准圆柱斜齿轮材料选择小齿轮材料为调质，硬度为，大齿轮材料为钢调质，硬度为，二者材料硬度差为。运输机为般工作机器，速度不高，故选用级精度选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。选取螺旋角。初选螺旋角按齿面接触强度设计按式试算，即确定公式内的各计算数值试选由图，选取区域系数由图，查得计算小齿轮传递的转矩由表选取齿宽系数由表查得材料的弹性影响系数由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限设计按式试算，即确定公式内的各计算数值试选由图，选取区域系数由图，查得计算小料为钢调质，硬度为，二者材料硬度差为。运输机为般工作机器，速度不高，故选用级精度选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。选取螺旋角。初选螺旋角按齿面接触强度验算合适七设计低速级齿轮选精度等级材料及齿数，齿型确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮材料选择小齿轮材料为调质，硬度为，大齿轮材计算大小齿轮的齿根圆直径计算齿轮宽度圆整后取将中心距圆整为按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径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来计算应有的齿数。于是有取，则几何尺寸计算计算中心距大齿轮的数据大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式得计算大小齿轮的查取应力校正系数由表查得由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图查得弯曲疲劳强度寿命系数数根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数由表查得直径，由式得计算模数按齿根弯曲强度设计由式确定计算参数计算载荷系度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆计算纵向重合度计算载荷系数已知使用系数根据，级精计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽及模数计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为，由式得查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限由式计算应力循环次数由图查得接触疲劳强度寿命系数由图查得计算小齿轮传递的转矩由表选取齿宽系数由表查得材料的弹性影响系数由图按齿面硬度查由图查得计算小齿轮传递的转矩由表选取齿宽系数由表查得材料的弹性影响系数由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限由式计算应力循环次数由图查得接触疲劳强度寿命系数计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为，由式得计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽及模数计算纵向重合度计算载荷系数已知使用系数根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得计算模数按齿根弯曲强度设计由式确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数由表查得查取应力校正系数由表查得由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图查得弯曲疲劳强度寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式得计算大小齿轮的大齿轮的数据大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。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来计算应有的齿数。于是有取，则几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径计算大小齿轮的齿根圆直径计算齿轮宽度圆整后取验算合适七设计低速级齿轮选精度等级材料及齿数，齿型确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮材料选择小齿轮材料为调质，硬度为，大齿轮材料为钢调质，硬度为，二者材料硬度差为。运输机为般工作机器，速度不高，故选用级精度选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。选取螺旋角。初选螺旋角按齿面接触强度设计按式试算，即确定公式内的各计算数值试选由图，选取区域系数由图，查得计算小齿轮传递的转矩由表选取齿宽系数由表查得材料的弹性影响系数由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限由式计算应力循环次数由图查得接触疲劳强度寿命系数，计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为，由式得计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得键的设计输入轴上的功率，转速转矩求作用在齿轮上的力初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取以下轴均取此值，于是由式初步估算轴的最小直径输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径为了使所选的轴直径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，查表，考虑到转矩的变化很小，故取，则，查机械设计手册，选用型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案见下图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处轴肩，轴肩高度，故取段的直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，故的长度应该比略短点，现取初步选择球轴承参照工作要求并根据，初选型号轴承，其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷，，故，轴段的长度与轴承宽度相同，故取取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段加轴套，直径应根据角接触球轴承右位轴肩直径，确定。轴段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大与，可取齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段的长度应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽，故取。齿轮右端用肩固定，由此可确定轴段的直径，轴肩高度，取，，故取为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段的直径应根据直径应根据角接触球轴承左位轴肩直径确定，即，取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得，，参考表，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见图。输入轴的结构布置受力分析弯距的计算ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦⅧ计算支承反力在水平面上在垂直面上，故总支承反力计算弯矩并作弯矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图计算转矩并作转矩图作受力弯距和扭距图选用键校核键连接联轴器选单圆头平键型齿轮选普通平键型联轴器由式，查表，得，键校核安全齿轮查表，得，键校核安全按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力由表查得，，故安全精确校核轴的疲劳强度ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦⅧ判断危险截面截面，Ⅱ，Ⅲ，只受扭矩作用。所以，Ⅱ，Ⅲ，无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面上的应力最大截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面上虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里的直径最大，故截面也不必做强度校核，截面Ⅵ和Ⅶ显然更加不必要做强度校核由第章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧需验证即可。截面Ⅳ左侧。抗弯系数抗扭系数截面Ⅶ的右侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料为钢。调质处理