【文章內容簡介】 2]中查圖1013 得 故載荷系數⑥ 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由文獻[2]中式1010a得 ⑦ 計算模數m 按齒根彎曲強度計算由文獻【1】中式105彎曲強度設計公式 1. 確定公式內各計算數值① 由文獻[2]中圖1020c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② 由文獻[2]中圖1018取彎曲疲勞壽命系數 ③ 計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數 由[2]中式1012④ 計算載荷系數⑤ 查取齒形系數 由[2]中表105查得：，⑥ 查取應力校正系數 由[2]中表105查得：，計算大小齒輪的 大齒輪的數值大2. 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積有關，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數 大齒輪的齒數 取、高速級齒輪幾何尺寸計算①分度圓直徑 ② 中心距③ 齒輪寬度 取 圓周力：徑向力：表31 高速級齒輪設計幾何尺寸及參數齒輪壓力角模數中心距齒數比齒數分度圓直徑齒寬小齒輪20176。2147346873大齒輪11322668 減速器內傳動零件——低速級齒輪設計、精度等級、材料及齒數 ⑴ 選用直齒圓柱齒輪傳動⑵ 傳動速度不高，選擇7級精度（GB1009588）⑶ 材料選擇小齒輪 40Cr 調質 硬度280HBS大齒輪 45 調質 硬度240HBS⑷ 選擇小齒輪齒數 大齒輪齒數 試選載荷系數 小齒輪傳遞的扭矩由[2]中表106查得材料彈性影響系數由[2]中表107選取齒寬系數由[2]中圖1021d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限⑥ 由[2]中式1013計算應力循環(huán)次數⑦ 由[2]中圖1019取接觸疲勞壽命系數 ⑧ 計算接觸疲勞許應力 取失效概率為1% 安全系數S=1由[2]中式1012① 計算小齒輪分度圓直徑，代入 ② 計算圓周速度 ③ 計算寬度b ④ 計算齒寬與齒高比模數 齒高 ⑤ 計算載荷系數據 7級精度。由[2]中圖108查動載荷系數；直齒輪。由[2]中表102查得使用系數。由[2]中表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時 由 查[2]中圖1013得 故載荷系數⑥ 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由[2]中式1010a得⑦ 計算模數m 由[2]中式105彎曲強度設計公式 1. 確定公式內各計算數值① 由[2]中圖1020c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② 由[2]中圖1018取彎曲疲勞壽命系數 ，③ 計算彎曲疲勞許應力 取彎曲疲勞安全系數，由[2]中式1012④ 計算載荷系數K ⑤ 查取齒形系數 由[2]中表105查得：，⑥ 查取應力校正系數 由[2]中表105查得：， 計算大小齒輪的 根據[2]中表10—1就近圓整為標準值計算小齒輪齒數 計算大齒輪齒數 、低速級齒輪幾何尺寸計算① 分度圓直徑 ② 中心距③ 齒輪寬度 表32低速級齒輪設計幾何尺寸及參數齒輪壓力角模數中心距齒數比齒數分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬小齒輪20176。618317102170107大齒輪44264500102 軸的設計——輸入軸的設計確定軸的材料 輸入軸材料選定為40Cr，鍛件，調質。求作用在齒輪上的力 根據輸入軸運動和動力參數,計算作用在輸入軸的齒輪上的力： 圓周力：徑向力：初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為45號鋼，調制處理，根據[2]中表153，取 根據軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度①已知軸最小直徑為，由于是高速軸，顯然最小直徑處將裝大帶輪，故應取標準系列值，為了與外連接件以軸肩定位，故取B段直徑為。②初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點各單向固定）。參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6208（參考文獻[1]表832），其尺寸為，為防止箱內潤滑油飛濺到軸承內使?jié)櫥♂尰蜃冑|，在軸承向著箱體內壁一側安裝擋油板，根據需要應分別在兩個擋油板的一端制出一軸肩，故：。③由于軸承長度為21mm，根據[4]，根據箱座壁厚，取12 且齒輪的右端面與箱內壁的距離，則取，根據[4]，而擋油板內測與箱體內壁取3mm，故。根據參考文獻[1]表31知中間軸的兩齒輪間的距離，估取，且中間軸的小齒輪端面與箱體內壁距離為，因，故。④設計軸承端蓋的總寬度為45mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定），根據軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為30mm，故。根據根據帶輪寬度可確定73