【正文】 6 3． 確定公式內的各計算數(shù)值 1） (1) 試選 Kt＝ (2) 選取尺寬系數(shù)φ d＝ 1 (3) 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝ (4) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極σ Hlim1＝700MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σ Hlim2＝ 600MPa； (5) 計算應力循環(huán)次數(shù) N1＝ 60n1jLh＝ 60179。 1179。 8179。 8）＝ 179。 10e8 此式中 j 為每轉一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。 700MPa＝ 630MPa [σ H]2＝ 179。* ?????????HEdt ZuuTK σφ = 3 235 7 0 8 = m=11zdt = = h==179。 10e9 N2＝ 179。φ d2 )φ d2 +179。 179。 = (5) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， d1= 31 / tt KKd = 3 ? mm=m (6) 計算模數(shù) m m11zd? = 。c o s2FSaFadYYzK σφ β? 1） 確定計算參數(shù) 由圖查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σ F1=；大齒輪得彎曲疲勞極限強度σ F2= 查得彎曲壽命系數(shù) KFN=1 計算彎曲疲勞許用應力 取安全 系數(shù) S= 見 [1]表 1012 得 [σ F1]=（ KFN*σ F1） /S= *1 = [σ F2]= （ KFN*σ F2） /S= *1 = (1) 計算載荷系數(shù) K=KAKVKFα KFβ =1179。 179。 KHB= KFB = KHα =KHα = K= d1= m= σ F1= σ F2= KFN=1 S= [σ F1]= [σ F2] = K= YFa1= YFa2= ? ?11FFaYσ = ? ?22FFaYσ = 8 2） 設計計算 m≥ 32 0 15 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。 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。 2） 精度等級選用 7 級精度； 3） 試選小齒輪齒數(shù) z1＝ 26，大齒輪齒數(shù) z2＝ 96 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 試算，即 m= Z1=24 Z2=125 d1=60 d2= a==186 B1=65mm B2=60mm Ft= N ??bFtk 7 級 z1＝ 26 z2＝ 96 9 dt≥ * ? ?3 21 179。（ 2179。 365179。10e8 N2＝ N1/＝ 179。 Ln為齒輪的工作壽命，單位小時 (1) 由圖查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN=1。 700MPa＝ 630MPa [σ H]2＝ 179。* ?????????HEdt ZuuTK σφ = 3 235 7 0 8 = m=11zdt = = h==179。 10e8 N2＝ 179。φ d 2 ) φ d 2 + 179。故載荷系數(shù) K=KAKVKHα KHβ =1179。 179。 由式 m≥ ? ?3211 179。 = 2） 查取應力校 正系數(shù) 由 表 105 查得 YFa1=。 6 設計計算 m= ? ?3211 261 310* ??? e= 對結果進行處理取 m=4，（見機械原理表 54，根據(jù)優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列） 小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=≈ 25 大齒輪 齒數(shù) Z2=u* Z1=*25=93 7 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 d1=z1m=25*4=100mm d2=z2m=93*4=372mm a=(d1+d2)/2=(100+372)/2=236mm d1 11mZ? =100mm 2） 計算齒輪寬度 3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 b=φ dd1 b=100mm B1=105mm， B2=100mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 510mm 7） 驗算 Ft=2T2/d1=2**10e3/100= N 1009 7 6 8 9 7*1 ????bFtk N/mm。 105 大齒輪 4 372 20176。 功率 轉矩 轉速 齒輪分度圓直徑 壓力角 178。 2 求作用在齒輪上的力 NdTF t 10**22 32 3 ??? Fr=Ft*tan? =*tan20176。選取軸的材料為 45 號鋼。于是有 mmnPAd 5 3 6 *112* 33330m i n ??? 此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑 d12 為了使所選的軸的直徑 d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故 需同時選取聯(lián)軸器的型號。 m 按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準 GB/T58432020（見表 [2]82），選用 GICL8 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 21200 N178。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=70mm .固取 d12=70mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=85。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向 載荷。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量〈 =8`16`〉 大量生產價格最低 ， 固選用深溝球軸承 又根據(jù) d23=80mm 選 6217 號 右端采用軸肩定位 查 [2] 又根據(jù) d23=80mm 和上表取 d34=d78=85 軸肩與軸環(huán)的高度（圖中 a）建議取為軸直徑的 ~ 所以在 d78=45mm l67=12 c 取安裝齒輪處的軸段 45的直徑 d45=95mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為 100，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，固取 l45=97mm ,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （ 軸直徑的 ~）這里 GICL8 凸緣聯(lián)軸器 6217 號 軸承 13 去軸肩高度 h= d56= b=,取軸的寬度為 L56=11mm. d 軸承端蓋的總寬度為 15mm（有減速器和軸承端蓋的機構設計而定） 根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的 ,距離為 25mm。按 d45=95mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=25*14 (mm)見 [2]表 41,L=80mm 同理按 d12=70mm. b*h=20*12 ,L=125。半聯(lián)軸器與軸得配合選 H7/k6。 4) 確定軸的的倒角和圓角 參考表，取軸端倒角為 4*45176。在確定軸的支點位 置時，應從手冊中查出 a 值參照 [1]圖 1523。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為250mm。 = N 通過計算有 FNH1= FNH2= MH=FNH2*= N178。 M 22 ??? VH MMM 總 22 ?? N178。當扭轉切應力為靜應力時取 ? ≈ ；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取 ? ≈ ） 1） 計算軸的 應力 FNH1=758N FNH2= MH= N m? 總M = N m? 14 （軸上載荷示意圖） M p ammW TMca 4 5 4 ) 2 0 ( 9 4)( 3 22232 ?? ????? ??前已選定軸的材料為 45號鋼，由 軸常用材料性能表 查得 [σ 1]=60MPa因此σ ca[σ 1]，故安全。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 ?V 和 ??V 處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面 C上的應力最大。截面 C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面 C 也不必校核。鍵槽的應力集 中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 IV 左右兩側即可。因 ??dr ， ??dD ， 經插值后可查得 2??? ， ??? 又由 [1]附圖 31可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ??q ??q 故有效應力集中系數(shù)按 [1]式（附 34）為 )12()1(1 ???????? ??? ?qk )()1(1 ???????? ??? ?qk