【正文】 2714c o o s111??????????hbmhmmzdmmmdbnttnttd?? 4） 計算縱向重合度 ?? a n273 1 a n3 1 1 ???????? ??? ? zd 5）計算載荷系數 K 已知使用系數 級精度7,1 smvK A ?? ， 由教材 P194 圖 108 查得動載系數 的值：查得由表 ?Hv KK 410, ?? 用差值法計算得： ???? ? ?HK得出： ??HK 由教材 P198 圖 1013 查得 ??FK 2 由教材 P195 表 103 查得 ?? ?? FH KK 故載荷系數 2 ?????? ?? HHVA KKKKK 7） 按實際 的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由教材 P 式（ 1010a）得： mmKKddtt 3313 ???? 8） 計算模數 nm mmzdm n 14c os11 ???? ? φ d=1 9 MPaZ E ? ?ltd smv /? b= mmmnt ? ?h ?? = ??HK ??FK ?? ?? FH KK ?K 15 按齒根彎曲強度設計 由教材 P218 式（ 1017）即 3 2121][c o s2 F SaFadn YYzYKTm ??? ???? （ 1）確定計算參數 1） 計算載荷系數 7 4 2 ?????? ?? FFVA KKKKK 2） 由縱向重合度 ,??? 從教材 P216 圖 1028 查得螺旋角影響系數 ??Y 3） 計算當量齒數 o s94c o s o s27c o s33223311????????ZZZZvv 4） 查取齒形系數 由教材 P200 表 105 計算如下： 2211????????????FaFaFaFaYYYY得到：得到： 5） 查取應力校正系數 由教材 P200 表 105 計算如下： 2211????????????SaSaSaSaYYYY算得：算得： 6） 由教材 P208 圖 1020c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPaFE 4101 ?? ；大齒輪的彎曲疲勞極限 MPaFE 3802 ?? 。 8) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數為 ?S ，由教材 P205 式（ 1012）得： M P aSKM P aSKFNFNFFNFNF ][ ][222111???????????? mmd ? ?nm ?K ??Y ?vZ ?vZ ?FaY ?FaY ?SaY ?SaY MPaFE 4101 ?? MPaFE 3802 ?? 16 9）計算大小齒輪的][ FFaFaYY?并加以比較 ][ ][222111??????FFaFaFFaFaYYYY?? 大 齒輪的數值大 （ 2） 設計計算 mmm n 2 25 ???? ?????? 對比結果，由齒面接 觸疲勞強度計算的法面模數 nm 大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取 nm =2mm，可滿足彎曲強度，但為了同時滿足疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數，于是有： 14c os13 ???? nmdz ? 取 3z =37， 則 4z = 932 ? 37= 取 1324 ?Z 實際傳動比 ??u 傳動比誤差： iu/i=|()/|=%5% 可用 (3) 幾何尺寸的計算 1) 計算中心距： mmmzza n os2 2)13237(c os2 )( 21 ?? ????? ? 取中心距 mma ? 2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 ? )13237(2a rc c os2 )(a rc c os 21 ?? ????? a mzz n? 由于 ? 值改變不多，故參數 HZK??? 等不必修正。因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故選用腹板式結構為宜。 選用 45 調質，硬度 217~255HBS mmd ? mmd ? mmB mmB 85 ,8021 ?? 18 根據教材 P370（ 152）式，并查表 153，取 A0=115， P 為傳遞功率為?? IPP KW， n 為一級輸入軸轉速 n＝ 960?In r/min。 圓整后取 d=20mm。 （ 2）確定軸的各段直徑和長度 因為輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器出軸的直徑， 聯(lián)軸器的計算轉矩 Tca=KAT1，查教材 P351 表 141，取 KA= 則： Tca=KAT3= = m，半聯(lián)軸器孔徑 d=30~38mm，半聯(lián)軸器長度 L=82mm， L1=60mm ?？紤]齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，取齒輪距箱體內壁的距離 a=18mm 滾動軸承距箱體內壁的距離 s=8mm，各段長度及直徑如下： （ 3）按彎扭復合強度計算 ① 求分度圓直徑：已知 mt=2 mmmzd n os 228c os11 ???? ? ② 求轉矩：已知 T1= tanα n/cosβ= ?? IPP KW d=20mm Tca= tanβ= 由于該軸兩軸承非對稱，根據幾何尺寸算得 L1= L2=67mm Y A B C D X Z M1 M2 T1 由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下： FBZ=539N FDZ=1616N FBY=273N FDY=535N M1= M2= T1= MC=(M12+M22)1/2=(1067222+540542)1/2=119630N （二） 中間軸的設計計算 Ft= Fr= Fa= T1= MC=119630N 選用 45 調質，硬度 217~255HBS 根據教材 P370（ 152）式，并查表 153，取 A0=115， P 為傳遞功率為?? ⅡPP KW， n 為一級輸入軸轉速 n＝ ?Ⅱn r/min。 齒輪 2Z 周向采用鍵做周向定位，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，取齒輪距箱體內壁的距離 a=18mm 滾動軸承距箱體內壁的距離 s=8mm，各段長度及直徑如 上圖。 m ③ 求圓周力： Ft 根據教材 P213（ 1014）式得 Ft2=2T2/d2=1288N Ft3=2T2/d3= ④ 求徑向力 Fr 根據教材 P213（ 1014）式得 Fr2=Ft2 tanα n/cosβ= ⑤求軸向力 Fa 根據教材 P213（ 1014）式得 Fa2=Ft2 tanβ= 由于該軸兩軸承非對稱，根據幾何尺寸算得 L1= L2= L3= Y A B C D X Z 由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下： FAZ=4754N FDZ=593N FAY=1087N FDY=2535N M1= M2= T2= MC=(M12+M22)1/2=(5288912+7651202)1/2=765120N 選用 45 調質，硬度 217~255HBS 根據教材 P370（ 152）式，并查表 153，取 A0=115， P 為傳遞功率為?? ⅢIPP KW， n 為一級輸入軸轉速 n＝ 60?Ⅲn r/min。 m 查 標準 GB/T501485 選 HL4 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 1250N 軸的結構設計 （ 1）軸上零件的定位，固定和裝配 二級斜齒輪減速器 聯(lián)軸器一端用軸肩固定另一端用螺母固定，齒輪相對于軸承做不對稱轉動 ，齒輪一端由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，周向用平鍵連接。 （ 2）確定軸各段直徑和長度 1 段： d1=48mm 長度取 L1=82mm ∵第 錯誤 !未找到引用源。取套筒長為 24mm，取齒輪距箱體內壁的距離 a=18mm 滾動軸承距箱體內壁 T2= MC=765120N m 23 的距離 s=8mm 具體如下圖： （ 3） 軸上零件的周向定位 由表 61 按齒輪和半連軸器的直徑查得如下： 1 段的鍵的尺寸： b h l=14mm 9mm 63mm 其配合為 H7/m6 4 段的鍵的尺寸： b h l=16mm 10mm 70mm 其配合為 H7/n6 （ 4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 軸端倒角為 2 45。 m ③ 求圓周力： Ft 根據教材 P213（ 1014）式得