【文章內(nèi)容簡介】 外齒輪齒形系數(shù)YFa①試選載荷系數(shù)KFt=。②由式（424）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。Yε=+=+= (424) ③計算。 =、YFa2=。 =、Ysa2=。 外齒輪應(yīng)力修正系數(shù)Ysa =500 MPa、σFlim2=380 MPa。=、KFN2=。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（425）得[σH]1==MPa= MPa[σH]2==MPa= MPa (425) (426) 調(diào)質(zhì)處理鋼的σFlim 彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN (427) 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取== 2）試算模數(shù)mt (428) == mm (2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 ①圓周速度v。d1=mtz1=30 mm= mm (429)v = m/s= m/s (430) ②齒寬b。b=Φdd1=1 mm= mm (431) ③寬高比b／h。h=(2h) mt =(21+) = mm (432)b／h=／= (433) 2）計算實際載荷系數(shù)KF。 ①根據(jù)v= m/s，7級精度，=。 ②由Ft1=2T1／d1=2103／ N= N， KAFt1／b=1／ N/mm= N/mm ﹤100 N/mm查表46得齒間載荷分配系數(shù)KFα=。 ③由表47用插值法查得KHβ=，結(jié)合b／h =。，得KFβ=。則載荷系數(shù)為KF=KA KV KFα KFβ =1=3） 由式（434），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=== mm (434)表47 接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)KHβ 彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)KFβ 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)m= mm，并就近圓整為標準值m=1 mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1= mm，計算出小齒輪齒數(shù)z1=d1／m= mm。 取z1=32，則大齒輪齒數(shù)z2=uz1=32=，取z2=87，z1與z2互為質(zhì)數(shù)。 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，由滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 幾何尺寸的計算 (1)計算分度圓直徑d1=z1 m=321=32d2=z2 m=871=87 (435) (2)齒根圓直徑df1 =(z1 2h2c) m= mmdf2 =(z2 2h2c) m= mm (436) (3)齒頂圓直徑da1=(z1+2h)m=34 mmda2=(z2+2h)m=89 mm (437)(4)計算中心距ɑ=(d1+d2) ／2=(32+87) ／2= mm (438) 采用變位法將中心距就近圓整至ɑ=60 mm。 主要設(shè)計結(jié)論表48 齒輪設(shè)計結(jié)論參數(shù)齒數(shù)z模數(shù)/mm分度圓直徑d/mm齒根圓直徑df /mm齒頂圓直徑da /mm齒寬b/mm傳動比i中心距ɑ/mm小齒輪32132343760大齒輪87878932 軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計及計算對既傳遞轉(zhuǎn)矩又承受彎矩的重要軸，常采用階梯軸，階梯軸的設(shè)計包括結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計。其設(shè)計過程需要先估算最小軸徑，再根據(jù)軸上零件的固定和定位方式，設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（即軸徑和軸各段長度），最后校核軸的強度。 輸入軸的設(shè)計1. 輸入軸的功率P轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1。 查表41，得P1= kW，n1=910 r/min，T1= Nm2. 求作用在齒輪上的力因已知高速軸小齒輪的分度圓直徑為d1=32 mm，則圓周力Ft== N= N (439)徑向力Fr=Ft =tan20176。N= N (440)軸向力Fa=Ft tanβ=tan0 =0 N (441)3. 初步確定軸的最小直徑 按式（442）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表49，取A0=112，于是得dmin=A0 =112 mm= mm (442)表49 軸常用幾種材料的及A0值 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故取輸入軸直徑為18 mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 擬定軸上零件的裝配方案。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)軸器的軸向定位要求，I—II軸段右端需制出一軸肩。 輸入軸的結(jié)構(gòu)方案取II—III段的直徑dII—III = 20 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈內(nèi)孔直徑D= 20 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1= 52 mm；為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I—II段的長度應(yīng)比L1 略短一些，現(xiàn)取LI—II = 40 mm。(2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d II—III = 20 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6204，其尺寸為d D B =20 mm47 mm14 mm，故d III IV = d VII VIII =20 mm；而LVII VIII = 16 mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得6204型軸承的定位軸肩高度h = 1mm，因此，取d VI VII = 24 mm。(3) 取安裝齒輪處的軸段Ⅳ—Ⅴ的直徑d IV V = 24 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為32 mm，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，故取L IV V = 34 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h d，取h = 1 mm，則軸環(huán)處的直徑d V VI = 26 mm 。軸環(huán)寬度b≥，取L V VI = 2 mm。(4) 軸承端蓋的總寬度為15 mm(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，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離L = 1 mm，故取L II—III = 16 mm。(5) 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a =11 mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，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 = 2 mm，已知滾動軸承寬度B = 14 mm，齒輪輪轂長L = 32 mm，則L III IV = B + s + a + (34 32) = (14 + 2 + 11 + 2)mm = 29 mm (443)LVI VII = L + c + a + s – L V VI = (32 + 20 + 11 + 2 2) mm =63 mm (444)至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3) 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按d IV V由手冊查得平鍵截面b h = 5 mm 5 mm (GB/ T 1095—1979)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為30 mm(標準鍵長見GB/ T 1096—1979)；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/ n6；同樣,半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,選用平鍵為5 mm 5 mm 30 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/ k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表410，取軸端倒角為C1，各軸肩處的圓角半徑見圖412。表410 零件倒角C與圓角半徑R的推薦值 輸出軸的設(shè)計1. 輸入軸的功率P轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2。 查表41，得P2= kW，n2=335 r/min，T2= Nm2. 求作用在齒輪上的力因已知高速軸小齒輪的分度圓直徑為d2=87mm，則圓周力Ft== N= N (445)徑向力Fr=Ft =tan20176。N= N (446)軸向力Fa=Ft tanβ=tan0 =0 N (447)3. 初步確定軸的最小直徑按式（448）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表49，取A0=112，于是得dmin=A0 =112 mm= mm (448)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故