【正文】 =。由于是帶式輸送機，每天工作兩班，查《機械設(shè)計》（V帶設(shè)計部分未作說明皆查此書）表87得， 工作情況系數(shù)Pca=KA?Ped=15=18kW 由Pca、n0由圖811選用B型。小齒輪齒面硬度取62HRC，大齒輪齒面硬度取58HRC，芯部達(dá)300HBS。由圖1026得??α1=，??α2=，??α=??α1+??α2=。中心距 a=z1+z22mncosβ=24+7323cos140mm=，圓整中心距a=150mm后，螺旋角β=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(24+73)32150=d1=z1mncosβ=24=，d2=z2mncosβ=73=u．進(jìn)行圓整并最終確定齒寬b=??d?d1=1=，圓整后取B2=75mm，B1=80mm（3）校核齒面接觸強度①確定接觸強度載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1=②計算接觸強度許用應(yīng)力由圖10—21（e）得??Hlim1=?? Hlim2=1500MPa，由圖1019中曲線2得KHN1=，KHN2=取失效率為1%，安全系數(shù)SH=。小齒輪轉(zhuǎn)矩T1=TⅠ= N?mm,小齒輪轉(zhuǎn)速n1=nⅠ=584r/min,傳動比i=i1=（1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)①選用斜齒圓柱齒輪② 輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（GB1009588）③由《機械設(shè)計》（斜齒輪設(shè)計部分未作說明皆查此書）表101選小齒輪材料為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。N1=60n1jLh=605841(2830010)=109N2=N1i1==108=；KHN2=。 d1t≥321031?+?=υ=πd1tn1601000=584601000m/s=b=??d?d1t=1=mnt=d1tcosβz1=cos14024=h===bh====124tan140=已知使用系數(shù)KA=1，根據(jù)υ=、7級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=；由表104查得KHβ=；由圖1013查得KFβ=；由表103查得KFα=KHα=，故彎曲強度載荷系數(shù)K=KAKVKFαKFβ=1=，由式（1010a）得d1=d1t3KKt==mn=d1cosβz1=cos14024=(3)按齒根彎曲強度設(shè)計mn≥32KT1Yβ(cosβ)2?d?z12εα?YFaYSa[σF]① 確定計算參數(shù)a. 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa，大齒輪的彎曲強度極限σFE2=380MPa；b. 由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=，KFN2=c. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（1012）得[??F]1=KFN1σFE1S==[??F]2=KFN2σFE2S==K=KAKVKFαKFβ=1==，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)Yβ=zv1=z1cos3β=24cos3140=， zv2=z2cos3β=73cos3140=由表105查得YFa1=，YFa2=由表105查得YSa1=，YSa2=[σF]并加以比較。② 設(shè)計計算mn≥32103cos21401242=對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，故選mn=3 mm,已可滿足彎曲強度。Z1=d1cosβmn=cos1403=，取z1=28,則z2=i?z1=28=,取z2=85(4)幾何尺寸計算①計算中心距a=z1+z22mncosβ=28+8523cos140mm=，將中心距圓整為175mm。③計算大小齒輪的分度圓直徑d1=z1mncosβ=28=，d2=z2mncosβ=85=④ 計算齒輪寬度b=??d?d1=1=圓整后取B2=87mm，B1=92mm(5)強度校核①齒面接觸疲勞強度校核??H=ZEZH2KT1bd12εαu+1u=+=[σH]，滿足齒面接觸疲勞強度條件。Ft1=2T1d1=2103N=Fr1=Ft1tanαcosβ=tan20176。=Fa1=Ft1tanβ=176。V帶輪與軸配合的長度L1=80mm，為保證軸端擋圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故ⅠⅡ段長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取lⅠⅡ=75mm。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。其尺寸為dDT=45100，故dⅢ Ⅳ=dⅥⅦ=45mm；而lⅥⅦ=25mm。ⅣⅤ的直徑dⅣⅤ=50mm。已知齒輪輪轂寬度92mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此段軸應(yīng)略短于輪轂的寬度，故取lⅣⅤ=88mm。軸環(huán)寬度b≥，取lⅤⅥ=10mm。?=16mm，兩個圓柱齒輪之間的距離c=20mm。已知滾動軸承寬度T=，則lⅢ Ⅳ=S+?+9288+T=8+16+4+=至此，已初步確定軸的各段長度和直徑。按dⅣⅤ=70mm，由《機械設(shè)計》表61查得平鍵截面bh=1610mm。同時為保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6。④ 確定軸上圓角和倒角尺寸參考《機械設(shè)計》表152，45176。各軸肩處圓角半徑：Ⅱ。在確定軸承的支點位置時，從手冊中查取a的值。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2= ，L3=。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出，截面C是軸的危險截面。由圖知：C是危險截面。根據(jù)式（155）及表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取α=，軸的計算應(yīng)力σca=M12+(αT1)2W=+()503= MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由《機械設(shè)計》表151查得σ1=60 MPa。⑦精確校核軸的疲勞強度a. 判斷危險截面b. 截面Ⅳ左側(cè)抗彎截面系數(shù)W==453=抗扭截面系數(shù)WT==453mm3=18225mm3截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M=?mm=?mm截面Ⅳ上的扭矩T=?mm截面上的彎曲應(yīng)力σb=MW==截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τT=TWT==軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及ατ查取。因rd==，Dd=5045=，經(jīng)插值后可查得ασ=，ατ=又由附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為qσ=，qτ=，故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附34）為kσ=1+qσασ1=1+=kτ=1+qτατ1=1+=由附圖32得尺寸系數(shù)εσ=；由附圖33得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ=。本軸因無大的過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。（1）已知條件輸入軸上的功率P3=、轉(zhuǎn)速n3=、轉(zhuǎn)矩T1=?mm（2）求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪分度圓直徑 d3=。176。=（3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料45鋼，調(diào)制處理，由《機械設(shè)計》表153，取A0=112，得dmin≥A03P3n3=112=（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計①擬定軸上零件的裝配方案（如圖）②根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器處的直徑dⅥⅦ。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為Tca=KAT3，查《機械設(shè)計》表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=，則Tca=KAT3==?m。半聯(lián)軸器的孔徑d3=70mm，故取dⅥⅦ=70mm，半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm。參照工作要求并根據(jù)dⅤ Ⅵ=80mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30217。故dⅠ Ⅱ=dⅣⅤ=85mm，lⅠⅡ=。ⅣⅤ的直徑dⅣⅤ=90mm。已知齒輪輪轂寬度為75mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此段軸應(yīng)略短于輪轂的寬度，故取lⅢⅣ=71mm。（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定），根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取lⅤⅥ=60mm。 ③軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵鏈接。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm。同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為20mm12mm90mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6,滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處