【正文】 n1/601000=π576/601000m/s=, 齒寬 b=Фdd1== 2計算載荷系數(shù)Kh 由表102查得使用系數(shù)KA=，因v=,和8級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)KV=, 齒輪的圓周力 Ftl=2T1/dlt=254380/= KaFtl/b=1100N/mm由表103查得齒間載荷分配系數(shù)Kα= 由表104用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分配系數(shù)Kβ=，則載荷系數(shù)為 KH=KAKVKβKα==由式（1012），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t（K/Kt）1/3≧（）1/3mm= 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn= d1cosβ/Z1=cos12o/23= 按表823，取mn=按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式（107）試算模數(shù)，即 確定公式中的參數(shù)值 1試選用Kft= 2由式（1018）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) 3由式（1019），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 4計算 由當量齒數(shù)為 ZV1=Z1/(cosβ)3=23/(cos12o)3= ZV2=Z2/(cosβ)3=101/(cos12o)3= 得齒形系數(shù)YF1=，YF2=，由圖1018查得YS1=，YS2= 取= 試算齒輪模數(shù) = 調(diào)整齒輪模數(shù) d1= mnZ1/cosβ=23/ cos12176。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從變標準取近值mn=，為了同時滿足接觸疲勞強度，需按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=，即z1=d1cos/mn=cos12o/≈23幾何尺寸計算1中心距為 a1= mn(Z1＋Z2)/2cosβ=(23＋101)mm/(2cos12o)=，為此中心距取160mm2則螺旋角為 β=arccos mn(Z1＋Z2)/2a1= [(23＋101)mm/(2160)]=3計算小，大齒輪的分度圓直徑 d1= mnZ1/cosβ=23/ = d2= mnZ2/cosβ=101/ =4齒寬 b=Фdd1== 取b2=66mmb1=b＋(5～10)mm,取b1=75mm圓整中心距后的強度校核齒輪福德中心距在圓整之后，一些參數(shù)均發(fā)生了變化，應(yīng)重新校核齒輪強度以明確齒輪的工作能力。選用8級精度，)初選Z3=25，則Z4=uZ3=25=,取Z4=82初選螺旋角β=11o 壓力角取20176。其設(shè)計公式為（小輪分度圓直徑） dlt≧〔2KhtT1/φd(u＋1)/u(ZEZHZε/[δ]H)〕1/3 1因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kht=～,初選Kht= 2由圖1020，查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH= 3由式（1021）計算解除疲勞強度用重合度系數(shù)ZE= =176。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從變標準取近值mn=，為了同時滿足接觸疲勞強度，需按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=，即z1=d1cos/mn=cos11o/≈25幾何尺寸計算1中心距為 a= mn(Z3＋Z4)/2cosβ=(25＋82)mm/(2cos11o)=，為此中心距取190mm2則螺旋角為 β=arccos mn(Z3＋Z4)/2a2= [(25＋82)mm/(2190)]=，大齒輪的分度圓直徑 d3= mnZ3/cosβ=25/ = d4= mnZ4/cosβ=82/ =4齒寬 b=Фdd3==，取b4=98mm b3=b＋(5～10)mm,取b3=105mm 圓整中心距后的強度校核齒輪福德中心距在圓整之后，一些參數(shù)均發(fā)生了變化，應(yīng)重新校核齒輪強度以明確齒輪的工作能力。mm,轉(zhuǎn)速n1=576r/min,高速級齒輪的螺旋角β=,小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑d1= 2齒輪1的作用力 圓周力為 Ft1=2T1/d1=254380/=其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為 Fr1=Ft1tanan/cosβ=tan20o/=其方向為由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心軸向力為 Fa1= Ft1tanβ==其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力方向法向力為 Fn1=Ft1/cosancosβ=(cos20o)N= 3齒輪2的作用力 從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反低速級齒輪傳動的作用力 1已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=229810N為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑d3= 2齒輪3的作用力 圓周力為 Ft3=2T2/d3=2229810/=其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為 Fr3=Ft3tanan/cosβ=tan20o/=1911。m 求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓半d= Ft= Fr= Fa=Ft圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖48b所示　初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩TC=KAT3，查《機械設(shè)計（第八版）》表141，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=，則 TC=KAT3=718330Nmm查《機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計》表174，HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器符合要求，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案（見圖44） 1為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，1軸段右端需制出一軸肩，故取2段的 直徑d2=55，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑D=60mm聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1段的長度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取。 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)d2=55mm，由《機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計》表157中初步選取0基本游隙組，6段軸承為7212C，3段為7211c其尺寸為d=60mm,外徑D=110mm,寬度B=22mm，d3=d7=60mm，而L7=。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為d5=。L5=10mm ，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離L=，故取 L2= 5箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取L3=37mm L6=96mm（3）軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按d5由《機械設(shè)計（第九版）》表61查得平鍵bh=18mm11mm截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；由《機械設(shè)計（第九版）》表61查得平鍵截面同樣，bh=14mm9mm，聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。mMbH=m總彎矩M1=√＋()2NmM2=√＋()2Nm扭矩TT1= N精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面bb剖面7右側(cè)受應(yīng)力最大（2）bb剖面右側(cè)抗彎截面系數(shù) W=πd35/32bt(d5t)/2d5=π623/32mm3187(627)2/(262) mm3=20312mm3抗扭截面系數(shù) WT=πd35/16 bt(d5t)/2d5=π623/16mm3187(627)2/(262) mm3=43698 mm3bb剖面右側(cè)彎矩M為bb剖面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力 σb=M’a/W=截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 τ=T3/WT=718330/43698MPa=軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。因，經(jīng)插值后查得 又由《機械設(shè)計（第八版）》附圖32可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由《機械設(shè)計（第九版）》附圖32的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 高速軸的設(shè)計計算求輸出軸上的功率P轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 P1=,n1=576r/min T1= N選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設(shè)計（第九版）》表153，取較小值A(chǔ)o=120,則得 dmin=Ao(P1/n1)1/3=120()1/3mm= 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案（見圖44）1）2段的 直徑d2=35，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑D=35mm 聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=50mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1段的長度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取 。 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)d2=35mm，由《機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計》表157軸承內(nèi)徑d=40mm,外徑D=80mm,寬度B=