【正文】 我們可以快速的知道部件的節(jié)點應力和位移，為我們后期的優(yōu)化工作提供了方便，其比工程法計算更加準確和詳細。 ，第七段軸上使用鍵周向定位，采用C型鍵，材料 為45號鋼，bh=108，L=40mm鍵的校核由[2]表62查得[δp]=110MPa故鍵的強度滿足要求 本次分析采用Madis NFX和Soildworks軟件。5）選出第三段軸上的軸承由裝軸承的軸的直徑d3=50mm，該軸既受軸向力又受徑向力，所以可選擇角接觸球軸承。4）第三段軸的設計該軸前面裝軸及軸承蓋，再套上套筒以對大齒輪進行軸向定位。由《機械設計手冊2》P5194，d2=40mm，公稱尺寸bh=1610，b=16mm，鍵長由標準[2]P103取l=80mm。大齒輪的軸向由前面的軸承以及前后一段軸的小軸肩和裝于前段軸上的套筒進行定位。由《機械設計手冊2》P7287查的選擇的軸承，選用7210AC型號的軸承尺寸參數(shù)為：d=50mm，D=80mm，B=16mm，Cr=,Cor=,脂6700r/min,油9000r/min3）第二段軸的設計該軸上裝大齒輪，根據(jù)第一段軸取得該段軸直徑d2=55mm，因為大齒輪的寬度B=105mm。1）初選軸直徑由[2]P362(式152)初步計算軸的最小直徑，所選材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 該軸是一根很復雜的階梯齒輪軸，是一根既承受轉(zhuǎn)矩又承受彎矩的轉(zhuǎn)軸。4）第二階段軸確定d2=48mm(軸肩高5mm)，l2=92mm5）第二段軸上裝軸承，由裝軸承的軸的直徑為d2=48mm，該軸既受軸向力又受徑向力，所以可先選擇角接觸球軸承，由《機械設計手冊2》查得所選的軸承，其尺寸參數(shù)如下表：dDBCr CorkN軸承代號脂油其他尺寸d 2 D2 a r r17011020487014C5000670082 98 選用7210C型號的軸承6）齒輪軸從光軸到齒輪部分，過渡弧段的確定齒輪的分度圓直徑為d=67mm，軸肩高度10mm，則可確定過渡弧段的總高為 h1=（一側(cè)）長度取 l1=20mm7）齒輪由前面已算得，分度圓直徑為d=67mm，齒寬 B=70mm， 由對稱原則確定齒輪軸從齒輪到光軸部分，過渡弧以及軸段l3則可確定過渡弧段的高度為h2=（另一側(cè)），長度取l2=20mm取d3=50mm，l3=15mm 軸的總體長度：L=55+92+15+18+70+20+20=290mm 8)軸及軸上軸承校核齒輪軸所受各力即為斜齒輪上各力由[2]P112斜齒輪的受力分析，可算出斜齒輪上各力Ft=2T1/d1=2Fr=F1tanan=Fttanan/cosβ= Fa=Fttanβ==Fn=F1/cosancosβ=求兩軸的徑向力所以 軸承校核由[2]7000AC軸承，（α=250）Fd=Fd1=Fd2===由于Fae+Fd2=+=Fd1所以，軸承向右竄動，即軸承1被壓緊，軸承2被放松所以 Fa1= Fa2=由[2]（表136）查得載荷系數(shù)fp=當量動載荷 P=fp（XFr+YFa）由Fa/Fr=e=,根據(jù)[2]P314（表135）查得X=1，Y=0又P1=P2，所以P=P1=P2=（1+0）=根據(jù)[2]P312（式135）算得軸承壽命（對于球軸承 ε=3）大修期為三年，所以該軸承滿足強要求。可選出軸上的鍵《機械設計手冊2》公稱尺寸bh=128，b=12mm。由前面第二章可知，電機伸出端外徑為D=38mm 外伸長度為E=80mm聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算：Tca=KAT1查表[2](141),考慮到轉(zhuǎn)矩沖擊載荷較大，故取KA=，則Tca=103=105N/mm按計算，通過查《機械設計手冊2》，選彈性注銷聯(lián)軸器LT型——基本型。根據(jù)[2](表153)取A0=110 由前面的計算可知：P1=，n1=960r/min,T1=所以 2）輸入軸的最小軸徑顯然是安裝聯(lián)軸器（與電機相連）處得直徑。3==21大齒輪齒數(shù) Z2=21==63這樣設計出的齒輪傳動，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(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費 幾何尺寸計算1）求實際中心距a=(Z1+Z2)Mn/2cosβ=將中心距圓整為a=150mm2）按圓整后的中心距修正螺旋角ββ=arcos（Z1+Z2）Mn/2a=因β值改變不多，故參數(shù) 等值不必修改3）計算大小齒輪的分度圓直徑d1=Z1Mn/cosβ=65mmd2=Z2Mn/cosβ=255mm4）齒頂圓直徑5）齒根圓直徑6)分度圓直徑S=mnπ/2=分度圓齒槽寬e=mnπ/2=齒距 p=πmn=s+e=基齒圓與法向齒距 P6=Pn=Pcosα=πmncos=7）計算齒寬故取B2=70mm，B1=60mm （一根）1)初選軸直徑由[2](式152)初步計算的最小直徑。 