【正文】 軸環(huán)寬度 ? ，取 mm12l ?ⅣⅢ ⑸ mm55166099B6099l ???????ⅡⅠ mm73l ?ⅤⅣ ⑹ 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接，按 ⅢⅡd =56mm 由《機械設計》表 61 查得平鍵截面 bh=16mm 10mm，由 《機械設計》表 62 ][P? =100~120MPa 因為 mm103l ?ⅢⅡ ，初選鍵長為 80mm，校核： M P 168056 4000dl h T4000 3P ???? ）（? ＜ ][P? ，所選鍵為 b h L=16mm 10mm 80mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了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 6n7H ；同樣的，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵 b h=12mm 8mm， 初選鍵長為 70，校核： M P 127040 4000dl h T4000 3P ???? ）（? ＜ ][P? ，所選鍵為 b h L=12mm 8mm 70mm，圓錐滾子軸承的周向定為是由過渡配合來保證的，此處選擇的直徑公差是非基準制為 m6。由手冊上查得 30312 型軸承最高定位軸肩高度為 3mm，因此，取 ⅤⅣd =56mm。 ⑵ 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， Ⅶ Ⅷ 軸段左端需制出一軸肩，故 Ⅵ Ⅶ 段的直徑 mm40d ?ⅦⅥ ；半聯(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半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故 ⅧⅦl 的長度應比 L略短一些，現(xiàn)取 mm82l ?ⅧⅦ 。hL 合適 圖 83 軸的結構與裝配 圖 84 彎矩圖和扭矩圖 43 低 速軸的結構設計 見表 83 表 83 低速軸的結構設計 計算項目 計算及說明 1 低速軸上的功率、轉速和轉矩 轉速（ minr ） 低速軸功率 （ Kw） 轉矩 T（ N 310?? 。 m 222 C2 CC ????? HV MMM N m 2﹚求水平反力： ①由∑ 0?DM 得： 32131t322t1H LF LLL LFLFN ?? ??? ）（ ?? ????? ）（ ? ）（ 1t1t22H F??? NHN FFF =（ +） = ②確定水平彎矩 ，并繪制水平面上的彎矩 HM 圖 c。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。故所選的鍵位 b h L=14mm 9mm 50mm。同樣的高速級大齒輪輪轂長度為 68 mm，取 mm66l ?ⅥⅤ 。 2﹚ 初步選擇 深溝球軸承， 軸承主要受到徑向載荷的力，故選用圓錐滾子軸承。 ⅡⅠd 段右端制出一個軸肩，軸肩高度 R3~2h ）（? ，由《機械設計》表 152查得 R=,故取 h=，所以 mm36d ?ⅢⅡ 。低速級小齒輪的左側、高速級大齒輪右側都用套筒進行軸向定位，低速級小齒輪的右側，高速級大齒輪的左側 38 計算項目 計算及說明 2. 軸的結構設計 用軸肩定位。又 16h3001039。 m，見圖 f 5 按彎扭合成應力校核軸的強度 從圖中可以看出 CC 處截面最危險， d=53mm，進行校核時通常指校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，根據(jù)軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取?? ，軸的計算應力： 抗彎扭截面系數(shù) d2 tdbt32dW 23 ）（ ??? ? = 6356613253 23 ?? ????? ）（? 計算應力 W TM 212ca ）（ ?? ?? M P 22 ）（ ??? = 因為已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 ，由《機械設計》表 151 查得 [ 1?? ]=60MPa，故所選軸安全。 ①由∑ 0?DM 得，32321pF1 LL LLLFF ? ??? ）（ = 2062 ?? ?? ）（ pF1F2 FFF ?? == ②確定 pF 力產(chǎn)生的彎矩，并繪制彎矩圖 d。 m 2﹚求水平反力： ①由∑ 0?DM 得： NLL LFNH 32 3t1 ????? NFFF NHN 8 4 5 1 11H2H ????? ②確定水平彎矩，并繪制水平面上的彎矩 HM 圖 c。見圖 82。 3 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的機構如做出軸的設計簡圖。為了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 6n7H ；同樣，大帶輪與軸的連接，選用平鍵 b h=8mm 7mm，初選長度為 70mm，校核： a40a787022 4000dl h4000 1p MPMPT ???? ）（? ＜ [ p? ]，所選鍵長為 b h L=8mm 7mm 70mm。 ⑶軸上零件的周向定位。軸環(huán)寬度 ? ，取mm12l ?ⅥⅤ 。初步選取 0基本游隙組，標準精 32 度級的 深溝球滾動軸承 6007，其尺寸為 d DB=35mm 62mm 14mm， 計算項目 計算及說明 2. 軸的結構設計 故 mm35dd ?? ⅧⅦⅣⅢ ；左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。 ⑵根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）因為高速軸Ⅰ Ⅱ段軸徑裝配大帶輪， ? ，取 mm22d ??? ， 大帶輪的輪轂孔長度 L=80mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ Ⅱ段的長度應略短些，現(xiàn)取 mm78?ⅡⅠL 。根據(jù)《機械設計》表 153，取 97Ao? ，于是得， 97nPd 33m in ???ⅠⅠoA 構設計 ⑴擬定軸上零件的裝配方案，見圖 81。 