【正文】 由參考文 獻(xiàn)【 1】表 ，先求 Ft =2T1/d1 =2179。 1529/44= N/mm ＜ 100 N/mm ε α =[(1/z1+1/z2)]cosβ =[(1/21+1/99)]176。 21179。 /∏ ε γ =ε α +ε β =+ α t=arctan(tanα n/cosβ ) =arctan(tan20176。 ) =176。 cos20176。 = 由此得 KHα =KFα =ε α / cos2β b =()2= (式 ) ε α = (式 ) ε β = (式 ) ε γ = (式 ) (式 ) KHα = 齒向載荷分布系數(shù) KHβ 由參考文獻(xiàn)【 1】表 KHβ =A+B[1+(b/d1)2](b/d1)2+bC178。 (1+179。 12+44179。 103 KHβ = 載荷系數(shù) K K=KA Kv KHα KHβ =179。 179。 ) Zβ = 接觸最小安全系數(shù) SHmin 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 SHmin = 11 總工作時(shí)間 th th =8179。 6 th =2928h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL 因工作時(shí)載荷穩(wěn)定，故 NL =60γ n1th =60179。 2928179。107h 接觸壽命系數(shù) ZN 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 ZN1 = ZN2 = 許用接觸應(yīng)力 [σ H] [σ H ]= σ Hlim1 ZN/SHmin =650179。 179。 179。 179。 (+1)/(179。 442)] (式 ) σH = Mpa ＜ [σ H2 ] 計(jì)算結(jié)果表明，接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪尺寸無需 調(diào)整。 (+1)/2= a= 實(shí)際分度圓直徑 d 因中心距未作圓整，故分度圓直徑不會改變，即 d1 =2a/(i+1) =2179。 44=44 mm 取 b1 =54 mm b2 =44 mm 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 齒形系數(shù) YFα zv1 =z1/cos3β =21/176。 =108 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 YFα 1 = YFα 2 = 應(yīng)力修正系數(shù) YSα 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 YSα 1 = YSα 2 = 重合度系數(shù)Yε ε αv =[(1/zv1 +1/zv2)]cosβ =[(1/23+1/108)]176。 1= Yβ =1ε β β 176。 =11179。 /120176。 )= 前已求得 KFα =＜ ε γ /(ε α Yε ) 故 KFα = KFα = 齒間載荷分布系數(shù) KFβ 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 b/h=44/(179。 179。 K= 彎曲疲勞極限 σ Flim 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 σ Flim1 =540 MPa σ Flim2 =430 MPa 彎曲最小安全系數(shù) SF mim 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 SF mim = 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL 因工作時(shí)載荷穩(wěn)定，故 NL1 NL1 = 179。107h 彎曲壽命系數(shù) YN 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 YN1 = YN2 = 尺寸系數(shù) YX 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 YX = 許用彎曲應(yīng)力 [σ F] [σ F1 ]=σ Flim1 YN1 Yx/SF min =540179。 [σ F2 ]=σ Flim2 YN2 Yx/SF min =430179。 [σ F1 ]=419 MPa [σ F2 ]=316 MPa 驗(yàn)算 σ F1 =2 K T1 YFa1 Ysa1 Yε Yβ =2179。 33632179。 179。 σ F2 =σ F1 YFa2 Ysa2 /YFa1 Ysa1 =152179。 (179。 設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪相關(guān)幾何尺寸 螺旋角 β 上表已算得 β =176。 端面模數(shù) mt 上表已算得 mt = 齒數(shù) z 上表已算得 z1 =21 z2 =99 齒寬 b 上表已算得 b1 =54 mm b2 =44 mm 13 中心距 a 上表已算得 a=126 mm 實(shí)際分度圓直徑 d 上表已算得 d1 =44 mm d2 =207 mm 齒頂高系數(shù)han* 由參考文獻(xiàn)【 5】得，對于正常齒制 han* =1 han* =1 頂隙系數(shù) * 由參考文獻(xiàn)【 5】得，對于正常齒制 * = * = 端面齒頂高系數(shù) hat* hat* = han* cosβ =1179。 (式 ) hat* = 端面頂隙系數(shù) ct* ct* = * cosβ =179。 (式 ct* = 齒頂圓直徑 da da1 =mt z1 + 2 mt hat* =179。 179。 99+2179。 da1 =48mm da2 =211mm 齒根圓直徑 df df1 =mt z1 2 mt hat* 2 mt ct* =179。 179。 179。 992179。 179。 df1 =39mm df2 =202 mm 大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 ds 由本設(shè)計(jì)說明書 ds =42 mm b2 b2=B=44 b2= 44 mm D12 D12 = =179。 2 D22 = 191 mm D02 D02 =( D12 + D22 )=179。 () d02 = C2 C2 = =179。 2 n2 =1 mm 注：表格中公式來源于參考文獻(xiàn)【 1】 圖 。 ，取 Ad =82 Ad =82 接觸疲勞極限 σ Hlim 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 σ H lim1 =650 Mpa σ H lim2 =600 Mpa 初步計(jì)算許用接觸應(yīng)力[σ H] [σ H1 ]= H lim1 =179。 