【正文】 的連續(xù)轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)換成從動件的帶有停歇的單向周期性轉(zhuǎn)動。常用的間歇運動機構有棘輪機構和槽輪機構。 間歇機構間歇運動機構是將主動件的均勻轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)換為時動時停的周期性運動的機構。1軸承：因，由文獻[5]表126知 （349）代入數(shù)據(jù)得：2軸承：因，由文獻[5]表126知 （350）代入數(shù)據(jù)得：4）驗算軸承壽命因，故只需驗算1軸承。因為， 所以A處軸承被壓緊，B處2軸承放松。其基本參數(shù)查文獻[5]表124。 滾動軸承的選擇與校核這里只以中間軸上的滾動軸承為例（1）滾動軸承的選擇根據(jù)載荷及速度情況，擬定選用圓錐滾子軸承。鍵的工作長度；齒輪軸段；鍵的接觸高度；傳遞的轉(zhuǎn)矩所以引用文獻[5]表62查出鍵靜連接時的擠壓許用應力（鍵、齒輪輪轂、軸的材料均為45鋼調(diào)制）。由中間軸的細部設計，選定：高速級大齒輪處鍵1 為 ，標記為：鍵。同理對高速軸和低速軸進行校核，可以知道它們都符合工作要求。由所引用文獻[5]附表38用插值法求出：，取，軸按磨削加工，由所引用文獻[5]附圖34求出表面質(zhì)量系數(shù)：。所以：抗彎截面系數(shù)： （340）代入數(shù)據(jù)得：抗扭截面系數(shù)： （341）代入數(shù)據(jù)得：彎曲應力幅，彎曲平均應力；扭轉(zhuǎn)切應力幅，平均切應力幅。2）軸的材料的機械性能根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)制處理，由所引用文獻[5]表151知：。1）判定校核危險的截面對照彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖和結構圖，從強度、應力集中方面分析，C截面是危險截面。因，故強度足夠。 C處：D處：（5）彎扭合成強度校核進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。 5）當量轉(zhuǎn)矩圖如圖32h。3）A點總支反力 （338）代入數(shù)據(jù)得：NB點總支反力 （339）代入數(shù)據(jù)得：N （4）繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖1）垂直面內(nèi)的彎矩圖如圖32cC處彎矩： D處彎矩： 2）水平面內(nèi)的彎矩圖如圖32eC處彎矩：D處彎矩：3）合成彎矩圖如圖32f。同理，由繞支點A的力矩和， （337）得N方向向下。由軸上的合力，校核：計算無誤。圖32 軸力學模型（2）計算軸上的作用力齒輪2： NNN齒輪3： NNN（3）計算支反力1）垂直面支反力（XZ平面）圖32b由繞支點的力矩和，得: （334）代入數(shù)據(jù)得：NN=方向向上。2) 繪制軸的力學模型圖初步選定高速級小齒輪為右旋，高速級大齒輪為左旋；根據(jù)中間軸所受軸向力最小的要求，低速級小齒輪為左旋，低速級大齒輪為右旋。支點跨距mm；低速級小齒輪的作用點C到左右點A距離mm。 軸的校核以中間軸為例 （1）軸的力學模型的建立1）齒輪對軸的力作用點位置和支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。mm。：由裝配關系、軸承端蓋、箱體結構等確定，mm。：由裝配關系、箱體結構等確定，mm。：由低速級小齒輪的轂孔寬度確定，mm確定，mm。：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段，mm。：滾動軸承處軸段，mm。 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，mm。滾動軸承選取30218，其尺寸為： 90 mm160 mm30 mm。3）細部結構設計由文獻[5]表101查出高速級大齒輪處鍵18 mm11 mm70 mm（mm，mm）；低速級小齒輪處鍵18 mm11 mm110 mm（ mm， mm）；齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為；查由文獻[5]表719，個倒角為C2；參考由文獻[5]表1710。：由高速級大齒輪寬度mm確定，mm。：由低速級小齒輪的轂孔寬度確定，mm確定，mm。：滾動軸承處軸段，mm。 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，mm。滾動軸承選取30210，其尺寸為：50 mm90 mm20 mm。3）細部結構設計略，見中間軸。