機(jī)械設(shè)計(jì)榫槽半自動(dòng)加工-文庫(kù)吧
2025-06-15 04:25 本頁(yè)面
【正文】 齒輪的寬度比大齒輪的寬度大5至10mm。1．2齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算a)選擇材料和精度等級(jí)考慮主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速不是很高，傳動(dòng)尺寸未嚴(yán)格限制，批量較小，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理硬度為HB=241286，平均取為260HB。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=229286,平均取為240HB。同側(cè)齒面精度選8級(jí)精度。b)初步估算小齒輪的直徑d1由附錄B中的B—1，查得計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表2—14可選取齒寬系數(shù)=1，初步計(jì)算許用接觸應(yīng)力由圖2—24查得接觸疲勞強(qiáng)度極限（失效概率為1%）。則初步有試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得初取小齒輪的分度圓半徑為d1=35mmc)確定基本參數(shù)計(jì)算小齒輪圓周速度和校核精度等級(jí)查表2—1，取8級(jí)精度合理 初取齒數(shù)為=22，取為133確定模數(shù)查表2—4，取 確定螺旋角β為小齒輪的直徑為大齒輪的直徑為初步取齒寬為校核傳動(dòng)誤差，齒數(shù)未作圓整，傳動(dòng)比不變d)校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度由式2—5校核齒面解除疲勞強(qiáng)度d1 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)由圖2—17查取，非變位斜齒輪彈性系數(shù)由表2—15查得，重合性系數(shù)的計(jì)算公式由斷面重合度和縱向重合度確定。其中端面重合度為由表2—5可得由于無變位，端面嚙合角，因此端面重合度為縱向重合度為因?yàn)?，故。螺旋角系?shù)使用系數(shù)由表2—7查得，動(dòng)載荷系數(shù)由表2—6查得齒間載荷分配系數(shù)查表2—8。其中齒向載荷分布系數(shù)查表2—9，其中非對(duì)稱支承，調(diào)質(zhì)齒輪的精度為8級(jí)精度齒面接觸應(yīng)力為d2 計(jì)算許用接觸應(yīng)力由式2—16其中接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)由圖2—27查得計(jì)算的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為由圖可以選擇，齒面工作硬化系數(shù)為接觸強(qiáng)度尺寸由表2—18查得潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)為接觸最小安全系數(shù)查表2—17（一般可靠性），許用接觸應(yīng)力為d3 驗(yàn)算（取和中的較小者進(jìn)行比較），接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪無需進(jìn)行調(diào)整。e) 確定主要的傳動(dòng)尺寸中心距為進(jìn)行中心距圓整，取由公式可求得精確的螺旋角為合理端面模數(shù)小齒輪直徑大齒輪直徑齒寬小齒輪當(dāng)量齒數(shù) 大齒輪當(dāng)量齒數(shù) f）齒根完全疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算由式2—11進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核f1 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力使用系數(shù)、動(dòng)載荷系數(shù)和齒間載荷非配系數(shù)同疲勞接觸強(qiáng)度。齒向載荷分布系數(shù)由圖2—9查得，其中：齒形系數(shù)由圖2—20（非變位）查得，；應(yīng)力修正系數(shù)由圖2—21查得，重合度系數(shù)為螺旋角系數(shù)由圖2—22查得，齒根彎曲應(yīng)力為f2 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力由式2—17計(jì)算許用彎曲應(yīng)力：實(shí)驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限由圖2—30查得。彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)由表2—17查得。彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)由圖2—33查得。彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)，由圖2—32查得（應(yīng)力循環(huán)次數(shù)同接觸疲勞強(qiáng)度校核），查得。應(yīng)力修正系數(shù)相對(duì)齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為許用齒根彎曲應(yīng)力為f3 彎曲疲勞強(qiáng)度校核彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格g）靜強(qiáng)度校核因傳動(dòng)無嚴(yán)重過載，故不作靜強(qiáng)度校核4—2第二級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1．、材料、齒數(shù)初選及螺旋角初定a) 榫槽切削機(jī)為一般的工作機(jī)器，速度不高，沖擊振動(dòng)不大，而且所加工的零件為硬度并不高的木料，故可選擇齒輪精度為7級(jí)或8級(jí)，在此設(shè)計(jì)計(jì)算中選擇8級(jí)。b) 材料：齒輪在工作是受到的是交變作用力，要求齒輪的材質(zhì)為里韌外硬，一般制造齒輪的材料為調(diào)質(zhì)鋼或滲碳鋼，在此設(shè)計(jì)計(jì)算中選擇調(diào)質(zhì)鋼。同時(shí)由于小齒輪直接與軸作為一體，所以小齒輪材料選擇為45鋼（調(diào)質(zhì)處理，硬度為260HBS），大齒輪材料選擇為45鋼（調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS），兩者硬度相差20HBS。c) 標(biāo)準(zhǔn)齒輪的最少齒數(shù)為17，齒輪的模數(shù)選擇第一系列，兩嚙合齒輪齒數(shù)互質(zhì)，螺旋角范圍8至25176。，小齒輪的寬度比大齒輪的寬度大5至10mm。1．2齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算a)選擇材料和精度等級(jí)考慮主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速不是很高，傳動(dòng)尺寸未嚴(yán)格限制，批量較小，小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理硬度為HB=241286，平均取為260HB。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=229286,平均取為240HB。同側(cè)齒面精度選8級(jí)精度。b)初步估算小齒輪的直徑d1由附錄B中的B—1，查得計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表2—14可選取齒寬系數(shù)，初步計(jì)算許用接觸應(yīng)力 由圖2—24查得接觸疲勞強(qiáng)度極限（失效概率為1%）。則初步有試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得初取小齒輪的分度圓半徑為d1=55mmc)確定基本參數(shù)計(jì)算小齒輪圓周速度和校核精度等級(jí)查表2—1，取8級(jí)精度合理 初取齒數(shù)為=26，取為121確定模數(shù)查表2—4，取 確定螺旋角β為小齒輪的直徑為大齒輪的直徑為初步取齒寬為校核傳動(dòng)誤差，齒數(shù)未作圓整，傳動(dòng)比不變d)校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度由式2—5校核齒面解除疲勞強(qiáng)度d1 計(jì)算齒面接觸應(yīng)力節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)由圖2—17查取，非變位斜齒輪彈性系數(shù)由表2—15查得，重合性系數(shù)的計(jì)算公式由斷面重合度和縱向重合度確定。其中端面重合度為由表2—5可得由于無變位，端面嚙合角，因此端面重合度為縱向重合度為因?yàn)?，故。螺旋角系?shù)使用系數(shù)由表2—7查得，動(dòng)載荷系數(shù)由表2—6查得齒間載荷分配系數(shù)查表2—8。其中齒向載荷分布系數(shù)查表2—9，其中非對(duì)稱支承，調(diào)質(zhì)齒輪的精度為8級(jí)精度齒面接觸應(yīng)力為d2 計(jì)算許用接觸應(yīng)力由式2—16其中接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)由圖2—27查得計(jì)算的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為由圖可以選擇，齒面工作硬化系數(shù)為接觸強(qiáng)度尺寸由表2—18查得潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)為接觸最小安全系數(shù)查表2—17（一般可靠性），許用接觸應(yīng)力為d3 驗(yàn)算（取和中的較小者進(jìn)行比較），接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪無需進(jìn)行調(diào)整。e) 確定主要的傳動(dòng)尺寸中心距為進(jìn)行中心距圓整，取由公式可求得精確的螺旋角為合理端面模數(shù)小齒輪直徑大齒輪直徑齒寬小齒輪當(dāng)量齒數(shù) 大齒輪當(dāng)量齒數(shù) f）齒根完全疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算由式2—11進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核f1 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力使用系數(shù)、動(dòng)載荷系數(shù)和齒間載荷非配系數(shù)同疲勞接觸強(qiáng)度。齒向載荷分布系數(shù)由圖2—9查得，其中：齒形系數(shù)由圖2—20（非變位）查得，；應(yīng)力修正系數(shù)由圖2—21查得，重合度系數(shù)為螺旋角系數(shù)由圖2—22查得，齒根彎曲應(yīng)力為f2計(jì)算許用彎曲應(yīng)力由式2—17計(jì)算許用彎曲應(yīng)力：實(shí)驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限由圖2—30查得。彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)由表2—17查得。彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)由圖2—33查得。彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)，由圖2—32查得（應(yīng)力循環(huán)次數(shù)同接觸疲勞強(qiáng)度校核），查得。應(yīng)力修正系數(shù)相對(duì)齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為許用齒根彎曲應(yīng)力為f3 彎曲疲勞強(qiáng)度校核彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格g）靜強(qiáng)度校核因傳動(dòng)無嚴(yán)重過載，故不作靜強(qiáng)度校核第五章 軸的設(shè)計(jì)5—1高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及其計(jì)算校核a)選擇材料和熱處理方式根據(jù)工作條件，小齒輪的直徑較?。ǎ?，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，軸的材料和熱處理與齒輪的材料和熱處理一致，采用45鋼調(diào)質(zhì)處理。b)高速軸最小直徑的確定按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法進(jìn)行最小直徑估算，即 初算軸徑，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度影響。值由表1—3確定： 因高速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設(shè)有一個(gè)鍵槽。則 由于減速器輸入軸通過聯(lián)軸器與電動(dòng)機(jī)軸相聯(lián)結(jié)，則外伸段軸徑與電動(dòng)機(jī)軸徑不得相差太大，否則難以選擇合適的聯(lián)軸器。所選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y90—4，取 ，為電動(dòng)機(jī)軸直徑，同時(shí)考慮到小齒輪的直徑，綜合考慮各因素，取 。c)高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5—1各軸段直徑長(zhǎng)度的確定：滾動(dòng)軸承處軸段，滾動(dòng)軸承選為6205 ：由軸承寬度和
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