【文章內容簡介】 圖1021ｄ①按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 由式1013①計算應力循環(huán)次數(shù)　　　　　　　　 由圖1019①查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 計算接觸疲勞強度許用應力　　　　取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由式1012①得　　　　　　　　　　 （6）計算　 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得　　　　 計算圓周速度　　　　 計算齒寬ｂ及模數(shù)　　　　　　　計算縱向重合度　　　　　計算載荷系數(shù)K 且已知使用系數(shù)　　　根據(jù)，７級精度，由圖108①查得動載荷系數(shù).　　　由表104①查得　　　　　　　由圖1013①查得　　　假定，由表103①查得 故載荷系數(shù)　按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010ａ①得　計算模數(shù)　　　由式1017①　7）確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)　　　　根據(jù)縱向重合度，從圖1028①查得螺旋角影響系數(shù)　　　計算當量齒數(shù)　　　查取齒形系數(shù)由表105①查得　　查取應力校正系數(shù)　　　由表105①查得　　由圖1020ｃ①查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖1018①查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)　　　　　　 計算彎曲疲勞許用應力　　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝，由式1012①得　　　　　　 計算大小齒輪的　　　　　　　　大齒輪的數(shù)據(jù)大.（8）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?，取，則計算中心距將中心距圓整為87mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正.計算大、小齒輪的分度圓直徑計算大、小齒輪的齒根圓直徑計算齒輪寬度圓整后取；合適. 平動齒輪的設計計算 （1）選用７級精度. （2）由表101①選擇齒輪材料為４５鋼（調質），硬度為２４０HBS. 選外齒輪齒數(shù)，內齒輪齒數(shù). 由設計計算公式109ａ①進行試算，即 　　（3）確定公式各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) 計算內齒輪傳遞的轉矩 由表107①選取齒寬系數(shù) 由表106①查得材料的彈性影響系數(shù) 由圖1021ｄ①按齒面硬度查得 內齒輪的接觸疲勞強度極限 外齒輪的接觸疲勞強度極限 由式1013①計算應力循環(huán)次數(shù) 　 　 由圖1019①查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 計算接觸疲勞強度許用應力　　取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由式1012①得 　 　?。?）計算 試算內齒輪分度圓直徑，代入中的較小值　　計算圓周速度v 計算齒寬ｂ 　 計算齒寬與齒高之比ｂ／ｈ 模數(shù)　　　　齒高 計算載荷系數(shù)K　　　　根據(jù)，７級精度，由圖108①查得動載荷系數(shù)　　假設，由表103①查得　　由表102①查得使用系數(shù) 由表104①查得　　　　　　由圖1028①查得 故載荷系數(shù)　 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010a①得 計算模數(shù)m 由式105①得彎曲強度的設計公式為: （5）確定公式內的計算數(shù)值 由圖1018c①查得 內齒輪的彎曲疲勞強度極限 外齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖1018①查得彎曲疲勞壽命系數(shù)　　　　 計算彎曲疲勞許用應力　　取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式1012①得　　　 計算載荷系數(shù) 查取齒形系數(shù) 由表105①查得　　 查取應力校正系數(shù)　　　由表105①查得　　 計算內外齒輪的，并比較　　　　 得大齒輪的數(shù)據(jù)大.（6）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m小于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，并就近圓整為標準值m＝?！　　　　? 按接觸強度算得的分度圓直徑 算出內齒輪齒數(shù)　取　 外齒輪齒數(shù)　 計算分度圓直徑 計算齒根圓直徑 計算中心距 因為齒輪平動中心距為e=3mm 計算齒寬 取　合適.注：① 《機械設計》第八版 濮良貴，紀名剛主編. 軸的設計計算 輸入軸的設計計算 輸入軸（1）輸入軸上的功率（2）求作用在車輪上的力?。?）初定軸的最小直徑 選軸的材料為４５鋼，①，取于是由式152①初步估算軸的最小直徑。 這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，校正值，聯(lián)軸器的計算轉矩 查表141①取，則。 查《機械設計手冊》（軟件版），選用GB50141985中的HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為16000N，軸孔長度L＝32ｍｍ,J型軸孔,C型鍵,聯(lián)軸器主動端的代號為HL1 24*32 GB50141985,相應地,軸段1的直徑,軸段1的長度應比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短,故取。（4）軸的結構設計　 擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）.　 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度.　 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，１軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取圓柱套筒的直徑　　　。初選型號6006的深溝球軸承　參數(shù)如下： 　　　基本額定動載荷 　基本額定靜載荷故 軸段4的長度與軸承寬度相同,故取?！? 軸段3上固結齒輪,且應略大與,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,已知齒寬,故取取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,。 ：選單圓頭平鍵 鍵C 8*28 GB10951979 t=4mm h=7mm （5）軸的受力分析 畫軸的受力簡圖 軸的受力圖 計算支承反力 在水平面上　在垂直面上 故 總支承反力 畫彎矩圖 故 畫轉矩圖（6） 校核軸的強度 C剖面左側，因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，故C剖面左側為危險剖面 軸的材料為45剛 , 調質處理. 由 表 151① 查得 ,. 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表32① , ,經(jīng)插值后可查得 又由附圖31①可得軸的材料的敏性系數(shù)為: 故有應力集中系數(shù)按式(附34) ①為: 由附圖32①得尺寸系數(shù)由附圖33①得扭轉尺寸系數(shù) 由附圖34①得 軸未經(jīng)表面強化處理,即,則按式312①及312a①得綜合系數(shù)值為: 由31①及32①得碳鋼的特性系數(shù) , 取 , 取 于是,計算安全系數(shù)值,按式(156)~(158) ①則得: 故安全.（7 ）按彎矩合成應力校核軸的強度 對于單向轉動的轉軸,通常轉矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表151①得[]=60mpa,因此,故安全。（8 ）校核鍵連接強度聯(lián)軸器: .（9） 校核軸承壽命 軸承載荷 軸承1 徑向: 軸向: 軸承2 徑向: 軸向: 因此,軸承1為受載較大的軸承,按軸承1計算 按表136①,取按表135①注1,對深溝球軸承取,則相對軸向載荷為 在表135①~,~,~ 故 查表133①得預期計算壽命. 曲軸的設計計算 曲軸圖（1）中間軸上的功率轉矩（2）求作用在車輪上的力 高速大齒輪: