【正文】 樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計和制造。采用變位法將中心距就近圓整至。其他幾何參數(shù)，如、m、b等保持不變。應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 從圖1021a可知，當前的變位系數(shù)和提高了齒輪強度，但重合度有所下降。 由圖1021b可知,坐標點位于線和線之間。 （2）齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式（1010）中的各參數(shù)。 （2)齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算式（106）中的各參數(shù)。 （從略） 齒數(shù)、模數(shù),壓力角，變位系數(shù)、中心距，齒寬、。齒輪按7級精度設(shè)計。 （2）無碳小車為一般工作機器，參考表106，選用7級精度。由表101，大齒輪與小齒輪均選擇選擇45剛(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS。 (1)由下式試算小齒輪分度圓直徑，即 1) 確定公式內(nèi)的各項數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) ②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ③由表107①選取齒寬系數(shù) ④由圖1020①查得區(qū)域系數(shù) ⑤由表105①查得材料的彈性影響系數(shù)（大小齒輪均采用鍛造）為. ⑥由式（109）①計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) ⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由下式得 取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 2）試算小齒輪分度圓直徑 (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。v== ②齒寬b。 ①由表102①查得使用系數(shù) ②根據(jù)、7級精度，由圖108查查得動載系數(shù)。 ④由104①,7級精度，小齒輪，相對承非對稱布置齒向載荷分布系數(shù),由此，得到實際載荷系數(shù) 3)由式（1012）①，可得按實際的載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) (1)由式（107）①試算模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值 ①試選 ②由式（105）①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。 由圖1017①查得齒形系數(shù) 由圖1018①查得應(yīng)力修正系數(shù) 由圖1024c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 由圖1022①查得齒形 由圖1017①查得齒形彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（1014）得 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 2）試算模數(shù) (2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1)計算實際載荷載荷載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 ①根據(jù),7級精度，由圖108查得動載系數(shù)。③由表104用插值法查得,結(jié)合查圖1013，得 則載荷系數(shù)為 3）由式（1013），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)。 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計和制造。采用變位法將中心距就近圓整至。其他幾何參數(shù)，如、m、b等保持不變。應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。計算結(jié)果為： 將它們代入式（1010),得到 齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標準齒輪有所下降。計算結(jié)果為： 將它們代入式（106），得到： 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。大小齒輪均選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。 這種方法只按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果軸還受有不大的彎矩時，則用降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的方法予以考慮。對于不太重要的軸，也可作為最后計算結(jié)果。 由式（151）可得軸的直徑： 式中，查表153。 軸常用幾種材料的[τ]T及A0值軸的材料Q235A、20Q2735（1Cr18Ni9Ti)4540Cr、35SiMn38SiMnMo、3Cr13(MPa)　　　注：1)表中是考慮了彎矩影響而降低了的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力。 應(yīng)當指出，當軸截面上開有鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。對于直徑的軸，有一個鍵槽時，軸徑應(yīng)增大；有兩個鍵槽時，應(yīng)增大。應(yīng)當注意，這樣求出的直徑，只能作為承受扭轉(zhuǎn)作用的軸段的最小直徑。一般的軸使用這種方法計算即可。按第三強度理論，計算彎曲應(yīng)力： 通常由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力是對稱循環(huán)變應(yīng)力，而由扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力則常常不是對稱循環(huán)應(yīng)力。當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時，??；當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力時，??；若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力亦為對稱循環(huán)變應(yīng)力時，取。 對軸A： 取 對軸B： 取 對軸C： 取 由于心軸工作時只承受彎矩而不承受扭矩，所以在應(yīng)用上式時，應(yīng)取T＝0，亦即Mca=M。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。 對軸A： 由于對該軸精度要求不高，則可取=3。 對軸C： 由于對該軸精度要求不高，則可取=3。 平鍵連接傳遞轉(zhuǎn)矩時，連接中各零件的受力情況如圖66所示。除非有嚴重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪短（圖66中沿aa面剪斷）。對于導向平鍵連接和滑鍵連接（動連接），其主要失效形式是工作面的過度磨損。假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接強度條件為 導向平鍵連接和滑鍵連接的強度條件為 式中：傳遞的扭矩； 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度，； 鍵的工作長度，圓頭平鍵，單圓頭平鍵， 平頭平鍵,這里為鍵的公稱長度；為鍵的寬度； 軸的直徑，； 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，見表62； 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用壓力，見表62。 車輪鍵： 齒輪上的鍵： 第1組不需要鍵連接，第3組的鍵為： 8 軸承的選擇 驅(qū)動軸選用深溝球軸承 根據(jù)計算軸承的外徑為8mm,可選用的深溝球軸承如下：外徑B型號16mm5mm19mm6mm22mm7mm60824mm8mm628 選取16mm5mm 或