【文章內容簡介】 22mm，中心距a==195mm. 齒寬圓整為：B1=89mm，B2=84mm。3）（）齒輪對的計算：d1= m=396=234mm，d2= m=266=156mm，中心距a==195mm. 齒寬 B1=48mm，B2=53mm。4） 多聯(lián)齒輪對的校核：由于這兩對齒輪的小齒輪都比16大，因此都能滿足彎曲強度和接觸強度。4第四級傳動齒輪對（）的計算：13） 按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。14） 選用7級精度。15） 大小齒輪的材料40Cr（調質并表面淬火），硬度為48~55HRC。16） ，傳動比u=. 傳動效率 。17） 取第二級傳動比最大的傳動比計算轉矩： 。18） 由圖1020d查得大小齒輪的彎曲疲勞極限為，19） 計算應力循環(huán)次數(shù)： 。20） 由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)21） 計算彎曲疲勞許用應力：去彎曲疲勞安全系數(shù)S=. ==360Mpa，==380Mpa。22） 初選載荷系數(shù)。23） 由表107查得24） 查取齒形系數(shù)，，計算大小齒輪的計算大小齒輪的，并加以比較：====，小齒輪數(shù)值大。設計計算：m≥= mm=為了更好的滿足接觸強度要求，取m為6mm。20） 計算大小齒輪的直徑計算圓周速度為V：V===21） 查圖108得動載系數(shù)，由于是直齒輪，22） 由表102查得齒高 h==6 mm=， ，查表104插值得23） 由圖1013插值查得24） 載荷系數(shù)，載荷系數(shù)比小，能滿足彎曲強度要求，不需要校正。 按齒面接觸疲勞強度校核：由設計計算公式109a進行試算即：d≥（109a）⑤ 確定公式中的各計算數(shù)值：g、 由設計對象知外嚙合時公式中的正負號取正號h、 根據(jù)配對齒輪的材料類型為鍛鋼鍛鋼，由《機械設計》表106查得的彈性影響系數(shù)Z= 。i、 由《機械設計》圖1021e中并按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=1100Mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=1100Mpah、根據(jù)齒輪的材料、熱處理方法及應力循環(huán)次數(shù)查《機械設計》中圖1019取小齒輪的接觸疲勞系數(shù)K=；大齒輪的接觸疲勞系數(shù)為K=載荷系數(shù)i、計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，對接觸疲勞強度計算，由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動增大，并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果，故安全系數(shù)S=。由《機械設計》中式1012得：===696Mpa===719Mpa⑥ 計算：a、試算小齒輪分度圓直徑，代入與中較小的值：≥= =所以與通過以上彎曲疲勞強度設計出來的小齒輪分度圓直徑基本符合，不需要重新校核。 幾何尺寸的計算：⑦ 計算分度圓直徑：d= mZ=619=114mmd= mZ=671=426mm⑧ 計算中心距：a===270mm⑨ 計算齒輪寬度：b==114=為了防止齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位導致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷，所以將小齒輪齒寬在圓整的基礎上人為地加寬5mm，取B=91mm，B=96mm5第四級多聯(lián)齒輪的計算：由于多聯(lián)滑移齒輪需要滑移黏合，所以各齒輪對的中心距都相等。1）多聯(lián)齒輪的尺寸計算：2）（）齒輪對的計算：d1=m==369mm，d2=m==171mm，中心距a==270 mm. 齒寬圓整為：B1=91mm，B2=86mm。3）按彎曲疲勞強度校核：m≥。（105）25） 按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。26） 選用7級精度。27） 大小齒輪的材料40Cr（調質并表面淬火），硬度為48~55HRC。28） ，傳動比u=. 傳動效率 。29） 取第二級傳動比最大的傳動比計算轉矩： 。30） 由圖1020d查得大小齒輪的彎曲疲勞極限為，31） 計算應力循環(huán)次數(shù)： 。32） 由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)33） 計算彎曲疲勞許用應力：去彎曲疲勞安全系數(shù)S=. ==360Mpa，==352Mpa。34） 初選載荷系數(shù)。35） 由表107查得由表105查取齒形系數(shù)，，計算大小齒輪的計算大小齒輪的，并加以比較：====，小齒輪數(shù)值大。設計計算：m≥= mm=為了更好的滿足接觸強度要求。25） 計算圓周速度為V：V===26） 查圖108得動載系數(shù)，由于是直齒輪，27） 由表102查得齒高 h== mm=， ，查表104插值得28） 由圖1013插值查得29） 載荷系數(shù)，載荷系數(shù)比小，能滿足彎曲強度要求，不需要校正。 按齒面接觸疲勞強度校核：由設計計算公式109a進行試算即：d≥（109a）⑦ 確定公式中的各計算數(shù)值：j、 由設計對象知外嚙合時公式中的正負號取正號k、 根據(jù)配對齒輪的材料類型為鍛鋼鍛鋼，由《機械設計》表106查得的彈性影響系數(shù)Z= 。l、 由《機械設計》圖1021e中并按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=1100Mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=1100Mpah、根據(jù)齒輪的材料、熱處理方法及應力循環(huán)次數(shù)查《機械設計》中圖1019取小齒輪的接觸疲勞系數(shù)K=；大齒輪的接觸疲勞系數(shù)為K=載荷系數(shù)i、計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，對接觸疲勞強度計算，由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動增大，并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果，故安全系數(shù)S=。由《機械設計》中式1012得：===696Mpa===675Mpa⑧ 計算：a、試算小齒輪分度圓直徑，代入與中較小的值：≥= =所以滿足滿足接觸疲勞強度要求。 幾何尺寸的計算：⑩ 計算分度圓直徑：d= mZ=82=369mmd= mZ=38=171mm? 計算中心距：a===270mm? 計算齒輪寬度：b==171=為了防止齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位導致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷，所以將小齒輪齒寬在圓整的基礎上人為地加寬5mm，取B=86mm，B=91mm表32 各齒輪參數(shù)表編號齒數(shù)材料熱處理硬度模數(shù)分度圓直徑中心距齒寬12640Cr調質后表面淬火48~55HRC575440Cr調質后表面淬火48~55HRC5222240Cr調質后表面淬火48~55HRC6132165713340Cr調質后表面淬火48~55HRC1986631940Cr調質后表面淬火48~55HRC6114165623640Cr調質后表面淬火48~55HRC2165741640Cr調質后表面淬火48~55HRC696165533940Cr調質后表面淬火48~55HRC2344852640Cr調質后表面淬火48~55HRC6156195533940Cr調質后表面淬火48~55HRC2344862840Cr調質后表面淬火48~55HRC6168195893740Cr調質后表面淬火48~55HRC2228471840Cr調質后表面淬火48~55HRC6108195594740Cr調質后表面淬火48~55HRC2825483840Cr調質后表面淬火48~55HRC171270918240Cr調質后表面淬火48~55HRC3698691940Cr調質后表面淬火48~55HRC6114270967140Cr調質后表面淬火48~55HRC42691第四章 軸的設計本章節(jié)中計算公式及計算參數(shù)來自濮良貴、紀名剛編?！稒C械設計》[M]。北京：高等教育出版社，2008與吳宗澤編?！稒C械設計課程設計手冊（第三版）》[M].北京：高等教育出版社，2007。 初步確定各軸的最小軸徑 軸Ⅰ軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)《機械設計》表153，取=112。于是得： 軸Ⅱ軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)《機械設計》表153，取=112，于是得： 軸Ⅲ軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)《機械設計》表153，取=112，于是得： 軸Ⅳ軸的材料為40Cr，調質處理，根據(jù)《機械設計》表153，取=104，于是得： 軸Ⅴ軸的材料為40Cr，調質處理，根據(jù)《機械設計》表153，取=97，于是得：二 軸的強度校核 軸Ⅰ的載荷分析圖如圖47。