【正文】 h=， KHB= 查 [1]表 10— 13 查得 KFB = 由 [1]表 10— 3 查得 KHα =KHα =。 179。 = （ 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? = mm= 4． 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由 [1]式 (10— 5) m≥ ? ?3212 179。 = （ 2） 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 10－ 5 查得 Ysa1=； Ysa2= （ 3） 計算大、小齒輪的并 ? ?FSaFaYYσ 加以比較 ? ?111F SaFaYYσ = * = ? ?222F SaFaYYσ = * = 大齒輪的數(shù)值大。201 310* ??? e= 對結(jié)果進(jìn)行處理取 m= Z1=d1/m=≈ 26 大齒輪齒數(shù) ， Z2=u* Z1=*26=91 5． 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 d1=z1m=26*=65 d2=z1m=91* = a=(d1+d2)/2=(+65)/2=， a 圓整后取 146mm 2） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 mz1? =65mm， d2 mz2? = 3） 計算齒輪寬度 b=φ dd1， b=65mm B1=70mm， B2=65mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 510mm 4） 驗算 Ft=2T1/d1=2**10e3/42= *1 ????bFtk m/s 結(jié)果合適 5） 由此設(shè)計有 模數(shù) 分度圓直徑 齒寬 齒數(shù) 小齒輪 65 70 26 大齒輪 65 91 6） 結(jié)構(gòu)設(shè)計 以大齒輪為例。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。 m 1．選精度等級、材料及齒數(shù) 1） 材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒輪材料為45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 ?????????HEdt ZuuTK σφ 3. 確定公式 內(nèi)的各計算數(shù)值 （ 1） 試選 Kt＝ （ 2） 由 [1]表 10－ 7 選取尺寬系數(shù)φ d＝ 1 （ 3） 由 [1]表 10－ 6 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝ （ 4） 由 [1]圖 10－ 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σ Hlim1＝ 600MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限σ Hlim2＝ 550MPa； （ 5） 由 [1]式 10－ 13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1＝ 60n1jLh＝ 60179。 1179。 8179。 8）＝179。 17726179。 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(yīng)力 取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝ 1，由式（ 10－ 12）得 [σ H]1＝ 179。 550MPa＝ 4. 計算 （ 8） 試算小齒輪分度圓直徑 d1t d1t≥ ? ?3 21 11 * ?????????= 1) 計算圓周速度 v= 100060 21? ndtπ = 100060 * ??π =2) 計算齒寬 b 及模數(shù) m b=φ dd1t=1179。 = 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) ,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。 108 KHN1＝ KHN2＝ [σ H]1＝ 540MPa MPaH ?? d1t= v= m/s b= m=11zdt = KA=1 KV= 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。 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 =。 179。 = 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(qiáng)度設(shè)計 。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(qiáng)度極限 σ F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強(qiáng)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(yīng)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。 179。 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 = 12 所以 大齒輪的數(shù)值大。2FSaFadYYzKT σφ = 3 2 結(jié)果合適 8） 由此設(shè)計有 模數(shù) 分度圓直徑 壓力角 齒寬 小齒輪 3 99 20176。 99 五 軸的設(shè)計 （在本次設(shè)計中由于要減輕設(shè)計負(fù)擔(dān)，在計算上只校核 一根低速軸的強(qiáng)度） A 低速軸 3 的設(shè)計 1 總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。 m 176。 = 3 初步確定軸的直徑 m=3 Z1=33 Z2=76 a=164mm d1=99mm d2=228mm B1=104mm B2=99mm bFtk? = 13 先按式 [1]152 初步估算軸的最小直徑。 根據(jù)表 [1]153 選取 A0=112。 4 聯(lián)軸器的型號的選取 查表 [1]141,取 Ka= 則； Tca=Ka*T3=*=178。 m。 見下表 5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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=52mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=107mm , 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(yīng)比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L12=100mm b 初步選擇滾動軸承。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。固取 L23=50mm e 取 齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為 a=12mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=20mm，考慮到箱體 的制造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)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+(1077)=42mm L67=L+c+a+sL56=50+20+15+86=88mm 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。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。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。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(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。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。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。 M 同理有 FNV1= FNV2= MV=178。 M 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNH1= FNH2= FNV1= FNV2= 彎矩 MH= 306N m? MV= m? 總彎矩 M 總 =341 N m? 扭矩 T3= m? 6） 按彎扭合成應(yīng)力校核 軸的強(qiáng)度 進(jìn)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(qiáng)度） 根據(jù) [1]式 155及表 [1]154中的取值，且 ? ≈ （式中的彎曲應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。 7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1) 判斷危險截面 截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B只受扭