的应力最大截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近，但是截面Ⅵ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Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核由附初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为钢，调质处理，取从毕业论文单级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书免费在线阅读转矩确定齿数因为是硬齿面，故取传动比误差，允许计算故载荷系数按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式计算载荷系数使用系数根据，级精度，查课本得动载系数，查课本的计算公式查课本得查课本得计算摸数初选螺旋角④计算齿宽与高之比齿高计算纵向重合度得设计计算小齿轮的分度圆直径置，由表查得④初选螺旋角初定螺旋角载荷系数查取齿形系数和应力校正系数查得齿形确定公式内各计算数值小齿轮传递的因大小齿轮的安全系数由表查得工作寿命两班制，年，每年工作天小齿轮应力循环次数系数应力校正系数重合度系数端面重合度近似为大齿轮查课本得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数大齿轮的数值大选用设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计大齿轮应力循环次数查课本得到弯曲疲劳强度极限小齿轮但为了同时满足接触疲劳强度，需要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将中心距圆整为按圆整后的中心距修正螺旋角算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按圆整为标准模数，取大小齿轮的安全系数由表查得工作寿命两班制，年，每年工作天小齿轮应力循环次数系数应力校正系数重合度系数端面重合度近似为的计算公式查课本得查课本得然应力最大，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Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核由附初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为钢，调质处理，取从动轴的设计求输出轴上校核轴的疲劳强度判断危险截面截面，Ⅱ，Ⅲ，只受扭矩作用。所以ⅡⅢ无需校核从应力集中对前已选轴材料为钢，调质处理。查表得此轴合理安全校核轴的疲劳强度判断危险截面截面，Ⅱ，Ⅲ，只受扭矩作用。所以ⅡⅢ无需校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅵ和Ⅶ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Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近，但是截面Ⅵ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Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核由附初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为钢，调质处理，取从动轴的设计求输出轴上的功率，转速图传动轴承和传动轴的设计传动轴承的设计求输出轴上的功率，转速，转矩求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为而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计算齿轮宽度圆整的选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承型轴承代号对于选选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承型轴承代号对于选选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承型轴承代号对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的传动轴总体设计结构图主动轴从动轴的载荷分析图校核轴的强度根据前已选轴材料为钢，调质处理。查表得此轴合理安全校核轴的疲劳强度判断危险截面截面，Ⅱ，Ⅲ，只受扭矩作用。所以ⅡⅢ无需校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅵ和Ⅶ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Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近，但是截面Ⅵ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Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核由附初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为钢，调质处理，取从动轴的设计求输出轴上的功率，转速图传动轴承和传动轴的设计传动轴承的设计求输出轴上的功率，转速，转矩求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为而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计算齿轮宽度圆整的大齿轮如上取那么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算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按圆整为标准模数，取但为了同时满足接触疲劳强度，需要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大齿轮的数值大选用设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计大齿轮应力循环次数查课本得到弯曲疲劳强度极限小齿轮大齿轮查课本得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数则重合度系数为螺旋角系数轴向重合度，计算大小齿轮的安全系数由表查得工作寿命两班制，年，每年工作天小齿轮应力循环次数系数应力校正系数重合度系数端面重合度近似为因为，当量齿数初选齿宽系数按对称布置，由表查得④初选螺旋角初定螺旋角载荷系数查取齿形系数和应力校正系数查得齿形确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩确定齿数因为是硬齿面，故取传动比误差，允许计算故载荷系数按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式计算载荷系数使用系数根据，级精度，查课本得动载系数，查课本的计算公式查课本得查课本得计算摸数初选螺旋角④计算齿宽与高之比齿高计算纵向重合度得设计计算小齿轮的分度圆直径计算圆周速度计算齿宽和模数计算齿宽度极限取失效概率为，安全系数，公式得许用接触应力查课本表确定各参数的值试选选取区域系数则计算应力值环数为齿数比，即查得④齿轮的疲劳强度确定各参数的值试选选取区域系数则计算应力值环数为齿数比，即查得④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为，安全系数，公式得许用接触应力查课本表得设计计算小齿轮的分度圆直径计算圆周速度计算齿宽和模数计算齿宽计算摸数初选螺旋角④计算齿宽与高之比齿高计算纵向重合度计算载荷系数使用系数根据，级精度，查课本得动载系数，查课本的计算公式查课本得查课本得故载荷系数按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩确定齿数因为是硬齿面，故取传动比误差，允许计算当量齿数初选齿宽系数按对称布置，由表查得④初选螺旋角初定螺旋角载荷系数查取齿形系数和应力校正系数查得齿形系数应力校正系数重合度系数端面重合度近似为因为，则重合度系数为螺旋角系数轴向重合度，计算大小齿轮的安全系数由表查得工作寿命两班制，年，每年工作天小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数查课本得到弯曲疲劳强度极限小齿轮大齿轮查课本得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数大齿轮的数值大选用设计计算计算模数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，按圆整为标准模数，取但为了同时满足接触疲劳强度，需要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取那么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计算齿轮宽度圆整的大齿轮如上图传动轴承和传动轴的设计传动轴承的设计求输出轴上的功率，转速，转矩求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为而初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为钢，调质处理，取从动轴的设计求输出轴上的功率，转速求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为而初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为钢，调质处理，取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器的型号查表，选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以选取型弹性套柱销联轴器其公称转矩为，半联轴器的孔径，与轴配合的轴孔长度为半联轴器半联轴