【正文】 13頁。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為 密封的表面要經(jīng)過刮研。當(dāng)量動載荷?。?；C= kN驗算壽命得：即高于預(yù)期計算壽命，滿足軸承壽命要求。工作長度 l=Lb=9014=76mm； k== 所以安全。低速軸上鍵的校核（1）低速軸上齒輪鍵的校核根據(jù) d=60mm， 取： b=18mm h=11mm L=63mm查表62得 []=110MP工作長度 l=Lb=6318=45mm； K= h= 所以安全。（2）中間軸大齒輪鍵的校核根據(jù) d=40mm， ?。?b=12mm h=8mm L=40mm查表62得 []=110MP工作長度 l=Lb=4012=28mm；K= h=4。中間軸的鍵的校核（1）中間軸小齒輪鍵的校核根據(jù) d=40mm， 取： b=12mm h=8mm L=70mm 查表62得 []=110MP工作長度 l=Lb=7012=58mm；K= h=4。低速級大齒輪的分度圓直徑為=267 在垂直面內(nèi)有： 兩式聯(lián)立解得： = =在水平面內(nèi)有： 解得： = =按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度：校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面，取α=，d=65mm，b=18mm，t=得： =M= =所以軸安全。聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6高速軸示意圖如圖53：圖53（四）低速軸的校核求軸上的載荷：根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，根據(jù)計算簡圖做出彎矩圖。（5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度B=17,所以，聯(lián)軸器和齒輪與軸采用平鍵連接。所以齒輪處的軸段。對于選取的深溝球軸承其尺寸為的,故==35mm，而=25mm。因軸承受徑向力的作用,故選用深溝球軸承。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故12的長度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取。查課本,選取 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：,按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器工程轉(zhuǎn)矩的條件，所以選取TL5型彈性套柱銷聯(lián)軸器。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。已知高速級小齒輪的分度圓直徑為52。配合都用H7/n6。（3）齒輪與軸的配合，采用平鍵連接。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取s=8。右齒輪的寬度為52mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=50mm。已知左齒輪的寬度為83mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取 =81mm. 齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高4,取 =48mm。因軸承受徑向力的作用,故選用6207型深溝球軸承，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6207型。 低速軸示意圖如圖51：圖51（二）中間軸的設(shè)計求中間軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩：= KW= r/min=．m求作用在齒輪上的力：已知低速級小齒輪的分度圓直徑為而 初步確定軸的最小直徑：選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,取。聯(lián)軸器與軸配合鍵為H7/k6。（6）聯(lián)軸器和齒輪與軸采用平鍵連接。（4）軸承端蓋的總寬度為37mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取。（3）取安裝齒輪處的軸段，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒（擋油環(huán)）定位。故：、。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器的長度L=142mm,與軸配合的嗀孔長度=107mm, 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故12的長度應(yīng)比之略短一些,現(xiàn)取=105mm。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。于是由:，取，取 （3）幾何尺寸計算①②計算中心距 ③計算齒輪寬度 取，四、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)保證齒輪佳合質(zhì)量。②由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=，=③按對稱布置，由表查得④計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=⑤載荷系數(shù)K⑥由表105查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)齒形系數(shù) （2）試取小齒輪齒數(shù)=23，Z=iZ=23= 取Z=112按齒面接觸強度初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸：（1）確定各參數(shù)的值:①試選=②計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)③查1019圖得：K=、K= ④齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由圖10—21d 按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強度=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度=550MPa得:[]==600=642 []==550=605 許用接觸應(yīng)力應(yīng)帶入較小值。于是有: 取z=26得大齒輪齒數(shù)：z=26=取z=165幾何尺寸計算：（1）計算大小齒輪的分度圓直徑：（2）計算中心距：a= =191（3）計算齒輪寬度：取，（二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算齒輪材料，熱處理及精度：（1）選用軟齒面，采用直齒圓柱齒輪，低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為280HBS；低速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為240HBS。m②由圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa③由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù) =,=④按對稱布置，由表查得⑤計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，得：==⑥載荷系數(shù)K⑦查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)查表105得：齒形系數(shù)：， 應(yīng)力校正系數(shù)：⑥查表106得材料彈性影響系數(shù)： =⑦由表107選取齒寬系數(shù): =1⑧小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T=（2）設(shè)計計算①試算小齒輪分度圓直徑d，代入[]較小值，=②計算圓周速度：③計算齒寬b：b== mm④計算齒寬與高之比：模數(shù)：= d/Z1=齒高h(yuǎn):h=== =⑤計算載荷系數(shù)K根據(jù)V=,7級精度，查表得：使用系數(shù)=1；動載系數(shù)K=。 （2）初選小齒輪齒數(shù)Z=24，大齒輪齒數(shù)Z=iZ=24==153（3）齒輪精度：按GB/T10095－88，選擇7級。齒輪選用軟齒面即可。m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表所示軸轉(zhuǎn)速(r/min)功率(kw)轉(zhuǎn)矩()電動機軸720Ⅰ軸720Ⅱ軸113Ⅲ軸232089表22（二） 齒輪的設(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算。m＝