選定齒輪類型，精度等，材料及齒數(shù)1）按上一章得傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動2）矯直機為冶金用機械設備，其傳動系統(tǒng)速度不高，故選用8級精度齒輪（GB1008588）3）材料選擇由《機械設計》[2]P189(表101)，選小齒輪的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，兩個齒輪的硬度差為40HBS4）選擇小齒輪的齒數(shù)為Z1=24，則大齒輪的齒數(shù)為Z2=24=，取Z2=715）初選螺旋角為β=140 按齒面接觸強度設計由[2]P186(式1021)，試算出齒輪分度圓直徑確定公式中的各值1）試選 Kt=2）小齒輪傳遞的扭矩 T1=3）由[2]（表107），因為兩支承相對大小齒輪對稱布置，所以選得得寬度系數(shù)為Φd=14）由[2]P215（圖1030）選取區(qū)域系數(shù)ZH=（由螺旋角確定）（α=200）5）由[2]P198（表106）查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=6）由[2]P214（圖1026）查得εa1=,εa2=,則εa=+=7）許用接觸應力為[δH]=([δH]1+[δH]2)/2取失效概率為1%，安全系數(shù)為SH=1，由[2]P202（式1012）[δ]=KHNδHlim/SHa)由[2]P206（式1021d）查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 δHlim1=600MPa由[2]P206(圖1021d)查得大齒輪的接觸疲勞強度極限為δHlim2=550MPab）由[2]P206（式1013）計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60960124300=109hN2=N1/u1=109hj齒輪每轉(zhuǎn)一周同一齒面嚙合的齒數(shù)c）由[2]P203(圖1019)查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=，KHN2=d）1）計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[δH] 中較小的值2) 計算圓周速度V0 3）計算齒寬b及模數(shù)Mnt4）計算縱向重合度εβ5) 計算載荷系數(shù)k[2](表102)查的使用系數(shù)KA==，由[2]（圖108）查的動載系數(shù)KV=[2](圖1013)查的齒向載荷分布系數(shù)KHβ（接觸疲勞強度計算用）[2](圖1013)查的（齒根彎曲疲勞強度用）齒向載荷分布系數(shù)KFβ=[2](表103)查得齒間載荷分配系數(shù) ，所以載荷系數(shù) 按實際載荷系數(shù)矯正所得的分度圓直徑由[2](式1010a)6)求中心距a=1/2[(d1+d2)]=（1+）=圓整后取a=130mm7）計算模數(shù)MnMn=d1cosβ/Z1= 彎曲強度的設計公式為 （1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）由[2]（圖1020c）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限是大齒輪的彎曲強度極限2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式[2](1012)得4）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFβKFα==5）查齒形系數(shù)由表[2]105查得YFa1=，YFa2=6)查取應力矯正系數(shù)由表[2]（105）查得YSa1=，YSa2=7）計算大小齒輪的 并加以比較大齒輪的數(shù)值大（2）設計計算對比計算結(jié)果，由于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)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力。=T3=9550P3/n3=9550247。= 傳動方案簡圖 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 1)各軸的轉(zhuǎn)速計算 n1=nm=960r/min n2=n1/i=960/= n2=n3=n4=n5=n6= 2)各軸的輸入功率 各轉(zhuǎn)動軸的效率為η，由《機械設計課程設計》P6（表22）查得：η1=（彈性聯(lián)軸器）η2=η3=由主參數(shù)計算可以得到：工作所需的有效功率為Pw= Pd=P1=P2=P3=3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩T=9550P/nT1=9550P1/n1=9550247。根據(jù)矯直機的功率（），可選擇Y系列，其轉(zhuǎn)速為nm=960r/min。 矯正功率的確定當 Cq3 = 3時，從P124（圖1448查得Ca3==從P128(圖1451)查的ΣCm=按單機生產(chǎn)矯直機速度取V = / s總傳動效率取η=1）（平行輥）矯直機總扭矩由P125（式1432）2)總壓力P129（式1439） 先求： 3）總摩擦損失扭矩P129（式1443）