【文章內容簡介】 確定公式中的參數(shù)值 1試選用Kft= 2由式（1018）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) 3由式（1019），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 4計算 由當量齒數(shù)為 ZV3=Z3/(cosβ)3=25/()3= ZV4=Z4/(cosβ)3=82/()3= 得齒形系數(shù)YF1=，YF2=，由圖1018查得YS1=，YS2= 取= 試算齒輪模數(shù) = 調整齒輪模數(shù) d3= mnZ3/cosβ=25/ cos11omm= V=πd3tn2/（601000）=π（601000）m/s= 齒寬 b=Фdd1== 齒高h及寬高比 h=(2ha*＋c*)mn=(2＋)=計算實際載荷系數(shù)Kf 1根據(jù)v=,由圖108查得動載荷系數(shù)KV= 2根據(jù)，查得齒間載荷分配系數(shù)Kα= 3查表查得，結合b/h查得齒向載荷分配系數(shù)Kβ=則載荷系數(shù)為 K=KAKVKβKα== 由式（1013）可按實際再和系數(shù)算得的齒輪模數(shù) m1=m1t（K/Kt）1/3=（）1/3mm=堆積計算結果，有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)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從變標準取近值mn=，為了同時滿足接觸疲勞強度，需按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=，即z1=d1cos/mn=cos11o/≈25幾何尺寸計算1中心距為 a= mn(Z3＋Z4)/2cosβ=(25＋82)mm/(2cos11o)=，為此中心距取190mm2則螺旋角為 β=arccos mn(Z3＋Z4)/2a2= [(25＋82)mm/(2190)]=，大齒輪的分度圓直徑 d3= mnZ3/cosβ=25/ = d4= mnZ4/cosβ=82/ =4齒寬 b=Фdd3==，取b4=98mm b3=b＋(5～10)mm,取b3=105mm 圓整中心距后的強度校核齒輪福德中心距在圓整之后，一些參數(shù)均發(fā)生了變化，應重新校核齒輪強度以明確齒輪的工作能力。 1齒面接觸疲勞強度校核按之前類似做法，先計算1022的參數(shù)T1=229810N/mm，Фd=，d3=，等帶入式子 滿足齒面接觸疲勞強度計算條件 2齒根彎曲疲勞強度校核按之前類似做法，先計算1017中的參數(shù)帶入 齒根彎曲疲勞強度滿足需求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于齒輪 端面模數(shù) mt=mn/cosβ= 齒頂高 ha= ha*mn=1= 齒根高 hf= (ha*＋c*)mn=(1＋)= 全齒高 h= ha＋ hf=＋= 頂隙 c=c8mn== 齒頂圓直徑為 da3=d3＋2ha=＋2= da4=d4＋2ha=＋2= 齒根圓直徑為 df3=d3－2hf=－2= df4=d4－2hf=－2= 斜齒圓柱齒輪上作用力的計算高速級齒輪傳動的作用力 1已知條件 高速軸傳遞的轉矩T1=54380Nmm,轉速n1=576r/min,高速級齒輪的螺旋角β=,小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑d1= 2齒輪1的作用力 圓周力為 Ft1=2T1/d1=254380/=其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為 Fr1=Ft1tanan/cosβ=tan20o/=其方向為由力的作用點指向輪1的轉動中心軸向力為 Fa1= Ft1tanβ==其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力方向法向力為 Fn1=Ft1/cosancosβ=(cos20o)N= 3齒輪2的作用力 從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的力大小相等，作用方向相反低速級齒輪傳動的作用力 1已知條件 中間軸傳遞的轉矩T2=229810Nmm,轉速n2=,低速級齒輪的螺旋角β=。為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑d3= 2齒輪3的作用力 圓周力為 Ft3=2T2/d3=2229810/=其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為 Fr3=Ft3tanan/cosβ=tan20o/=1911。9N其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心軸向力為 Fa3= Ft3tanβ==其方向可用右手法則確定，即用右手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力方向法向力為 Fn3=Ft3/cosancosβ=(cos20o)N= 3齒輪4的作用力 從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，作用方向相反六、軸的設計計算 低速軸的設計計算求輸出軸上的功率P、轉速n和轉矩T P=,n=m 求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓半d= Ft= Fr= Fa=Ft圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖48b所示　初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據(jù)《機械設計（第九版）》表153，取較小值Ao=106,則得 dmin=Ao(P3/n3)1/3=106() 1/3mm=，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩TC=KAT3，查《機械設計（第八版）》表141，由于轉矩變化很小，故取KA=，則 TC=KAT3=718330Nmm=1077495 Nmm查《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表174，HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器符合要求，其公稱轉矩為1250Nm，聯(lián)軸器的孔徑為d=48mm，、聯(lián)軸器長度L=112，聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案（見圖44） 1為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，1軸段右端需制出一軸肩，故取2段的 直徑d2=55，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑D=60mm聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1段的長度應比略短些，現(xiàn)取。 2初步軸承。 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)d2=55mm，由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表157中初步選取0基本游隙組，6段軸承為7212C，3段為7211c其尺寸為d=60mm,外徑D=110mm,寬度B=22mm，d3=d7=60mm，而L7=。左端軸承采用軸肩進行軸向定位 3取安裝齒輪處的軸段d5=，齒輪的右端與右端之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為80mm，故取L4=。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為d5=。軸環(huán)寬度。L5=10mm ，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離L=，故取 L2= 5箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取L3=37mm L6=96mm（3）軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按d5由《機械設計（第九版）》表61查得平鍵bh=18mm11mm截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm，同時為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；由《機械設計（第九版）》表61查得平鍵截面同樣，bh=14mm9mm，聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力FR1H=R1V=R2H=R2V=彎矩MMaH=mMbH=mMaV=m總彎矩M1=√＋()2Nmm=mM2=√＋()2Nmm=m扭矩TT1= Nm按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼（調質），由《機械設計（第九版）》表151查得，故安全。精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面bb剖面7右側受應力最大（2）bb剖面右側抗彎截面系數(shù) W=πd35/32bt(d5t)/2d5=π623/32mm3187(627)2/(262) mm3=20312mm3抗扭截面系數(shù) WT=πd35/16 bt(d5t)/2d5=π623/16mm3187(627)2/(262) mm3=43698 mm3bb剖面右側彎矩M為bb剖面