730 (式 ) [σ H1 ]=585 Mpa [σ H2 ]=540 Mpa 初步計(jì)算的 小齒輪直徑 d3 d3 ≥ Ad [T1(u+1)/(uΨ d[σ H]2)]1/3 =82179。 (+1)/( 179。 5402)]1/3= (式 ) 取 d3 =72mm 初步齒寬 b b=Ψ d d3 =179。 1000)=∏179。 (60179。 使用系數(shù) KA 由參考文獻(xiàn)【 1】表 KA = 動載系數(shù) Kv 由參考文獻(xiàn)【 1】圖 Kv = 齒間載荷分配系數(shù) KHа 由參考文獻(xiàn)【 1】表 ，先求 Ft =2T1/d3 =2179。 4203/72= N/mm100 N/mm ε α =[(1/z3 +1/z4)]cosβ =[(1/28+1/101)] ε β =bsinβ /(∏ mn) =Ψ d z3 tanβ /∏ =179。 176。 / ) =176。 cos20176。 = 由此得 KHα =KFα =ε α / cos2β b =()2= ε α = ε β = ε γ = α t=176。 103 =+179。 12)179。 179。 179。 (式 ) K= 彈性系數(shù) ZE 由參考文獻(xiàn)【 1】表 ZE =(MPa) 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH 由參考文獻(xiàn)【 1】圖 ZH = 重合度系數(shù)Zε 由式 ，因 ε β ＞ 1，取 ε β =1，故 Zε =[(4ε α )(1ε β )/3 +ε β /ε α ] =(1/ε α ) =(1/) Zε = 螺旋角系數(shù)Zβ Zβ =(cosβ ) = (176。 179。 179。 179。 (+1)/(179。 722)] (式 ) σH= Mpa ＜ [σ H2 ] 計(jì)算結(jié)果表明，接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪尺寸無需 調(diào)整。 (+1)/2 a=166 mm 16 實(shí)際分度圓直徑 d 因中心距未作圓整，故分度圓直徑不會改變，即 d3 =2a/(i+1) =2179。 72=260 a 實(shí) =（ d3 + d4） /2=166 d3 =72mm d4 =260 mm a 實(shí) =166 mm 齒寬 b b=Ψ d d3 =179。 =33 zv2 =z4/cos3β =105/176。 = Yε =++ (式 ) Yε = 螺旋角系數(shù)Yβ Yβ min = β =179。 /120176。 176。 =＞ Yβ min (式 ) (式 ) Yβ = 齒間載荷分配系數(shù) KFα 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 ③ ， 前已求得 KFα = ＜ ε γ /(ε α Yε ) 故 KFα = KFα = 齒間載荷分布系數(shù) KFβ 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 b/h=91/(179。 179。 K= 彎曲疲勞極限 σ Flim 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 σ Flim1 =540 MPa σ Flim2 =420 MPa 彎曲最小安全系數(shù) SF mim 由參考文獻(xiàn)【 1】 表 SF mim = 同上次 彎曲壽命系數(shù) YN 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 YN1 = YN2 = 尺寸系數(shù) YX 由參考文獻(xiàn)【 1】 圖 YX = 許用彎曲應(yīng)力 [σ F] [σ F1 ]=σ Flim1 YN1 Yx/SF min [σ F2 ]=σ Flim2 YN2 Yx/SF min [σ F1]=419 MPa [σ F2]=316 17 MPa 驗(yàn)算 σ F1 =2 K T1 YFa1 Ysa1 Yε Yβ /( bd1mn ) σ F2 =σ F1 YFa2 Ysa2 /YFa1 Ysa1 =179。 (179。 設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪相關(guān)幾何尺 寸 螺旋角 β 上表已算得 β =176。 端面模數(shù) mt 上表已算得 mt = 齒數(shù) z 上表已算得 z3 =28 z4 =101 齒寬 b 上表已算得 b3=82mm b4=72mm 中心距 a 上表已算得 a=166mm 實(shí)際分度圓直徑 d 上表已算得 d3 =72mm 齒頂高系數(shù)han* 由參考文獻(xiàn)【 5】得，對于正常齒制 han* =1 d4 =60mm han* =1 頂隙系數(shù) * 由參考文獻(xiàn)【 5】得，對于正常齒制 * = * = 端面齒頂高系數(shù) hat* hat* = han* cosβ =1179。 hat* = 端面頂隙系數(shù) ct* ct* = * cosβ =179。 (式 ) ct* = 齒頂圓直徑 da 齒根圓直徑 df da3 =mt z1 + 2 mt hat* da4 =mt z2 + 2 mt hat* df3 =mt z1 2 mt hat* 2 mt ct df4 =mt z2 2 mt hat* 2 mt ct* da3 =76mm da4 =264 mm df3 =66mm df4 =254 mm 注：表格中公式來源于參考文獻(xiàn)【 5】。 由于大齒輪的頂圓直徑小于 500m，由參考文獻(xiàn)【 1】第十 18 二章 ，采用圓盤式結(jié)構(gòu)鍛造。 大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 ds 由本設(shè)計(jì)說明書 ds =69mm D14 D14 = =179。 D24 =239 mm D04 D04 =( D14 + D24 )=179。 () d04 = mm C4 C4 = =179。 n4 = mm 注：表格中公式來源于參考文獻(xiàn)【 1】 圖 。 計(jì)算式為： ? ? 33 npCnpd T ???? ??? ? （ 參考文獻(xiàn)【 1】 式 ） 式中： p 軸傳遞的功率（ Kw） n 軸的轉(zhuǎn)速（ r/min） C 系數(shù)，由查表得之。 對于外 伸軸，一般是初步估算軸的外伸端直徑，此時(shí)取 C=113107，并且根據(jù)軸受彎矩大小決定C值大小。對非外伸軸，初算軸徑為安裝傳動件處的直徑，此時(shí)取 C=118113。 () 1/3 =18 mm 由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強(qiáng)度，故需增大軸徑 5% 8%， d minⅠ =18179。 ()