【正文】 支反力 FNH1=758N FNH2= FNV1= FNV2= 彎矩 MH= N m? MV= N m? 總彎矩 M 總 = N m? 扭矩 T3= N m? 6） 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C 的強度） 根據(jù) [1]式 155及表 [1]154中的取值，且 ? ≈ （式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。 M 同理有 FNV1= FNV2= MV=178。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖 計算齒輪 Ft=2T1/d1=2**103= N Fr= Ft tana = Ft tan20176。對與 61809，由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。各軸肩處的圓角半徑見上圖 5) 求軸上的載荷（見下圖） 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此 處選軸的尺寸公差為 m6。同時為了保證齒輪與軸配合 得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選 H7/n6。固取 L23=40mm e 取 齒輪與箱體的內壁的距離為 a=12mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內壁 ,有一段距離 s,取 s=8mm,已知滾動軸承的寬度 T=7mm 小齒輪的輪轂長 L=50mm 則 L34 =T+s+a+(7067)=30mm L67=L+c+a+sL56=50+15+12+86=79mm 至此已初步確定軸得長度 3) 軸上零件得周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。當量摩擦系數(shù)最少。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1= 82mm , 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，固取 12斷的長 度應比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L12=80mm b 初步選擇滾動軸承。見下表 5. 軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 12軸段右端要求制出一軸肩；固取 23 段的直徑 d23=42mm。 m。 4 聯(lián)軸器的型號的選取 查表 [1]141,取 Ka= 則； Tca=Ka*T3=*=178。 根據(jù)表 [1]153 選取 A0=112。 = 3 初步確定軸的直徑 m= Z1=20 Z2=64 a=147mm d1= d2=224mm B1=75mm B2=70mm bFtk? = 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 13 先按式 [1]152 初步估算軸的最小直徑。 m 176。 70 五 軸的設計 （在本次設計中由于要減輕設計負擔，在計算上只校核 一根低速軸的強度） A 低速軸 3 的設計 1 總結以上 的數(shù)據(jù)。結果合適 8） 由此設計有 模數(shù) 分度圓直徑 壓力角 齒寬 小齒輪 70 20176。2FSaFadYYzKT σφ = 3 2 01 63 YFa2= 由 [1]表 10－ 5 查得 Ysa1=； Ysa2= 3）計算大、小齒輪的 ? ?FSaFaYYσ 并加以比較 ? ?111FSaFaYYσ = ? = ? ?222F SaFaYYσ = ? = KHB= K= d1= m= 1F? = 2F? = K= ? ?111FSaFaYYσ = ? ?222F SaFaYYσ = 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 12 所以 大齒輪的數(shù)值大。 179。2FSaFadYYzKT σφ 5 確定計算參數(shù) 由 [1]圖 1020c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σ F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強 度σ F2=380MPa 由 [1]1018 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1= KFN2= 計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數(shù) S= 見 [1]表 1012 得 [σ F1]= （ KFN1*σ F1） /S= 500* = [σ F2]= （ KFN2*σ F2） /S= 380* = 1）計算載荷系數(shù) K=KAKVKFα KFβ =1179。 = 4) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由 [1]式（ 10— 10a）得 d1= 31 / tt KKd = 3 ? mm= 5) 計算模數(shù) m m 11zd? = mm≈ 6) 按齒根彎曲強度設計。 179。 10 3? b =+(1+*12)*12+*10e3*= 由 b/h=， KHB= 查 [1]表 10— 13 查得 KFB = 由 [1]表 10— 3 查得 KHα =KHα =。 10e8 KHN1＝ KHN2＝ [σ H]1＝ 540MPa MPaH ?? d1t= v= m/s b= m=11zdt = KA=1 KV= 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 11 由 [1]表 10— 4查得 7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時的KHB計算公式和直齒輪的相同，固 KHB=+(1+ 179。 = b/h=3) 計算載荷系數(shù) K 由 [1]表 10— 2 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據(jù) v= m/s,7 級精度，由 [1]圖 10— 8 查得動載系數(shù) KV=； Kt＝ φ d＝ 1 ZE＝ 1limH? = 600MPa σ Hlim2 ＝ 550MPa； N1＝ 179。1 1061 * ?????????= 1) 計算圓周速度 v= 100060 21? ndtπ = 100060 * ??π = m/s 2) 計算齒寬 b 及模數(shù) m b=φ dd1t=1179。 550MPa＝ 4. 計算 （ 8） 試算小齒輪分度圓直徑 d1t d1t≥ ? ?3 21 1 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時 （ 6） 由 [1]圖 10－ 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝ ； KHN2＝ （ 7） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝ 1，由式（ 10－ 12）得 [σ H]1＝ 179。 10e8 N2＝ N1/＝ 179。 365179。（ 2179。 179。 2）精度等級選用 7 級精度； 3）試選小齒輪齒數(shù) z1＝ 24，大齒輪齒數(shù) z2＝ 77 的； 2．按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式（ 10— 21）試算，即 m=2 Z1=21 Z2=100 d1=42 d2=200 a==121 B1=47mm B2=42mm Ft= N ???bFtk 7 級 z1＝ 24 z2＝ 77 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 10 dt≥ * ? ?3 21 B 低速齒的輪計算 輸入功率 小齒輪轉速 齒數(shù)比 小齒輪轉矩 載荷系數(shù) 178。因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故以選用腹板式為宜。 KHB= KFB = KHα =KHα = K= d1= m= σ F1=500Mpa σ F2=380MPa KFN1= KFN2= S= [σ F1]= [σ F2] = K= Ysa1= Ysa2= ? ?111FSaFaYYσ = ? ?222F SaFaYYσ = 南昌工程學院 07 機制 1 班 ***** 9 2） 設計計算 m≥ 32 01 179。c os2FSaFadYYzK σφ β? 1） 確定計算參數(shù) 由 [1]圖 1020c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σ F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度σ F2=380MPa 由 [1]1018 查得 彎曲壽命系數(shù) KFN1= KFN2= 計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數(shù) S= 見 [1]表 1012 得 [σ F1]=（ KFN1*σ F1） /S= 500* = [σ F2]= （ KFN2*σ F2） /S= 380* = （ 1） 計算載荷系數(shù) K=KAKVKFα KFβ =1179。 = （ 5） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由 [1]式（ 10—10a）得 d1= 31 / tt KKd = 3 ? mm= （ 6） 計算模數(shù) m m11zd? = 。 179。 10 3? b =+(1+*12)*12+*10e3*= 由 b/h=， KHB= 查 [1]表 10— 13 查得 KFB = 由 [1]表 10— 3 查得 KHα =KHα =。 10e8 KHN1＝ KHN2＝ S＝ 1 [