（a）（b）（c）（d）（e）圖47 軸Ⅰ的載荷分析圖（1） 求軸上載荷①軸的受力分析如圖47（a）所示：②水平面受力與彎矩如圖47（b）所示：=545N.③垂直面受力與彎矩如圖47（c）所示：④彎矩合成如圖47（d）所示：⑤扭矩如圖47（e）所示：（2）按彎扭合成強度條件校核軸的危險面B通常由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應力是對稱循環(huán)變應力，而由扭矩所產(chǎn)生的扭轉切應力則常不是對稱循環(huán)變應力。為了考慮兩者循環(huán)特性的不同，引入折合系數(shù)。當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取。由得軸的材料為45鋼調質，(安全系數(shù)為4)，故安全。2 軸Ⅱ的載荷分析圖如圖48（a）（b）(c)(d)(e)圖48 軸Ⅱ的載荷分析圖（1）求軸上載荷①軸的受力分析如圖48（a）所示：②水平面受力與彎矩如圖48（b）所示：③垂直面受力與彎矩如圖48（c）所示：（負號表示該力的方向與圖示中標示的方向相反）④彎矩合成如圖48（d）所⑤扭矩如圖48（e）所示：（2）按彎扭合成強度條件校核軸的危險面C由得軸的材料為45鋼調質，(安全系數(shù)為2)，故安全。其它兩個位置的載荷比中位小，故安全。 軸Ⅲ的載荷分析圖如圖49。（a）（b）（c）（d）（e）圖49 軸Ⅲ的載荷分析圖（1）求軸上載荷①軸的受力分析如圖49（a）所示：②水平面受力與彎矩如圖49（b）所示：③垂直面受力與彎矩如圖49（c）所示：④彎矩合成如圖49（d）所示：⑤扭矩如圖49（e）所示：（2）按彎扭合成強度條件校核軸的危險面B由得軸的材料為45鋼調質，()，故安全。 軸V的載荷分析圖如圖410。(a)(b)(c)(d)(e)圖411 軸Ⅴ的載荷分析圖（1）求軸上載荷①軸的受力分析如圖49（a）所示：②水平面受力與彎矩如圖49（b）所示：③垂直面受力與彎矩如圖49（c）所示：④彎矩合成如圖49（d）所示：⑤扭矩如圖49（e）所示：（2）按彎扭合成強度條件校核軸的危險面B由得軸的材料為45鋼調質，()，故安全。 軸承壽命計算機床預定壽命軸Ⅰ左端的滾動軸承6005的壽命計算查《機械設計課程設計手冊（第3版）》表61中知對于軸承6005的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。由于軸Ⅰ的軸向載荷很小，故由《機械設計》表135知X=1，Y=0。據(jù)《機械設計》表136，取載荷系數(shù)。則：當量動載荷軸承壽命軸承6005不符合壽命要求，故改選軸承為滾動軸承6405，并重新計算軸承壽命。查《機械設計課程設計手冊（第3版）》表61中知對于軸承6405的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。軸承壽命所以選用6405軸承可以滿足要求。軸Ⅰ右端的滾動軸承6005的壽命計算查《機械設計課程設計手冊（第3版）》表61中知對于軸承6005的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。由于軸Ⅰ的軸向載荷很小，故由《機械設計》表135知X=1，Y=0。據(jù)《機械設計》表136，取載荷系數(shù)。則：當量動載荷軸承壽命所以選用6005軸承可以滿足要求。軸Ⅱ左端的滾動軸承6006的壽命計算查《機械設計課程設計手冊（第3版）》表61中知對于軸承6006的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。由于軸Ⅱ的軸向載荷很小，故由《機械設計》表135知X=1，Y=0。據(jù)《機械設計》表136，取載荷系數(shù)。則：當量動載荷軸承壽命所以選用6006軸承不符合壽命要求，故改選軸承為滾動軸承6206，并重新計算軸承壽命。查《機械設計課程設計手冊（第3版）》表61中知對于軸承6006的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。軸承壽命所以選用6205軸承可以滿足要求。軸Ⅱ右端的滾動軸承6005的壽命計算查《機械設計課程設計手冊（第3版）》表61中知對于軸承6005的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。由于軸Ⅱ的軸向載荷很小，故由《機械設計》表135知X=1，Y=0。據(jù)《機械設