【正文】 mind = 6005 號(hào)軸承 17 5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) A 擬定軸上零件的裝配方案 B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 由低速軸的設(shè)計(jì)知 ，軸的總長(zhǎng)度為 L=7+79+6+67+30=189mm 由于軸承選定所以軸的最小直徑為 25mm 所以左端 L12=12mm 直徑為 D12=25mm 左端軸承采用軸肩定位由 [2]查得 6005 號(hào)軸承的軸肩高度為 所以 D23=30mm , 同理右端軸承的直徑為 D12=25mm，定位軸肩為 在右端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為 a=12mm，因?yàn)榇簖X輪的寬度為 42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長(zhǎng)度為 L=39+12+8+12=72mm 8mm 為軸承里減速器內(nèi)壁的厚度 又因?yàn)樵趦升X輪嚙合時(shí)，小齒輪的齒寬比大齒輪多 5mm,所以取L=72+= 同樣取在該軸小齒輪與減速器內(nèi)壁的距離為 12mm由于第三軸的設(shè)計(jì)時(shí)距離也為 12mm 所以在該去取距離為 11mm 取大齒輪的輪轂直徑為 30mm，所以齒輪的定位軸肩長(zhǎng)度高度為 3mm 至此二軸的外形尺寸全部確定。根據(jù)表 [1]153 選取 A0=112。 m 176。 本題因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面 IV 左右兩 側(cè)即可。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面 ?V 和 ??V 處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面 C上的應(yīng)力最大。 M 22 ??? VH MMM 總 22 ?? N178。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距為182mm。 4) 確定軸的的倒角和圓角 參考 [1]表 152，取軸端倒角為 *45176。按 d45=50mm 由 手冊(cè)查得平鍵的截面 b*h=16*10 (mm)見 [2]表 41,L=56mm 同理按 d12=35mm. b*h=10*8 ,L=70。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=35mm .固取 d12=35mm。于是有 mmnPAd *112* 33330m in ??? 此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑 d12為了使所選的軸的直徑 d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，固需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。 2 求作用在齒輪上的力 NdTF t 10**22 323 ??? Fr=Ft*tan? =*tan20176。 75 大齒輪 224 20176。 YFa2= 由 [1]表 10－ 5 查得 Ysa1=； Ysa2= 3） 計(jì)算大、小齒 輪的 ? ?FSaFaYYσ 并加以比較 ? ?111FSaFaYYσ = ? = ? ?222F SaFaYYσ = ? = KHB= K= d1= m= 1F? = 2F? = K= ? ?111FSaFaYYσ = ? ?222F SaFaYYσ = 所以 大齒輪的 11 數(shù)值大。2FSaFadYYzKT σφ 5 確定計(jì)算參數(shù) 由 [1]圖 1020c查得小齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限 σ F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強(qiáng)度σ F2=380MPa 由 [1]1018 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1= KFN2= 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取 安全系數(shù) S= 見 [1]表 1012 得 [σ F1]= （ KFN1*σ F1） /S= 500* = [σ F2]= （ KFN2*σ F2） /S= 380* = 1） 計(jì)算載荷系數(shù) K=KAKVKFα KFβ =1179。 179。 = b/h=3) 計(jì)算載荷系數(shù) K 由 [1]表 10— 2 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據(jù) v= m/s,7 級(jí)精度，由 [1]圖 10— 8 查得動(dòng)載系數(shù) KV=； Kt＝ φ d＝ 1 ZE＝ 1limH? = 600MPa σ Hlim2 ＝ 550MPa； N1＝ 179。 550MPa＝ 4. 計(jì)算 （ 8） 試算小齒輪分度圓直徑 d1t d1t≥ ? ?3 21 1 10e8 N2＝ N1/＝ 179。（ 1179。 2） 精度等級(jí)選用 7 級(jí)精度； 3） 試選小齒輪齒數(shù) z1＝ 24，大齒輪齒數(shù) z2＝ 77 的； 2．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速 級(jí)的載荷，所以通過(guò)低速級(jí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算 按式（ 10— 21）試算，即 m=2 Z1=21 Z2=100 d1=42 d2=200 a==121 B1=47mm B2=42mm Ft= N 7 級(jí) z1＝ 24 z2＝ 77 9 dt≥ * ? ?3 21因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故以選用 腹板式為宜。 179。 = （ 5） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由 [1]式（ 10—10a）得 d1= 31 / tt KKd = 3 ? mm= （ 6） 計(jì)算模數(shù) m m11zd? = 。 10e8 KHN1＝ KHN2＝ S＝ 1 [σ H]1＝ 540MPa [σ H]2＝ d1t = v = b= m= h= b/h= KA=1 7 固： KHB= 由 b/h=， KHB= 查 [1]表 10— 13 查得 KFB = 由 [1]表 10— 3 查得 KHα =KHα =。1 1065 * ?????????= （ 2） 計(jì)算圓周速度 v= 100060 21? ndtπ = 100060 ??π = （ 3） 計(jì)算齒寬 b 及模數(shù) m b=φ dd1t=1179。 Ln 為齒輪的工作壽命，單位小時(shí) （ 6） 由 [1]圖 10－ 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1＝ ； KHN2＝ （ 7） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝ 1，由式（ 10－ 12）得 [σ H]1＝ 179。 365179。 1430179。 m 1． 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 1） 材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 因?yàn)?i＝ ，取 i＝ 15，估測(cè)選取 i1= i2= 速度偏差為 %，所以可行。 由 [1]表 132 知圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍 為 3— 5。 3 原始數(shù)據(jù) 題號(hào) 參數(shù) 1 運(yùn)輸帶工作拉力 F/KN 1500 運(yùn)輸帶工作速度 v/(m/s) 卷筒直徑 D/mm 220 注：運(yùn)輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在 F 中考慮。 5%； 7) 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。 i2’… in’） nw 有該傳動(dòng)方案知，在該系統(tǒng)中只有減速器中存在二級(jí)傳動(dòng)比 i1,i2，其他 傳動(dòng)比都等于 1。 總? = Pw= KW Pd＝ KW nw= r/min 電機(jī) Y100L24 電 動(dòng) 機(jī)型號(hào) 額定功率 /KW 滿載轉(zhuǎn)速r/min 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量/Kg Y100L24, 1430 38 4 三 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及 其分配 1． 計(jì)算總傳動(dòng)比 由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 nw可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為： 總i ＝ nm/nw nw＝ nm=1430r/min i＝ 2． 合理分配各級(jí)傳動(dòng)比 由于減速箱是展開式布置，所以 i1＝（ ） i2。 m） 傳動(dòng)比 1 1 1 效率 1 四 傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪） A 高速齒輪的計(jì)算 輸入功率 小 齒 輪 轉(zhuǎn)速 齒數(shù)比 小齒輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù) 1430r/min 178。 ?????????HEdt ZuuTK σφ 各軸轉(zhuǎn)矩 T1= N m? T2= N m? T3= N m? T4= N m? 7 級(jí)精度； z