【正文】 dd2=125mm,n1=960r/min 查參考文獻 [1]表 8 得普通 V 帶的基本額定功率 P0=；根據(jù) n1=960r/min。 大齒輪選用 45 鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為 217 ~ 255HBS，取 230HBS。 ③計算齒寬 b b=Ф == ④計算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù) =59,84/20= 齒頂高 ha=mt= 齒根高 hf== = N = N = 安全系數(shù) S=1 失效概率為 1% 665 = d1t≥ V= b= b/h= 齒全高 h=ha+hf== 齒寬與齒高之比 b/h=⑤計算載荷系數(shù) 根據(jù) V=， 8 級精度，查參考文獻 [1]圖 108 得動載系數(shù) Kv=。 計算彎曲疲勞許用應力 按一般可靠度選取彎曲疲勞安全系數(shù) S= 查參考文獻 [2]得： Kv= K= d1= S= 432MPa [σ F]2=342MPa [σ F]1=KFN1/σ FE1/S=[σ F]2=KFN2/σ FE2/S=計算載荷系數(shù) K K= Kv 1 1 = 查參考文獻 [1]表 105,取齒型系數(shù) YFa=。 ②設計計算 == ③分析 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度的是的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 并就近圓整為標準值 m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度原直徑d1=,算出小齒輪的齒數(shù)： Z1=d1/m=。d2=z2m=158 2=316mm. ②計算中心距： a=(d1+d2)/2=(66+316)/2mm=191mm. ③計算齒輪寬度： b= d1=1 66=66mm。n1=nⅠ =320r/min。根據(jù)參考文獻 [1]表 153 取 A =118，得： =118= 輸入軸最小直徑是安裝大帶輪的，軸上需開鍵槽，故需將直徑增大 5%，即 dmin= 4 軸的結構設計 （ 1）軸的零件定位，固定和裝配 ①固定 單級減速器中可以將齒輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒定位；左軸承用用軸肩和軸承端蓋固定，右軸承用套筒和右軸承端蓋固定。 ③安裝 軸呈階梯狀，左軸承和左軸承端蓋依次從左面裝入；軸肩，齒輪，齒輪套筒，右軸承，右軸承端蓋和皮帶輪依次從右面裝入。 5 采用齒輪軸重新設計軸的結構 （ 1）軸的零件定位，固定和裝配 ①單級減速器中仍將齒輪安裝下在箱體中央，相對兩軸承對稱分布。 查參考文獻 [2]知道，為了保證密封性，防止漏油，便于與箱體裝 配，故選用內(nèi)嵌式端蓋，右端蓋采用透蓋，左端蓋采用悶蓋，右端蓋中間孔用油毛氈作為密封裝置，查參考文獻 [1]表 712 得油毛氈密封尺寸主要數(shù)據(jù)選取如表 5 表 5 油毛氈密封尺寸 軸徑 氈圈 槽 d D d1 B1 D d b 35 49 34 7 48 36 6 故取 =35mm，則根據(jù) =（ ~） 得出 =30mm dmin=,合適。查參考文獻 [1]圖 814 知道帶輪寬度輪轂寬度 L 輪 =（ ～ 2） dⅠ =（ 45～ 60） mm， 輪轂外徑 d1=（ ～ 2） dⅠ =（ 54～ 60） mm， d1=58mm。 第一槽對稱面至端面距離 11mm 15mm 取 f=13 帶輪寬 B=（ z1）e+2f 外徑da=d+2ha 輪槽角 極限偏差 56mm 380mm 38 177。 查參考文獻 [2]表 61，選取滾動軸承 6208，其圖如圖 5 圖 5 滾動軸承 6208 的外形 滾動軸承 6208 部分數(shù)據(jù)如表 9: 表 9 滾動軸承 6208 的數(shù)據(jù) 軸承代號 基本尺寸 安裝尺寸 6208 d D B 40 80 18 47 73 基本額定動載核 基本額定靜載荷 極限轉速 Cr/KN /KN 脂潤滑 8000 ③軸段Ⅲ 與 根據(jù)滾動軸承確定，即 =B=18mm, = =40mm. ④軸段 軸肩Ⅲ 為定位軸肩，查參考文獻 [2]，定位軸肩高度 =61mm =B=18mm = =40mm = =（ ~） =(~) 40mm=(~)mm,取 =3mm,，則= +2 =（ 40+2 3） =46mm,暫取 . =46mm =46mm 軸段 的長度 暫取 = ⑤齒輪段寬度 由前面計算得齒輪寬度 B =71mm ⑥確定軸段 根據(jù)對稱性，軸段 與軸段 尺寸一樣， 即 = =； = =46mm ⑦確定軸段 根據(jù)對稱性，軸段 與軸段 Ⅲ尺寸一樣， 即 = =18mm； = =40mm ⑧選取左軸承端蓋 左軸承端蓋的部分尺寸與右軸承端蓋一樣，但左軸承端蓋采用內(nèi)嵌式悶蓋。根據(jù)查參考文獻 [1]以及前面第 5 步中的數(shù)據(jù)，又軸單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取 ，齒輪軸取最小直接d=21mm, 查參考文獻 [1]表 154 計算的抗彎截面系數(shù) W≈ ,則軸的計算應力為： 根據(jù)選定軸材料為 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻 [2]表 151 得Fn= FNV1= FNV2= =104800mm W ，可見 ，故安全。 （ 2）軸上受力分析 前面已經(jīng)求得以下數(shù)據(jù)： 軸上傳遞的扭矩 T1= 齒輪圓周力 FT= 齒輪徑向 Fr= 軸上的垂直支撐反力： 軸上的水平支撐反力： ； 計算合力： （ 3）計算當量動載荷 ①求比值 軸承 1：因為選用的直齒齒輪軸不受軸向力，所以 Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,則查參考文獻 [1]表 135 得深溝球軸承的最小半段系數(shù) e 值為，可見比值 :Fa/Fr＜ e ② 算當量動載荷 P 查參考文獻 [1]表 135 得： 徑向動載荷系數(shù) X=1。 ③ 由條件知道工作時間為 8年，且每天兩班制工作，則大概總的各種時間為 =38400h。 (2)鍵連接的強度校核 根據(jù)工作件查參考文獻 [2]表 62 的強度校核公式，按輕微沖擊設計選取靜連接時需用擠壓應力 ，對于鍵 850GB10962020 有： 鍵與輪轂的接觸高度 ： k== 7= 鍵的工作長度： l=Lb=508=42mm 鍵的擠壓應力：σ p=2T 帶輪 /d1lk=2 104800/(30 42 ) = 可見 ,故安全。 tan = tan20 = 沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷 Fn=Ft/cos == 3 按扭矩 初步確定軸的最小直徑 按參考文獻 [1]初步估算軸的最小直徑，軸選用的材料為 45 號鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 217~255HBS，選取 240HBS。鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與 軸的配合為 ；同樣，半聯(lián)軸器與軸連接時，半聯(lián)軸器與軸的配合為 。由于軸段直徑 應該與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需首先選取聯(lián)軸器的型號。故暫時取 = =42mm. 因為軸承端蓋的部分數(shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。 等于軸承寬度 B，即 =22mm。 軸的總長度 + + + + + =22+7+7+64+36+42+82=260mm 確定軸上圓角和 倒角尺寸 按查參考文獻 [1]取軸端倒角為 ，各處軸肩出的圓角外徑見圖 7。 7 精確校核軸的疲勞強度 = = =481300N截面 B 雖應力，但應力集中不大（ 過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸直徑最大，故截面 B 也不必校核。 （ 3）截面 — 右側 查參考文獻 [1]表 154 有： 抗彎截面系數(shù)： W= = 64 = 抗扭截面系數(shù)： W = = 64 = 截面 — 左側彎矩： M M=MB1 (lAB30)/lAB= 截面 — 上的扭矩： T2= 截面上的彎曲應力： = = = 截面上的扭轉切應力： == = 過盈配合處的 按參考文獻 [2]附表 38 用插值法求出，并取= ，于是得 =； = = 軸按磨削加工，由參考文獻 [2]附圖 34得表面質(zhì)量系數(shù) = =，則綜合系數(shù)為： 于是計算安全系數(shù) 值，按參考文獻 [2]得： = 因為認為不受軸向力，故取 ，又 = = /2 = = 可見軸在截面 — 左側強度也足夠。 （ 2）軸上受力分析 前面已經(jīng)求得以下數(shù)據(jù)： 軸上傳遞的扭矩： T2= 齒輪圓周力 :Ft= 齒輪徑向力 :Fr= 軸上的垂直支撐反力 : 軸上的垂直支撐反力： 計算合力 : = （ 3）計算當量動載荷 ①求比值 fp= 軸承 1：因為選用的直齒齒輪軸不受軸向力，所以 Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,則查參考文獻 [1]表 135得深溝球軸承的最小半段系數(shù) e值為 ，可見比值 :Fa/Fr＜ e ② 算當量動載荷 P 查參考文獻 [1]表 135 得：徑向動載荷系數(shù) X=1。 ⑤ 算軸承 6212 軸承的壽命，根據(jù)參考文獻 [1]得 = 可見 ,所以軸承 6212 合格。 ,安全 ,安全 第六章 滾動軸承的選擇及計算 一 .高速軸的滾動軸承的選擇 及校正 因為軸承端蓋的部分數(shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。 = 1 +0 =. 為確保安全，選用較大的 進行校核。 ⑤驗算軸承 6208 軸承的壽命，根據(jù)參考文獻 [2]得 可見 ,所以軸承 6208 合格。 軸向動載荷系數(shù) Y=0。 第七章．鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 一．高速軸的鍵 查參考文獻 [2]表 41 選取軸段Ⅰ上的鍵為普通平鍵 A型。 二．低速軸的鍵 根據(jù)軸段 的直徑和長度，軸段 上的鍵為普通平鍵 A型，其部分數(shù)據(jù)見表 11： 表 11 鍵的部分數(shù)據(jù) 軸的直徑 鍵寬鍵高 (b h) 軸深 t 轂深 t 鍵的長度 L 48 14 9 70 低速軸的鍵選擇和校核 （ 1）軸段 上的鍵 ①根據(jù)前面分析，選用圓頭 A型普通平鍵， 根據(jù)其所在軸段 的直徑=44mm，查參考文獻 [2] 表 47 選用鍵 12 36 GB10962020,其中 bh=18 11 ④ 連接的強度校核 根據(jù)工作件查參考文獻 [2]表 62 的強度校核公式，按輕微沖擊設計選取靜連接時需用擠壓應力 ，對于鍵 18 56 GB10962020 有：鍵與輪轂的接觸高度： k== 11= 鍵的工作長度： l=Lb=5618=38mm 鍵的擠壓應力 : 2 481300/(64 38 )= 可見 ,故安全。 因為 ≥