m= N 設計 小齒輪和大齒輪的結構設計如圖 63圖 64 結論 齒數(shù) 35z1? ， 72z2? ；模數(shù) m=3mm；壓力角 o20?? ； 中心距 a=162mm；齒寬 mm112b1 ? ， mm105b2 ? ； 30 小齒輪選用 40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用 45 鋼 (調(diào)質(zhì) )；齒輪按 7級精度設計。 aa ?? ? 計算項目 計算及說明 7 調(diào)整中心距后的強度校核 = ]165/)20co s162arcco s[( o= 1087335zzz 21 ?????∑ )ta n2/(39。應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。a =165mm。 21 zz和 互為質(zhì)數(shù)，這樣設計處的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。ta nta nZ[ 2211 ）﹣（）﹣（ ?? 23 2. 初步計算傳動的主要尺寸 =[ － tan20o )+49( －tan20o )]/2π = ??? 3－－ ?? ? ⑦ 計算接觸疲勞需用應力 [ H? ] 由《機械設計》圖 1025d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 a6001Hmin MP?? ，a5502Hmin MP?? 。 ④ 由《機械設計》圖 1020查得區(qū)域系數(shù) ? 計算項目 計算及說明 ⑤ 由《機械設計》表 105 查得材料的彈性影響系數(shù)21E ? 。 ④ 選 小 齒 輪 齒 數(shù) 241?Z ，大齒輪齒數(shù) 12 ???? ZZ Ⅰ ，取 492?Z 2. 初步計算傳動的主要尺寸 ⑴ 計算小齒輪分度圓直徑，即 3 2d1tt1 ][u 1u2d ）（HEHH ZZZTK ?? ????? 1）確定公式中的個參數(shù)值 ① 試選 ?HK 。詳見表 62 表 62 速級圓柱直齒輪的設計計算 計算項目 計算及說明 1. 選定齒輪類型、精① 按 圖 21 所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取 o20 ； ② 帶式輸送機為一般的工作機器，參考《機械設計》表 106，選用 7 級精度。 9. 齒根彎曲疲勞強度校核 213111FF1 K2 zm YYYTdsaFa?? ?? 21 計算項目 計算及說明 9. 齒根彎曲疲勞強度校核 =234 3421 2 ?MPa =＜ [ F? ]1 223 221FF2 K2 zm YYYTd saFa?? ?? =234 3421 2 ? = MPa 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且大齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。/co sarcco s[(39。 齒輪變位后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化。采用變位法將中心距就近圓整至 39。取彎曲疲勞安全系數(shù) S= [ F? ]1 = MP aMP aSK HN 500 inF1 ??? [ F? ] 2 = MP aMP aSK HN 380 inF2 ???01 ][ 1 11 ???F saFa YY ? 01 ][ 2 22 ???F saFa YY ? 因為大齒輪的][ FsaFaYY?大于小齒輪，所以取 ][ FsaFaYY?= ][ 2 22 ?F saFa YY? 2﹚ 試算模數(shù) 3FsaFa21d1Ftt ][ YYz YTK2m ）（ ?? ? ?? = 421 91023 24 ??? ⑵ 調(diào)整齒輪模數(shù) 1)計算實際載荷系數(shù)前的準備 ① 圓周速度 ? 1t1 ???? 60 720100060 nd 11 ???? ??? 18 計算項目 計算及說明 4. 按齒根彎曲疲勞強度設計 ② 齒寬 1b 4 0 .6 9 m m4 0 .6 9 m m1db 1d ??? ? ③ 寬高比 hb .6 9 50 .2 512mch2h t**a ????? ）（）（ hb = ? 2﹚ 計算實際載荷系數(shù) FK ① 根據(jù) ?? ， 7級精度，由《機械設計》查圖108得動載荷系數(shù) ? ② 由 4111t 10 52/T2F ?? d /= 103 4. 6941/ 31 NbFK tA ? = mmN ＞ 100 mmN 查《機械設計》表 103得齒間載荷分配系數(shù) ??FK ③ 由《機械設計》表 104 用插值法查得 ?? ，結合 hb = 查《機械設計》圖 1013，得 ?? 則載荷系數(shù)為 1 .5 9 21 .3 41 .11 .0 81KKKKK FFVAF ??? ?? 3﹚ 按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) mmmmFt 33 Ft ???? 5. 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大 小主要取決于彎曲疲勞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，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù) ，并圓整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑： 19 計算項目 計算及說明 5. 對比計算結果 ? ，算出小齒輪齒數(shù) m/dz 11 ? = ，取 34z1? ；則大齒輪齒數(shù) 12 ???? ， 取 99z2? 。ta nta nZ39。 M ③ 由《機械設計》表 107選取齒寬系數(shù) 1d?? 。大齒輪材料選 45 鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度 240HBS。詳見表 61。 表 55 大帶輪的結構形式 計算項目 計算及說明 1. 大帶輪結構形式的確定 ① 先按式 初步估算軸的最小直徑，選取軸的最小直徑，選取軸的材料為 45 鋼調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)機械設計表153，取 970?A ， mind =3110 nPA? = ② 取 d=22mm，取 長 mm78L? ， ? 。基準直徑 m