【正文】 彎曲應力驗算公式為 13212 []F F a s a FdKT Y Y Ymz ?????? （ 10） 式中 T1 —— 主動軸傳遞 的 轉(zhuǎn)矩 （ Nmm） ； K —— 載荷系數(shù)， K= KA Kv K? K?； u —— 傳動比， u≥ 1， “＋ ”用于外嚙合， “－ ”用于內(nèi)嚙合； d 1—— 齒輪分度圓直徑（ mm）； b —— 齒寬（ mm） ； m —— 齒輪模數(shù) （ mm） ； ?d—— 齒寬系數(shù)， ?d=b/ d 1； z1—— 齒輪齒數(shù)； ZE—— 彈性系數(shù)； ZH— — 節(jié)點區(qū)域系數(shù)； Z?—— 接觸強度 重合度系數(shù)； YFa —— 齒形系數(shù)； Ysa —— 應力修正系數(shù)； Y?—— 彎曲強度重合度系數(shù)； [σH] —— 許用接觸應力（ MPa）； [σF]—— 許用彎曲應力（ MPa）。 在驗算變速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大的，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力驗算。計算應 按已知條件 ：傳遞的功哈爾濱理工大學 《機械系統(tǒng)設計》課程設計指導 13 率、（主、被動）帶輪的轉(zhuǎn)速和工作情況 確定帶輪直徑、中心距、膠帶型號、長 度和根數(shù)及作用在支承軸上的徑向力。 為了節(jié)省時間應減少重復的計算工作量，可 依據(jù)課程設計提綱要求（或 由指導教師指定 ）驗算的零件及 驗算 的 項目，應按 著 零件在重載工作條件下進行驗算，校核零件的承載能力、應力、變形和壽命是否允許，材料選用是否恰當。 設計所涉及的各構(gòu)件相關(guān)結(jié)構(gòu)參見附錄中各圖。畫橫剖 圖應先確定主軸的位置，然后考慮受力 、拆卸和 調(diào)整等方面 情況 ，確定其它各軸的空間位置 （為減小其徑向尺寸，各傳動軸中心之間多采用三角形布置形式）。 畫裝配圖時要全面考慮所必需的各種機構(gòu)、裝置、原件（如離合器、制動器、潤滑與密封裝置等）的型式與安裝位置。 根據(jù)執(zhí)行 軸組件 的 設計 知識，參考結(jié)構(gòu)圖冊選擇合理的執(zhí)行 軸組件結(jié)構(gòu)，包括軸承類型、 配置與調(diào)整，軸 端結(jié)構(gòu)（ 參 見 教材表 ） ， 執(zhí)行 軸的軸向定位方式等。 在設計時應 注意軸上的 滑移齒輪、齒爪式離合器等的 移動性 ， 要 留 有足夠的軸向 滑移空間，以保證各 移動件 在完全脫開 嚙合后才能 進入新的嚙合（參考 教材 圖 433） ，避免滑移干涉 。參考同類 機械系統(tǒng) 的裝配圖，布置 各齒輪的軸向位置，研究齒輪的排列方式。 手工繪制 裝配草圖 時， 可用較輕的細線條繪制，以便于修改。對個別工作條件較重的傳動零件，當驗算時發(fā)現(xiàn)其應力超過許用值時，可采用較好的合金鋼 （ 參見教材表 ） 。各個傳動件的基本尺寸確定后，便可繪制部件裝配圖。 一般在同一變速組中的齒輪取相同模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸 疲勞強度公式進行計算 3 221( 1 )16 33 8 ( )djm j juNm mmz u n???? ???? （ 8） 式中 mj—— 按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（ mm） ； dN —— 驅(qū)動電動機功率（ kW） ； jn —— 被 計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速 （ r/min） ； u —— 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“ +” ，內(nèi)嚙合取“ ” ； 1z —— 小齒輪 的 齒數(shù) （齒） ； m? —— 齒寬系數(shù) ， Bm m?? （ B 為齒寬， m 為模數(shù)）， 4~10m? ? ； j?????—— 材料的 許用接觸應力（ MPa ）。執(zhí)行軸一般應選用階梯狀中空結(jié)構(gòu)，內(nèi)孔直徑 d與當量外徑 D之比以不大于 為宜，以保證執(zhí)行軸的慣性矩。