【文章內容簡介】 81848382848配對齒輪Z5Z6Z7Z8Z1Z2Z3Z47 軸的計算 變速箱輸出軸的設計軸上的功率 P、轉速 n、轉矩 T由以上計算知變速箱輸入轉速 n2=655r/min,輸出轉速 n3=220r/min；功率 P2=，輸出 P3=；輸入轉矩 T1= ? m，輸出轉矩 T2= ? m；求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=mz2=4 48=192mm 初步確定軸的最小直徑查《機械設計》課本，由式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材 料為 45 鋼，調質處理[8]。根據(jù)表 153，取 A0=112，于是得dmin=A03P3 = 112 3n3220= 輸出軸的最小直徑是帶輪處的直徑。最小直徑選為 30mm。軸的結構設計1） 擬定軸上的零件裝配方案裝配圖如圖 4—3.2） 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度（1） 為使鏈輪的右側有軸向定位，在 III 處需制出一軸肩，故取 IIIII 段的直徑 dIIIII=40mm，帶輪和軸配合長度 L1=40mm。（2） 初步選擇滾動軸承。 軸只承受徑向力，故選擇單列圓柱軸承。根據(jù)工作要求 dIIIII=44mm，選擇軸承 6210 其尺寸為 d D B=50 90 20，故 dIIIIV=50mm，而 LIIIIV=20mm。右端滾動軸承采用軸肩進行定位，由手冊上查得 6210 型軸承，取dVIIVIII=50mm。（3） 取安裝齒輪處的軸段 IVV 的直徑 dIVV=55mm。齒輪的左端與左端軸承 之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 ，為使套筒端面可 靠地壓緊齒輪，故 LIVV=56mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h,取 h=5mm，則軸環(huán)處直徑 dVVI=65mm。軸環(huán)寬度 b,取LVVI=12mm。（4）軸上零件的周向定位 帶輪、齒輪的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。查機械設計手冊的平鍵截面b h=20mm 12mm（GB/T10951979）,鍵槽用銑刀加工。 變速箱輸入軸的設計由以上計算知變速箱輸入轉速 n2=655r/min；功率 P2=；輸入轉矩 T1= ? m；求作用在齒輪上的力 因已知小齒輪的分度圓直徑為d2=mz2=4 18=72mmt 3 2F =2T /d =2 103/72=1316NFr=Ft tan α n/cos β =1316 tan20176。/cos8176。0′63′′=初步確定軸的最小直徑查《機械設計》課本，由式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材 料為 45 鋼，調質處理。根據(jù)表 153，取 A0=112，于是得dmin=A03P3 = 112 3n3655=輸入軸的最小直徑是帶輪處的直徑。最小直徑選為 24mm。軸的結構設計1） 擬定軸上的零件裝配方案裝配圖 軸上零件的裝配順序為；首先從右邊安裝小直齒輪，接著在直齒輪的右邊放上隔離套，用來和要安裝的齒輪實行軸向定位。然后右邊設有襯套，用來安裝軸 承，最后右邊裝上軸承蓋。其次，左邊只裝上軸承和軸承蓋就可以了。此種裝配 方案的設計和選定，既滿足軸的結構簡單，有符合軸上零件裝配方便的要求。根據(jù)軸上零件的定位要求，確定軸各階梯段的長度和直徑。（1）初選滾動軸承取安裝直齒輪 z3 的軸徑為 65mm，直齒輪左段采用軸肩實行軸向定位，軸肩 的高度 h,取 h=。設直齒輪的輪轂寬為 80， 所以選取 安裝直齒輪的軸段長設計為 76mm，短于輪轂 3～4mm 增強對直齒輪軸上定位的可靠性。齒輪處的軸徑為 d=60mm,因為 l=(1～)d,得出錐齒輪的輪轂寬度為 62mm。 直齒輪中心線到右箱體壁的距離為 l=40+20+62+12=134mm,故軸肩的長度為:1344012=82mm。 軸的結構示意圖如下：圖 4 軸的示意圖軸上零件的周向定位直齒輪 z3 在軸上的周向定位上采用平鍵聯(lián)結。由手冊查 得平鍵的截面尺寸為：bh=20mm12mm.(GB/T19951979)，鍵槽用鍵槽銑刀加 工，長為 63mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H 7 h6 ，滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的。此處 選軸的直徑尺寸公差為 m6。錐齒輪的周向定位是靠花鍵軸連接來保證的。確定軸上圓角和到角的尺寸： 參考手冊,取軸段角為 245 o 。圖 45 變速箱軸的受力簡圖（4）軸上零件的周向定位 帶輪、齒輪的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。查機械設計手冊的平鍵截面b h=20mm 12mm（GB/T10951979）,鍵槽用銑刀加工。求軸上載荷根據(jù)軸的結構圖（圖 43）做出軸的計算簡圖（如圖 45），可以看出軸的 受力最大處是危險截面?，F(xiàn)將該處的 MH、MV 及 M 的值列于下表載荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=，F(xiàn)NH2=FNv1=，F(xiàn)Nv2=彎矩 MMH=﹒mmMv1=12261 N﹒mm總彎矩 M1=（83784）2 +（12261）2 = N﹒mm扭矩 T T= =按彎扭合成應力校核軸的強度查《機械設計》課本，由式（155）及上表中的數(shù)值，并取 α = ，軸的計算應力M 21 +（αT） 2（ ） 2 +（ 47168） 2σ ca = = = W 453材料為 45 鋼，調質處理，由表 151 查得[σ ? 1 ]=60MPa。因此， σ ca [ σ ? 1 ],故安全。8 齒輪的設計 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)，選用直齒圓柱齒輪傳動。，速度不高，故選用 7 級精（GB1009588）。由表 101 選擇小齒輪材料為 40Cr，（調質），硬度為 280HBS，大齒 輪材料為 45 鋼，（調質），硬度為 240HBS，兩者材料硬度相差為 40HBS[13]。4．選小齒輪齒數(shù) z1=18，大齒輪齒數(shù) z2=i z1=72。 按齒根彎曲疲勞強度計算由設計計算公式（1024）進行試算，即d1t ≥ 3KtT 1 u 177。 1 ZE 2 ? ( )確定公式內的各計算數(shù)值（1） 計算載荷系數(shù) K Kt=（2） 計算扭矩φd（411）u [σH ]T1=9550 P/n=9550 ? m（3） 齒輪傳動齒寬系數(shù) φd查《機械設計》課本，根據(jù)表 107 選取齒寬系數(shù) φd =1（4）查表 106 查得材料彈性影響系數(shù) ZE=1/2 。（5） 由圖 1021 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 σH lim 1 =600MPa；大 齒輪的接觸疲勞強度極限 σH lim 2 =550MPa。(6)由式（1013）計算應力循環(huán)系數(shù)9N1=60n1jLh=60 655 1 2 20 10 20= 1089N2= 10 /= 10（7）由圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) K = ； K = 。（8）計算接觸疲勞許用應力FN 1FN 2去失效概率為 1%，安全系數(shù) S = ，由式（1012）得KHN1σH lim1[σH 1] = = 600=570MPaSKHN 2σH lim 2[σH 2] = =098 550=539MPaS 計算4（1）計算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入[σH ]中較小的值d1t ≥ 3KtT 1?φdu 177。 1u( ZE )2[σH ]= 3 1