【文章內(nèi)容簡介】 2計 算 及 說 明結(jié) 果（3）確定許用應(yīng)力 A: 確定極限應(yīng)力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS 查圖1021得=580Mpa, =550 Mpa 查圖1020得=450Mpa, =380MpaB: 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFN N1=60n3jLh =601（283005）=108N2=N1/u=108/3=108查圖10—19得kHN1=,kHN2=C：計算接觸許用應(yīng)力 取 由許用應(yīng)力接觸疲勞應(yīng)力公式查圖1018得kFE1= kFE2=（4）初步計算齒輪的主要尺寸N1=108N2=108計 算 及 說 明結(jié) 果因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（10—26）試算，即 dt≥確定各參數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)K=2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=106P/n3=106 =104Nmm3) 材料彈性影響系數(shù)由《機械設(shè)計》表106取 ZE=4）試算小齒輪分度圓直徑d1tdt≥ == 5）計算圓周速度 v===因為有輕微震動，查表102得KA=。根據(jù)v=,8級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=；T1=104Nmmdt≥v=計 算 及 說 明結(jié) 果 取故載荷系數(shù) K=KA*KV*KHα*KHβ=1= 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得 d1==mm= =7） 計算大端模數(shù)m m =mm= mm（5）、齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 由式(10—23) mn≥確定計算參數(shù)1） 計算載荷系數(shù) 由表109查得KHβbe= 則KFβ= KHβbe=K=KAKVKFαKFβ=1=2）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)K=d1=dm1=m=K=計 算 及 說 明結(jié) 果因為齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)按當量齒數(shù)算。其中 查表105 齒形系數(shù) YFa1=；YFa2=應(yīng)力修正系數(shù) Ysa1=；Ysa2=3）計算大、小齒輪的并加以比較==== 大齒輪的數(shù)值大。4）設(shè)計計算mn≥ ==對比計算結(jié)果，=2mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m===mn≥Z1=25計 算 及 說 明結(jié) 果 大齒輪齒數(shù) Z2=3x25=75（7）、幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d1=mZ=225=50 mm d2=mZ1=275=150mm2)計算錐距R==3)計算齒輪寬度b= RφR== 取B2=30mm B1=25mm五、 軸的設(shè)計計算（一）、減速器輸入軸（I軸）初步確定軸的最小直徑選用45調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS軸的輸入功率為PI= KW 轉(zhuǎn)速為nI=960r/min根據(jù)課本P370（152）式，并查表153，取A0=115d≥求作用在齒輪上的受力Z2=75d1=50 mmd2=150mmR=b=B2=30mm B1=25mmd≥計 算 及 說 明結(jié) 果 因已知道小齒輪的分度圓直徑為d1=50mm而 Ft1==Fr1=Ft=圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案1，5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪軸的輪齒段 6—密封蓋7—軸承端蓋 8—軸端擋圈 9—半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取Φ=22mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KATI==，查標準GB/T 5014—1986，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=52mm,軸段長L1=50mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑Ft1=Fr1=D1=24mmL1=50mm計 算 及 說 明結(jié) 果 取Φ30mm,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)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6207型軸承，其尺寸為dDB=357217，那么該段的直徑為Φ35mm，長度為L3=20mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=Φ45mm，長度取L4= 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ54mm，分度圓直徑為Φ50mm，齒輪的寬度為55mm，則，此段的直徑為D5=Φ54mm，長度為L5=55mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=Φ45mm 長度取L6= 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ35mm，長度L7=20mm求軸上的的載荷1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0D2=30mmL2=74mmD3=35mmL3=20mmD4=Φ45mmL4= D5=Φ54mmL5=55mmD6=Φ45mmL6= D7=Φ35mm，L7=18mmRA=RB=計 算 及 說 明結(jié) 果 那么RA’=RB’ =Fr/2=2） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖3） 判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2= ,由課本表151有:［σ1］=60Mpa 則：RA’=RB’ N計 算 及 說 明結(jié) 果 σe= MeC2/W= MeC2/(D43)=1000/(453)=［σ1］右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)