【文章內(nèi)容簡介】 （24）確定各參數(shù)的值： ：K=Ⅰ轉(zhuǎn)矩：= Nm =74730 Nmm：=：mm ：＝20 Z2＝90： 由參考文獻(xiàn)6表285用插值法得：＝ ＝＝ ＝，由參考文獻(xiàn)6（式2821）：=+= =：= MPa = MPa取兩者之間較大的，即== MPa：參考文獻(xiàn)6（式2813）：①取彎曲疲勞最小安全系數(shù)=②由參考文獻(xiàn)6圖2818按齒面硬度查得：小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限：＝397 MPa(取MQ值)大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限：＝512 MPa(取ML值)③應(yīng)力值環(huán)數(shù)N：參考文獻(xiàn)6（式2814）：有=60nj=609701（283008）=10= N/=10/=10 彎曲疲勞壽命系數(shù)：查參考文獻(xiàn)6圖2816得：= =④齒輪的疲勞強(qiáng)度極限= MPa =512 MPa 取其中較小值= MPa= MPa即滿足強(qiáng)度要求。4）幾何尺寸計算===165 mmd==60 mmd==270 mmB=圓整得： 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算（1）材料、熱處理、精度材料：因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料參考文獻(xiàn)5按表71選取，都采用45號鋼。熱處理：大齒輪正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。小齒輪齒面硬度取280HBS，大齒輪齒面硬度取240HBS，兩者相差40HBS。精度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用7級。（2）設(shè)計過程1）設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核[6]。初選小齒輪齒數(shù)＝22。大齒輪齒數(shù)＝＝22= ?。?2。2）由齒面接觸疲勞強(qiáng)度公式： （25）確定各參數(shù)的值：：試選=：= Nm =322970 Nmm：=：u=i=：查參考文獻(xiàn)6表284得=：查參考文獻(xiàn)6圖2813得=：參考文獻(xiàn)6(式2817）：其中端面重合度：查參考文獻(xiàn)6圖2812有=+=+=則：=：參考文獻(xiàn)6（式2813）：①取接觸疲勞最小安全系數(shù)=②由參考文獻(xiàn)6圖2817按齒面硬度查得：小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限：σHlim1＝420 MPa(取MQ值)大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限：σHlim2＝550 MPa(取ML值)③應(yīng)力值環(huán)數(shù)N：參考文獻(xiàn)6（式2814）：有=601（283008）=10=/=10/=10接觸疲勞壽命系數(shù)：查參考文獻(xiàn)6圖2815得：K= K=④齒輪的疲勞強(qiáng)度極限[]==420 MPa = MPa []==550 MPa =506 MPa 則許用接觸應(yīng)力： []=([]+[])/2=(+506)/2= MPa ：＝ mm從而得：①計算圓周速度 m/s②計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b：b== mm計算模數(shù)：= mm③計算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=== mm==④計算載荷系數(shù)K：由參考文獻(xiàn)6（式282）：K＝K查表281使用系數(shù)=根據(jù),7級精度, 查參考文獻(xiàn)6圖287得動載系數(shù)=查282，7級，未硬化，得：=查表283，7級，非對稱，得: K=故載荷系數(shù)：K＝K=⑤按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= mm⑥計算模數(shù)= 查參考文獻(xiàn)6表153取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：mm3）由齒根彎曲強(qiáng)度的校核公式： （26）確定各參數(shù)的值:：=：= Nm =322970 Nmm：=：mm:＝22 Z2＝72:由參考文獻(xiàn)6表285用插值法得：＝ ＝＝ ＝，由參考文獻(xiàn)6（式2821）：= + 其中端面重合度：查圖2812：= =：= =：= MPa = MPa取兩者之間較大的，即== MPa：參考文獻(xiàn)6（式2813）：①取彎曲疲勞最小安全系數(shù)=②由參考文獻(xiàn)6圖2818按齒面硬度查得：小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限：＝397 MPa(取MQ值)大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限：＝512 MPa(取ML值)③應(yīng)力值環(huán)數(shù)N：參考文獻(xiàn)6 (式2814)：有=601（283008）=10=/=10/=10 彎曲疲勞壽命系數(shù)：查參考文獻(xiàn)6圖2816得：= =④齒輪的疲勞強(qiáng)度極限= MPa = MPa 取其中較小值= MPa= MPa即滿足強(qiáng)度要求。4）幾何尺寸計算===235 mmd==110 mmd==360 mmB=圓整得： 綜上整理計算結(jié)果有：表22 齒輪設(shè)計參數(shù)級別a齒寬高速級20903165=65 mm,=60 mm低速級22725235=115 mm,=110 mm 軸的設(shè)計計算 高速級軸的設(shè)計（1）由前計算列出Ⅰ軸上各數(shù)據(jù)表23 Ⅰ軸設(shè)計參數(shù)功率/ KW轉(zhuǎn)矩/ Nmm轉(zhuǎn)速（r/min）直徑/ mm壓力角747309706020176。（2）初步確定軸的直徑先由參考文獻(xiàn)6表2101選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)參考文獻(xiàn)6表2103初步估算軸的最小直徑，取。由 （27）有：最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，?。?）軸結(jié)果的設(shè)計 1）擬定軸上零件的傳動方案。如圖所示圖22 Ⅰ軸設(shè)計方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 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，故取。為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求，ⅠⅡ軸段右端需要制出一軸肩，故?、颌蟮闹睆剑蠖擞幂S端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。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的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。：因軸承受有徑向力的作用，故選用單列角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取GB/T2922007的單列角接觸球軸承7206AC型，尺寸為dDB=30 mm62 mm16 mm，故取=30 mm。右端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由課程設(shè)計手冊查軸承軸肩的高度h= mm，取=35 mm。，因小齒輪直徑較小，故直接把齒輪和軸做成一起，即。，防止小齒輪的油甩出。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16 mm，考慮到箱體的鑄造誤差，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=8，已知滾動軸承寬度B=16 mm。第Ⅱ根軸上有兩個齒輪，其中大齒輪齒寬為60 mm，小齒輪齒寬115 mm，取=6 mm，則可計算：=（16+8+166）mm=34 mm。至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度。3）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，其他各處的倒圓角為R=3。（4）求軸上的載荷1）求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為=60 mm切向力 徑向力 軸向力 2）根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖： 圖23 軸的強(qiáng)度分析水平支反力 垂直支反力 水平彎矩 垂直彎矩 總彎矩 表24Ⅰ軸的校核計算載荷水平面H垂直面V支反力彎矩