： 由高速軸小齒輪寬度mm確定，mm。：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定，mm。2）各軸段長度的確定： 由大帶輪的轂孔寬度mm確定，mm。所以軸和齒輪的材料和熱處理方式需一致，均為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。滾動軸承選取30210，其尺寸為：50 mm90 mm20 mm：過渡段，由于各級齒輪傳動的線速度均小于2 m/s，滾動軸承采用油脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，mm。432. 軸的結構設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案如圖所示： 圖31 軸上零件裝配方案（2）高速軸的結構設計1）各軸段直徑的確定：最小直徑，安裝大帶輪的外伸軸段，mm：密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，定位高度，以及密封圈的標準（擬采用氈圈密封），mm。其公稱轉(zhuǎn)矩2000 N半聯(lián)軸器的孔徑, mm,許用轉(zhuǎn)速2500r/min，適用。高速軸：mm因高速軸最小直徑處安裝大帶輪，設有鍵槽，則mm取為整數(shù) mm中間軸：mm因高速軸最小直徑處安裝滾動軸承，取為標準值 mm低速軸：mm因高速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設有一個鍵槽，則mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使選的軸直徑，與聯(lián)軸器的孔相適應，mm。當該軸段截面上有一個鍵槽時，增大5%～7%，兩個鍵槽時，增大10%～15%。小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結構；大齒輪2采用孔板式結構，結構尺寸按經(jīng)驗公式和后續(xù)設計的中間軸配合段直徑計算如下：轂孔直徑：由中間軸設計而定：mm輪轂直徑：mm輪轂寬度： mm 取為80 mm腹板最大直徑： mm板孔分布圓直徑：mm板孔直徑：mm腹板厚度：mm 低速級齒輪的設計尺寸二級齒輪傳動的設計與一級齒輪傳動的設計相同。于是由 （1）計算中心距 （331）代入數(shù)據(jù)得：mm，將中心距調(diào)整為256 mm。（2）設計計算 （330）代入數(shù)據(jù)得： = mm由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mm即可滿足彎曲強度。由所引用文獻[5]圖1030選取區(qū)域系數(shù)6）由文獻[5]圖1021（D）查得M pa，M pa7）由式（321）計算應力循環(huán)次數(shù) （321）8）由文獻[5]圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù) 9）計算接觸疲勞應力取失效概率為1%安全系數(shù)得M PaM Pa （322）代入數(shù)據(jù)得：M Pa（2）計算1）計算小帶輪分度圓直徑由計算公式（323）得： （323）=mm2)計算圓周速度 （324）代入數(shù)據(jù)得：m/s3)計算齒寬及模數(shù)mm （325）代入數(shù)據(jù)得：mmmm 4)計算縱向重合度 （326）代入數(shù)據(jù)得：5)計算載荷系數(shù)由文獻[5]圖108查得動載荷系數(shù)由文獻[5]表103查得，由文獻[5]表102查得使用系數(shù)=1 由文獻[5]表104查得由文獻[5]表1013得 故載荷系數(shù) （327） 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算分度圓直徑mm7)計算模數(shù)mm由式（328） （328）（1）確定計算參數(shù)1)由文獻[5]圖1020c查得M pa；M pa2)由文獻[5]圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)3)計算彎曲疲勞許用應力。2. 按齒面接觸強度設計按公式（320） （320）進行計算。（4）試選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)為（5）選取螺旋角。（3）材料選擇，由文獻[5]表101選擇小齒輪材料為40Gr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS。大帶輪轂孔寬度：當時，取mm。 mm則帶輪輪緣寬度：mm=40mm。