【正文】 (60/2++b3/2)mm = 92 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離 L3 = (b3/2+7+)mm = mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖 b）： FNH1 = Ft1(L2+L3)+Ft2L3L1+L2+L3 = (92+)+ +92+ = N FNH2 = Ft1L1+Ft2(L1+L2)L1+L2+L3 = + (+92)+92+ = 4143 N 垂直面支反力（見圖 d）： FNV1 = Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3 = (92+)+ 268/ + 90/2+92+ = N FNV2 = Fr1L1Fa1d2/2Fr2(L1+L2)Fa2d3/2L1+L2+L3 = 268/ (+92) 90/2+92+ = N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面 B、 C處的水平彎矩： MH1 = FNH1L1 = Nmm = 154285 Nmm MH2 = FNH2L3 = 4143 Nmm = 270124 Nmm 截面 B、 C處的垂直彎矩： MV1 = FNV1L1 = Nmm = 26631 Nmm MV2 = FNV2L3 = Nmm = 122517 Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖 c）和垂直面彎矩圖（圖 e）。選取軸的材料為 45鋼（調質），根據(jù)《機械設計（第八版）》表 153，?。?A0 = 107，得 : dmin = A03 P 2n 2 = 1073 = mm 中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的 直徑 d12 和 d67,選定軸承型號為：30207 型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為： d D T = 35 72 mm，則： d12 = d67 = 35 mm。根據(jù)公式（ 144），取 ? = ，則有： ?ca = McaW = M21+( )α T1 2W = 2184822+( ) 1000 2 603 MPa = MPa≤ [???] = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W時，忽略單鍵槽的影響）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面 C）的強度。 截面 C處的合成彎矩： M1 = M2H+M2V1 = 218482 Nmm M2 = M2H+M2V2 = 90785 Nmm 作合成彎矩圖（圖 f）。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得 30205。 4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 : 初選軸承的類型及型號。大帶輪右端用軸肩定位，故取 IIIII段軸直徑為 :d23 = 24 mm。選取軸的材料為 45鋼（調質），根據(jù)《機械設計（第八版）》表 153，取 A0 = 112，得： dmin = A03 P 1n 1 = 1123 480 = mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取 :d12 = 21 mm。 (2) 按式 823校核齒根彎曲疲勞強度： mn≥3 2KT 2Y β cos2βψ dZ23ε αY FaY Sa[σ F] = 3 2 1000 cos215 1 252 = mm ≤ 所以強度足夠。 1u ??????Z HZ EZ ε Z β[σ H]2 = 3 2 10001 +1 ?????? 2 = mm 實際 d3 = 90 所以齒面接觸疲勞強度足夠。 7) 由式 83得： ?? = [ (1/Z3+1/Z4)] cos? = [ (1/25+1/80)] cos150 = 8) 由式 84得： ?? = ?dZ3tan? = 1 25 tan150 = 9) ??????????????????? 10) 同前，取 :???????Z?????????? ??????????? ??????????? ???????? = 11) 由 式 821 得： Z? = cosβ = cos15 = 12) 由表 82查得系數(shù)： KA = 1，由圖 86查得系數(shù)： KV = 。 6) 同前， ZE = MPa 。 2) 中心距： a = ????Z 3+Z 4 m n2cosβ = ( )25+80 2 cos150 = mm 3) 螺旋角： ? = arccos????Z 3+Z 4 m n2a = arccos( )25+80 2 = 150 4) 計算齒輪參數(shù)： d3 = Z 3m ncosβ = 25 cos150 = 90 mm d4 = Z 4m ncosβ = 80 cos150 = 290 mm b = φ d d3 = 90 mm b圓整為整數(shù)為： b = 90 mm。 11) 計算應力循環(huán)次數(shù)： 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)： N3 = 60nkth = 60 1 11 300 2 8 = 108 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)： N4 = 60nkth = N3/u = 108/ = 108 12) 由圖 819 查得接觸疲勞壽命系數(shù) :KHN3 = ,KHN4 = 13) 計算接觸疲勞許用應力 ,取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得 : [?H]3 = K HN3σ Hlim3S = 650 = 585 MPa [?H]4 = K HN4σ Hlim4S = 530 = MPa 許用接觸應力 : [?H] = ([?H]3+[?H]4)/2 = (585+)/2 = MPa 3 設計計算 : 小齒輪的分度圓直徑 :d3t: d 3t ≥ 3 2K tT 2ψ dε α u177。 2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計： d 3t ≥ 3 2K tT 2ψ dε αu177。高速級大齒輪選用 45鋼調質，齒面硬度為大齒輪： 225~255HBW。 (3) 各齒輪參數(shù)如下： 大小齒輪分度圓直徑： d1 = 60 mm d2 = 268 mm b = ?d d1 = 60 mm b圓整為整數(shù)為： b = 60 mm 圓整的大小齒輪寬度為： b1 = 65 mm b2 = 60 mm 中心距： a = 164 mm，模數(shù)： m = mm （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。 5 校核齒根彎曲疲勞強度： (1) 確定公式內各計算數(shù)值： 1) 當量齒數(shù)： ZV1 = Z1/cos3? = 23/cos3160 = ZV2 = Z2/cos3? = 103/cos3160 = 2) ??V = [ (1/ZV1+1/ZV2)]cos??= [ (1/+1/)] cos160 = 3) 由式 825得重合度系數(shù)： Y? = +?b/??V = 4) 由圖 826和 ?? = 查得螺旋角系數(shù) Y? = 5) ε γε αY ε = = 前已求得 :KH? = ，故?。?KF? = 6) bh = b[(2h*am+c*)m n] = 60[(2 1+) ] = 且前已求得 :KH? = ，由圖 812查得： KF? = 7) K = KAKVKF?KF? = 1 = 8) 由圖 81 818查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)： 齒形系數(shù) :YFa1 = YFa2 = 應力校正系數(shù) :YSa1 = YSa2 = 9) 由圖 822c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為： ?Flim1 = 500 MPa ?Flim2 = 380 MPa 10) 同例 82： 小齒輪應力循環(huán)次數(shù) :N1 = 109 大齒輪應力循環(huán)次數(shù) :N2 = 108 11) 由圖 820 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為： KFN1 = KFN2 = 12) 計算彎曲疲勞許用應力，取 S=，由式 815得： [?F]1 = K FN1σ Flim1S = 500 = [?F]2 = K FN2σ Flim2S = 380 = Y Fa1Y Sa1[σ F] 1 = = Y Fa2Y Sa2[σ F] 2 = = 大齒輪數(shù)值大選用。 13) Ft = 2T 1d 1 = 2 100060 = N K AF tb = 1 60 = 100 Nmm 14) 由 tan?t = tan?n/cos?得 ： ?t = arctan(tan?n/cos?) = arctan(tan200/cos160) = 15) 由式 817 得： cos?b = cos?cos?n/cos?t = cos16cos20/ = 16) 由表 83得： KH? = KF? = ??/cos2