后軸頸 D2可按 D2=（ ~） D1確定。 軸軸頸直徑的確定 對于機械系統(tǒng)執(zhí)行軸的尺寸參數(shù)，多根據(jù)其結(jié)構(gòu)上的需要而定。各零件的計算轉(zhuǎn)速可根據(jù)已確定的轉(zhuǎn)速圖，可按執(zhí)行 軸的計算轉(zhuǎn)速 、傳動齒輪的計算轉(zhuǎn)速和傳動軸的計算轉(zhuǎn)速分別進行 確定 （參見教材第四章 ） 。由于結(jié)構(gòu)的某些參數(shù)未定以及方案可能修改，所以應按 簡化公式進行初步計算以加快計算速度。| | 1 0 ( 1 ) %nnn ?? ??實 際 轉(zhuǎn) 速 標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速 （ 5） 初步計算是為了大致確定 各傳動零 件的主要尺寸（如傳動軸的直徑和齒輪的模數(shù)等），以便繪制傳動系統(tǒng) 變速箱的軸系展開草圖。在多軸變速系統(tǒng)中，還可能使相鄰 變速組的齒頂圓與軸相碰，即 k軸 上前一個變速組中的最大被動齒輪 maxZ 的齒頂圓與 (k+1)軸的外徑 1kd? 相碰，或 (k+1)軸上的后一個變速組中的最大主動齒輪 maxZ 的齒頂圓與 k 軸外徑 kd 相碰，應按 式 （ 2）檢查 maxzS 的確定，式中 D 應為相應得 kd 或 1kd? 。 一般 在機械系統(tǒng)中 取 zS =70~100 齒 ， 取 maxzS =120齒 。 (2)套裝在軸上的小齒輪還 應考慮到齒根圓到其輪轂鍵槽深處的最小尺寸應 大 于基圓齒厚 （或不小于 2m， m 為齒輪模數(shù)）， 以防 止輪轂 斷裂，則其最小齒數(shù) minz 應為 min m?? 式中 D —— 齒輪花鍵孔的外徑（ mm） ，單鍵槽的取其孔中心至鍵槽槽底 尺寸 的 兩倍； m —— 齒輪模數(shù)（ mm） 。 為了縮小徑向尺寸及降低齒輪的線速度 ， zS 應小些 。 可采用計算法或 查表法（ 參見教材表 ）確定各傳動副 齒輪的齒數(shù) 。 圖 21 帶摩擦片離合器的軸組件裝配 ③不采用噪聲大的錐齒輪傳動副（ 如立 式 銑 床 可全部采用垂直排列的傳動軸 ） 。這種高速傳動采用先降后升，可使同一變速組的傳動比有升速有降速，有利于減小齒數(shù)和、齒輪線速度及中心距。 同時為了減小 I 軸 至 II 軸的中心距 IIIA ，其間的變速組可采用升速傳動。 (2)應注意的問題 (a)如果 變速箱（如車床主軸變速箱） 的 I 軸（輸入軸）上裝有摩擦片式離合器時（ 見 圖 21）， I 軸最好設計 成組件裝配 形式 。傳動系統(tǒng) 圖應根據(jù)國家標準 《 機械制圖 》 中 的機構(gòu)運動簡圖符號（ GB446084）進行繪制， 按傳動順序畫出由電動機經(jīng)各傳動軸至 執(zhí)行軸（或主軸）的傳動系統(tǒng)。 (1)因為 各 零件的參數(shù)尚未確定， 因此一般應根據(jù)轉(zhuǎn)速圖，先按各傳動副的傳動比擬訂出 主傳動系統(tǒng) 的草圖。在 繪制轉(zhuǎn)速圖中 ， 應 先分配從電動機轉(zhuǎn)速到 執(zhí)行軸（或 主軸 ） 最低轉(zhuǎn)速的總降速比，在串聯(lián)的兩軸之 間畫 ( 1)minkku ?? 。 (3)確定傳動軸的軸數(shù) 傳動軸數(shù) =變速組數(shù) +定比傳動副數(shù) +1。 (2)分配總降速傳動比 總降速傳動比為 un = nmin / nd，式中 nmin 為主軸最低轉(zhuǎn)速，考慮是否需要增加定比轉(zhuǎn)動副，以使轉(zhuǎn) 速數(shù)列符合標準或有利于減少齒數(shù)和徑向與軸向尺寸，并分擔總降速傳動比。其型號、額定功率及其它技術(shù)數(shù)據(jù) 和 安裝尺寸 參見 有關(guān)設計手冊 。 淘汰超過極限值的方案，再根據(jù) 變速的各傳 動副數(shù) p 應 滿足 “前多后少”，變速組 的級比 ? x 應 “前密后疏”和“前密后疏” 的原則，結(jié)合結(jié)構(gòu)上的需要， 安排各變速組的傳動順序 。 利用計算式： nr =? xn (pn1) 驗算結(jié)構(gòu)網(wǎng) （或結(jié)構(gòu)式）中 最大 傳動 組（按擴大順序的最末，非傳動順序的最末）的調(diào)整范圍 nr ， 是否符 合 條件： 8nr