／24=㎜h=mnt ==㎜b／h=／=㎜③ 計算縱向重合度εβεβ=φdZ1tanβ=124tan14176。=④ 計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)v=,7級精度。由《機械設(shè)計》圖108查得：動載系數(shù)KV=；由表104查得KHβ=；由圖1013查得KFβ=；由表103查得KHα=KFα=。故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1=⑤ 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1=d1t3√K／Kt=3√／=㎜⑥ 計算模數(shù)mnmn=（d1cosβ）／Z1=（cos14176。）／24=㎜mn≥3√（2KT2Yβcos2β／φdZ12εα）（YFaYSa／[σF]）⑴ 確定計算參數(shù)① 由《機械設(shè)計》圖1021c按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σFE1=600 MPa。大齒輪的接觸疲勞強度極限σFE2=550 MPa 。② 由《機械設(shè)計》圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=，KFN1=。③ 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，得∴[σF]1= KFN1σFE1／S=500／=[σF]2= KFN2σFE2／S=300／= MPa計算載荷系數(shù)K=KAKVKFαKFβ=1=根據(jù)縱向重合度εβ=由《機械設(shè)計》圖1028查得：螺旋角影響系數(shù)Yβ=。⑥ 計算當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1／cos3β=24／cos314176。=Zv1=Z2／cos3β=96 ／cos314176。= ⑦ 查取齒形系數(shù)由表105查得：YFa1=, YFa2=⑧ 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得：YSa1=，YSa2=⑨ 計算大小齒輪的YFaYSa／[σF]并加以比較YFa1YSa1／[σF]1=／=YFa2YSa2／[σF]2=／=大齒輪的數(shù)值大⑵設(shè)計計算mn≥3√（2105cos214176。／1242）（）=㎜對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn =㎜，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，許按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=㎜來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由Z1=d1cosβ／mn =cos14176。／2=取Z1=23，則Z2=i2Z1=23=； 取Z2=66⑴計算中心距a=(Z1+Z2)mn／2cosβ=(23+66)3／2cos14176。=㎜將中心距圓整為138㎜。⑵按圓整后的中心距修正螺旋角β=arcos[(Z1+Z2)mn／2a]=14176。40′19″因β值改變不多，故參數(shù)等不必修正。⑶計算大小齒輪的分度圓直徑d1= Z1mn／cosβ=233／cos14176。40′19″=㎜d2= Z2mn／cosβ=663／cos14176。40′19″=㎜⑷計算齒輪寬度b=φdd1=1=㎜圓整后取B2=71㎜；B1=76㎜。⑸結(jié)構(gòu)設(shè)計因大齒輪齒頂圓直徑大于160㎜，而又小于500㎜，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜；又因為小齒輪的齒頂圓直徑小于160㎜，故以選用實心結(jié)構(gòu)的齒輪。取分度圓壓力角α=20176。；由國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T13562001中規(guī)定：法面齒頂高系數(shù)：h*an =1,法面頂隙系數(shù)：c*n=,變位系數(shù)χn=0。法面壓力角αn=20176。；法面齒距：Pn=πmn =㎜；齒頂高：ha1= ha2=（ h*an +χn）mn =13=3㎜；齒根高：hf1=hf2=( h*an + c*nχn)mn =(1+)3=㎜；齒頂圓直徑：da1=d1+2 ha1=+23=㎜； da1=d2+2 ha2=+23=㎜；齒根圓直徑：df1=d12 hf1==㎜；df1=d2+2 hf2==㎜；法面齒厚：sn1=(π／2+2χntanαn)mn =π／23=當(dāng)量齒數(shù)：Zv1=Z1／cos3β=23／cos314176。40′19″=25Zv1=Z2／cos3β=66 ／cos314176。40′19″=73繪制大、小齒輪零件圖⑴高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計已知高速軸 P1=，T1=m，nI=1440r/min；小齒輪分度圓直徑d1=㎜，α=20176。①作用到小齒輪上的力：圓周力Ft=2T1／d1=21000／＝1426N徑向力Fr=Fttanα／cosβ=1426tan20176。／cos14176。18″=軸向力 Fa= Fttanβ=1426tan14176。18″=②初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40Cr,調(diào)制處理。d≥C3√P/ n式中P 軸所傳遞的功率（KW）； n 軸的轉(zhuǎn)速（Nm）。 C 由軸的需用應(yīng)力所確定的系數(shù)，與材料有關(guān)。由《機械設(shè)計課程設(shè)計》表31查得45鋼取C=105d≥C3√P1/ nI=1053√／1440=㎜高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸頸dIII,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。由《機械設(shè)計》表141查得KA= ∴轉(zhuǎn)矩Tc=KAT1== Nm從GB/T 43232002中查得TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為63 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為5700 r/min，軸孔徑為20～28之間；取半聯(lián)軸器的孔直徑dIII=22㎜，半聯(lián)軸器長度L=52㎜，半聯(lián)軸器與軸配合的軸孔長度,L1=38㎜。③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 的要求的軸向定位要求,ⅠⅡ軸段左端需要制出一軸肩,根據(jù)h＞,取h=, 故取dIIIII=25㎜；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=28㎜，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上，故III段的長度應(yīng)略小于L1，現(xiàn)取LIII=36㎜。2）初步確定滾動軸承。因軸承主要受徑向力，故選擇深溝球軸承。由《機械設(shè)計課程設(shè)計》表153查得選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的6205深溝球軸承。對于選取的深溝球軸承尺寸dDb=255215㎜,故dIIIIV=dVIIVIII =25㎜，而LVIIVIII=15㎜.右端滾動軸承采用軸肩進行定位，高度h＞,取h=,dIVV=30㎜.3) 取安裝齒輪處的軸段dVIVII =30㎜；㎜，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,取LVIVII=48㎜；齒輪的左端采用軸肩定位,取dVVI=35㎜,軸環(huán)寬度取b≥,取LVVI=b=6㎜.4） 軸承端蓋的總寬度為10mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,考慮軸承座的寬度,故取LIIIII=40㎜.5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=12mm,兩圓柱齒輪間的距離c=,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm,已知滾動軸承寬度B=15mm, 大齒輪輪轂長L=50mm,則L34 =B+s+a+(5048)=15+12+8+2=37㎜。LIVV=L+c+aLVVI=50+16+126=72㎜.至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度。6) 高速軸軸向固定根據(jù)《機械設(shè)計》可知齒輪和半聯(lián)軸器的軸向定位均采用平鍵連接。根據(jù)ⅥⅦ段軸頸dⅥⅦ由《機械設(shè)計課程設(shè)計