【文章內容簡介】 =690 MPa驗算 =680 MPa 計算結果表明，接粗疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整，否則，尺寸調 整后應再進行驗算。3　 確定傳動主要尺寸 因模數取標準值時，齒數已重新確定，但并未圓整，故分度圓直徑不會改變，即： 小齒輪分度圓直徑 大齒輪分度圓直徑 中心距齒寬504　 齒根彎曲疲勞強度計算重合度系數齒寬載荷分布系數 由書[2] 齒向載荷分布系數 由書[2] = 載荷系數 齒形系數 由書[2] 彎曲疲勞極限 由書[2] MPa MPa彎曲最小安全系數 由書[2] =彎曲壽命系數 由書[2] 尺寸系數 由書[2] 許用彎曲應力 MPa MPa驗算 MPa MPa 傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。 齒輪結構及尺寸 計算得齒頂圓500 mm，所以齒輪采用圓盤式鍛造齒輪結構，結構如圖31所示： 圖31 鍛造齒輪結構圓盤式各參數列在表31中： 表31 各軸參數 名稱主動小齒輪從動大齒輪轂孔直徑6090輪轂直徑6464輪轂寬度L6050齒頂圓直徑155230圓盤內圈直徑130205孔板分布圓直徑97135孔板直徑1632腹板厚度C1515 （5）軸的設計計算1　 軸的材料選擇和最小直徑估算 根據工作條件，初選軸的材料為45鋼，高速軸表面淬火，低速軸調質處理。按扭轉強度法進行最小直徑估算，即：。初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大5%~7%，兩個鍵槽時，d增大10%~15%。查書[1]表142 ,所以有前面的常數， ，計算各軸的最小直徑如下： Ⅰ軸：== mm= mm ，考慮到安裝大同步帶輪，還有安裝小齒輪，當中要設有一個鍵槽，綜合這些方面的考慮，所以有：= mm，實際取值是40 mm。 Ⅱ軸：=== mm 因低速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設有一個鍵槽，則：= mm。實際選取mm。2　 軸的結構設計 Ⅰ軸的結構設計： a. 各軸段直徑的確定 ：最小直徑安裝大同步帶輪，所以：==40 mm ： ==50 mm。：滾動軸承處軸段，=60 mm。滾動軸承選取6212AC，其尺寸為= ：過渡軸段,滾動軸承采用油潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，取=68 mm：=，滾動軸承選取6212AC，其尺寸為= ：= ：=，這是安裝小齒輪，也就是主動齒輪的軸。 b. 各軸段的長度確定 ：由大同步輪的輪轂長度=48 mm確定，=46 mm。 ：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定=70 mm。 ：由滾動軸承、軸用彈性擋圈及裝配關系等確定，=30 mm。 ：由裝配關系、箱體結構等確定，=122 mm。 ：=。 ：由裝配需要，=49 mm :由小齒輪的輪轂長度=60 mm確定，=58 mm。 c. 細部結構設計由書[3]表1411查出大同步輪輪處鍵=（t= mm，=,r=），小齒輪處鍵=（t= mm，=,r= mm）；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為。Ⅱ軸的結構設計： a. 各軸段直徑的確定 ：最小直徑安裝大同步帶輪，所以：==40 mm ： ==50 mm。 ：滾動軸承處軸段，=60 mm。滾動軸承選取6212AC，其尺寸為= ：過渡軸段,滾動軸承采用油潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，取=68mm ：=，滾動軸承選取6212AC，其尺寸為= ：= ：=，這是安裝小齒輪，也就是主動齒輪的軸。 ：這里要攻一段M30的螺紋，所以=30 mm b. 各軸段的長度確定 ：由從動齒輪的輪轂長度=60 mm確定，=58 mm。 ：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定=91 mm。 ：由滾動軸承、軸用彈性擋圈及裝配關系等確定，=30 mm。 ：由裝配關系、箱體結構等確定，=122 mm。 ：=。 ：由裝配需要，= mm :由送料輪的輪轂長度=55 mm確定，=50 mm。 c. 細部結構設計由書[3]表1411查出從動齒輪處鍵=（t= mm，=,r= mm），小齒輪處鍵=（t= mm，=,r= mm）；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為。 軸的校核（Ⅰ軸的校核） 圓周力： N 徑向力： N圖32 Ⅰ軸部分組裝 各段跨度為：軸的受力圖如圖33所示，可見在安裝齒輪處為危險截面：注：,（）進行校核時，通常只校核軸上承受的最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。 === Mpa。 根據選定的軸的材料45鋼，調質處理。由《機械設計》表151查得=60 ,故強度足夠。 故此軸的設計是合理的。 圖33 Ⅰ軸的受力分析圖 （6） 滾動軸承的選擇及校核計算（Ⅰ軸）1　 6212AC軸承，它們之間的軸向力：軸向力：由,故軸承1為壓緊端,軸承2為放松端.. 計算軸承當量載荷。 由書[3]表1611查的e =書[3]表1611取X1=,Y1=取X2=1,Y2=0故當量載荷： （7） 連接鍵的選擇和計算 軸I: 鍵1240 GB/T 1096[圓頭普通平鍵(A型)b=12,h=8,L=40]，兩個。 軸II: 鍵1240 GB/T 1096[圓頭普通平鍵(A型)b=12,h=8,L=40]，兩個 鍵的校核: 查書[3]表可知1　 軸I上的鍵校核： 所以強度足夠。2　 軸II上的鍵校核： 強度足夠 校直系統(tǒng)的設計 設計方案材料的彎曲可以看成是受到某種應力的作用而產生，我們可根據材料的特性和各種曲率算出應施力的點與力的大小，但這往往是極復雜而不必要的，實際中代之以施加交變應力的方法。校直機構的作用實質是施加頻率較高的周期性交變應力，使材料產生超過其彈性限度的變形，變形在相反的方向上交替發(fā)生。交替變形達一定程度后，以較慢速率逐漸減弱至零，原來的彎曲即被抵消。本校直機的校直系統(tǒng)采用的是模具校直方式，圓鋼在前進的同時，電機帶動模具轉動，使得圓鋼圓整，并對其直線度校正，達到了校直的目的。 設計內容（1）電機的選擇 這里的傳動動力采用了步進電機帶動一級同步帶的減速傳動，傳動比。 計算電機力矩，選擇電機型號：已知輸出轉矩=10Nm，所以輸出軸的扭矩= Nm，由于步進電機要在高速時扭矩要大幅下降，所以電機的安全系數取3較為保險。故電機力矩 Nm根據查閱到的資料顯示 57系列步進電機最大扭矩可達3 Nm， 86系列步進電機最大扭矩可達12 Nm。 110系列步進電機最大扭矩可達25 Nm。因此110系列步進電機完全符合驅動要求，又根據市場現(xiàn)有的步進電機生產廠家，綜合各方面的考慮，選110BYG350D 型號。工作轉速： r/min所以電機的轉速：=2002=100 r/min電機的額定功率： KW（2）同步帶傳動的設計1　 同步帶要求功率P= KW，帶輪轉速=150 rpm，傳遞的扭矩為T= Nm 。2　 設計功率 由查閱書[1] KW根據 Kw和150 rpm，查閱書[1] 型號：XL型 節(jié)距： mm3　 小帶輪齒數根據帶型及其轉速，查閱書[1]，此處取=16。4　 小帶輪的節(jié)圓直徑 mm，查閱書[1] mm。5　 傳動比i=，則大帶輪的齒數Z2=24，6　 mm，查閱書[1] mm。7　 帶速 m/s。8　 初定軸間距取=500 mm9　 帶長及其齒數 = = mm