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41.3?11.239?104.5189.82d1t?2.323?()?63.39mm
13.5576（２） 计算圆周速度v
v????63.39?342.86?1.14m/s
60?100060?1000?d1tn2（３） 计算齿宽ｂ
b??dd1t?1?63.39?63.39mm
（４） 计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ
模数mnt?d1t63.39??2.641mm Z124 齿高
h?2.25mnt?2.25?2.641?5.94mmb/h?63.39/5.94?10.67
（５） 计算载荷系数K
根据v?1.14m/s，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数KV?1.07 假设KAFt/b?100N/mm，由表１０－３查得
KH??KF??1
由表１０－２查得使用系数KA?1 由表１０－４查得
22KH??1.12?0.18(1?0.6?d)?d?0.23?10?3b?1.12?0.18(1?0.6?1)?1?0.23?10?63.39?1.42222?3
由图１０－2３查得KF??1.35
故载荷系数K?KAKVKH?KH??1?1.07?1?1.422?1.522
（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得
d1?d1t3K/Kt?63.3931.522/1.3?66.81mm
（７）计算模数ｍ
m?d1/Z1?66.81/24?2.78
3．按齿根弯曲强度设计
由式１０－５得弯曲强度的设计公式为
mn?3YY?F?S? 2[?F]?dZ12KT1确定公式内的计算数值
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１）
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（１） 由图１０－２０ｃ查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?380MPa
（２） 由图１０－１８查得弯曲疲劳寿命系数
KFN1?0.85 KFN2?0.88
（３） 计算弯曲疲劳许用应力
取失效概率为１％，安全系数为S=1.4，由式１０－１２得 [?F1]?KFN1?FE10.85?500?MPa?303.57MPa S1.4K?0.88?380[?F2]?FN2FE2?MPa?238.86MPa
S1.4（４） 计算载荷系数
K?KAKVKF?KF??1?1.07?1?1.35?1.4445
（５）查取齿形系数
由表１０－５查得YFa1?2.65 YFa2?2.212 （６）查取应力校正系数
由表１０－５查得YSa1?1.58 YSa2?1.774 （７）计算大小齿轮的
YFaYSa，并比较
[?F]
YFa1YSa12.65?1.58??0.01379[?F]1303.57YFa2YSa22.212?1.774??0.01643[?F]2238.86
大齿轮的数据大 ２） 设计计算
42?1.4445?11.239?10m?3?0.01643?2.11mm 21?24对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数ｍ大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.11，并就近圆整为标准值ｍ＝2.2ｍｍ。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1?66.81mm来计算应有的齿数。于是有Z1?d1/m?66.81/2.2?30.4取Z1?31
大齿轮齿数Z2?i2Z1?3.5?31?108.5 取Z2?109 4．几何尺寸计算
１） 计算分度圆直径
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d1?Z1m?31?2.2?68.2mmd2?Z2m?109?2.2?239.8mm２）
计算齿根圆直径
df1?m(Z1?2.5)?2.2?(31?2.5)?62.7mmdf2?m(Z2?2.5)?2.2?(109?2.5)?234.3mm３）
计算中心距
a?(d1?d2)/2?(68.2?239.8)/2?154mm
４）
计算齿宽
b??dd1?1?68.2?68.2mm
取B2?70mm B1?75mm 5．验算
Ft?2T12?112390??3295.9N d168.2KAFt1?3295.9??48.33N/mm?100N/mm b68.2合适
八．链传动的设计
1． 选择链轮齿数和材料
取小齿轮齿数Z1?19，大齿轮的齿数为Z2?i?Z1?3?19?57 材料选择40钢，热处理：淬火、回火 2． 确定计算功率
由表9－6查得KA?1.0，由图9－13查得Kz?1.35，单排链，则计算功率为：
Pca?KAKZP?1.0?1.35?3.834?5.18kW
3． 选择链条型号和节距
根据P ca?5.18kW及n?n3?97.96r/min查图9－11，可选24A-1。查表9－1，链条节距为p?38.1mm。4． 计算链节数和中心距
初选中心距a0?(30~50)p?(30~50)?38.1?1143~1905mm。取a0?1200mm。相应得链长节数为
LP0?2a0Z1?Z2Z?Z12P??(2)?102.15，取链长节数LP?102节。查表9－8得到中心距计算系数P22?a0f1?0.24521，则链传动的最大中心中心距为：a?f1P?2LP?(Z1?Z2)??1196mm
5． 计算链速v，确定润滑方式
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n1Z1P97.96?19?38.1??1.18m/s
60?100060?1000 由v?1.18m/s和链号24A－1，查图9－14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。
v?6． 计算压轴力
有效圆周力为：FP?1000P3.834?1000??3249N v1.18链轮水平布置时的压轴力系数KFp?1.15,，则压轴力为FP?KFpFe?1.15?3249?3736N 7． 链轮的基本参数和主要尺寸 名称 号 分度圆直径 符计算公式 结果 d d?p 0180sin()Z小链轮：dz1?231.5mm大链轮：dz2＝694.5mm 齿顶圆直径 da1.6damin?d?p(1?)?d1 Zdamax?d?1.25p?d1 小链轮：daz1min?244.2mm daz1max?256.9mm 大链轮：daz2min?732.6mm daz2max?770.7mm齿根圆直径 齿高 dfdf?d?d1 小链轮：dfz1?209.3mm大链轮：dfz2?672.3mm ha hamin?0.5(p?d1)hamax0.8p ?0.625p?0.5d1?Z 小链轮：haz1min?7.9mm haz1max?14.3mm 大链轮：haz2min?23.8mm haz2max?42.9mm确定的最大轴凸缘直径 dg1800dg?pcot?1.04h2?0.76 Z小链轮：dgz1?191.4mm大链轮：dgz2?574.2mm 九.减速器轴及轴承装置、键的设计
1．１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计
１．输入轴上的功率P1?4.244kw,转速n1?1440r/min 转矩T1?2.8146?10N?mm ２．求作用在齿轮上的力
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2T12?2.814?6410Ft???1348.N3d141.75tanantan2?0 Fr?Ft 8?1348.?3?50N5.?cos?cos14.03Fa?Fttan??1348.?3tan?1?4.03N337.0３．初定轴的最小直径
选轴的材料为４５钢，调质处理。根据表１５－３，取A??112
（以下轴均取此值），于是由式１５－２初步估算轴的最小直径
3dmin?A?3P1/n1?1124.244/1440?16.05mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1?2.为了使所选的轴直径d1?2 与联轴器的孔径相适应,
故需同时选取联轴器型号.
联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则， Tca?KAT1?1.3?2.8146?10?36589.8N?mm4
查《机械设计手册》，选用HL１型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N·ｍｍ。半联轴器的孔径d1?18mm，故取d1?18mm半联轴器长度L＝42ｍｍ，半联轴器
与轴配合的毂孔长度L?30mm。
４．轴的结构设计
１）拟定轴上零件的装配方案（见下图）
２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（１）为满足半联轴器的轴向定位要求，１轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度h?0.07~0.1d,
故取２段的直径d2?20mm l2?21mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=30mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故l1的长度应该比L1略短一点，现取l1?28mm
（2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据d2?20mm，初选型号6205轴承，其尺寸为
'd?D?B?25?52?15，基本额定动载荷Cr?14.0KN 基本额定静载荷C?r?7.88KN，da?31mm Da?46mm，故d3?d8?25mm,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取l3?l8?15mm
(3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取l4?94mm。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段4的直径应根据６００５的深沟球轴承的定位轴肩直径da确定d4?da?31mm
（4）轴段5上安装齿轮,为便于齿轮的安装, d5应略大与d4,可取d5?35mm.齿轮左端用套筒固定,为使套
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