【文章內(nèi)容簡介】 ?ad mm 低速齒輪組的設計與強度校核 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性； (2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（ GB10095— 88）； (3)材料選擇。 由 文獻 [2]表 10— 1選擇小齒輪材料為 40 rC （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。 (4)初選小齒 齒數(shù) 3Z =24，大齒輪齒數(shù)為 4Z = ? 3Z =84。 按齒面接觸強度設計 3 223 )][()1(2HEHadtt ZZuuTKd ??? ?? 確定公式內(nèi)的數(shù)值 (1)試選 載荷系數(shù) tK =， 由 文獻 [2]圖 10— 30選取 節(jié)點 區(qū)域系數(shù) HZ = (2)由 文獻 [2]圖 10— 26查得 3a? = 4a? = 所以 a? = (3)外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù) d? = (1+u) a? =(1+) = (4)查 文獻 [2]表 10— 6得材料的彈性影響系數(shù) EZ = MPa (5)由 文獻 [2]圖 10— 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 3limH? =600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極 限為 4limH? =550MPa (6)計算應力循環(huán)次數(shù) 4N =60nj hL =60 1 (2 8 300 10)= 810 同理 3N = 810 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 3HNK = 4HNK = (7)計算接觸疲勞許用應力 XXXXXXXXXXX 第 10 頁 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S= ，則 3][ H? = 3HNK 3limH? /S= 4][ H? = 4HNK 4limH? /S=574MPa 所以 ][ H? == 齒輪數(shù)據(jù) 計算 (1)小齒輪分度圓直徑 所以 3 223 )][()1(2HEHadtt ZZuuTKd ??? ?? = (2)計算圓周速度 v= 1000603Xnd Ⅱt? =(3)計算齒寬 b及模 數(shù) ntm b= d? td3 = ntm = 33 ?Zd t ? mm h= ntm = 螺旋角β = b/h= (4)計算縱向重合度 ?? ?? = d? 1Z tanβ = (5)計算載荷系數(shù) K 已知使用系數(shù) AK =1，根據(jù) v=， 7級精度， 由 文獻 [2]圖 108查得動載系數(shù)vK =； 由 文獻 [2]表 104 查得 2 7 * 32 ???? ? bK dH ?? 查 文獻 [2]圖 1013得 ??FK ； 查 文獻 [2]表 103 得 ?? FaHa KK 所以 載荷系數(shù) K = AK vK HaK ?HK = (6)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 333 ?? tt KKddmm XXXXXXXXXXX 第 11 頁 (7)計算模數(shù) os33 ?? Zdm n ? mm 圓整為 3mm 按齒根彎曲強度設計 3 2322][c o s2 Fad SaFan Z YYYKTm ??? ??? 確定計算參數(shù) (1)計算載荷系數(shù) K = AK vK FaK ?FK = (2)由縱向重合度 ?? =，查得螺旋角影響系數(shù) ?Y = (3)計算當量齒數(shù) os 233 ?? ?ZZ v 同理 4vZ = (4)查取齒形系數(shù) 由 文獻 [2]表 105查得齒形系數(shù) ?FaY ； ?FaY 應力校正系數(shù) ?SaY ； 4SaY = (5)由 文獻 [2]圖 1020C 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 5003 ?? ；MPaFE 3804 ?? (6)由 文獻 [2]圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ?FNK ； ?FNK (7)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=；則 MP aSK FEFNF ][ 333 ?? ?? ； 同理 4][ F? = (8)計算大、小齒輪的][ FSaFaYY?，并加以比較 333 ][FSaFaYY? = 444 ][FSaFaYY? = 大齒輪的數(shù)值大 XXXXXXXXXXX 第 12 頁 法面模數(shù) 設計計算 3 2322][c o s2 Fad SaFan Z YYYKTm ??? ???= 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) nm 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 nm =，已可滿足彎曲 強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 mmd ? 來計算應有的齒數(shù)。于是有 nmdZ ?cos33 ? = 取 3Z =22 則 4Z =u 3Z =77 幾何尺寸計算 (1)計算中心距 a= c os2 )( 43 ?? ? nmZZmm 圓整為 154 mm (2)按圓整 的中心距修正螺旋角 39。43 )(a rc c os ??? ???? a mZZ n 因β值改變不多，故參數(shù) a? 、 ?K 、 HZ 等不必修正。 (3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 os33 ?? ?nmZd mm 同理 4d = (4)計算齒輪寬度 b= 3dd? = 圓整后取 564 ?B mm 3B =70mm 低速齒輪組的結構設計 齒根圓直徑為 ???? nnaf mChdd )(2 **33 ?fd mm 齒頂圓直徑為 4 4 *33 ??? nana mhdd mm ?ad mm XXXXXXXXXXX 第 13 頁 校驗傳動比 實際傳動比為 227721111 ?? Xi實 總傳動比 ????nni m 所以傳動比相對誤差為 ()/=% XXXXXXXXXXX 第 14 頁 3 設計計算軸 低速軸的設計與計算 軸的基本設計 （ 1） 列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 kwPP ⅡⅢ 8 9 6 9 8 ????? ? Ⅲn = m in/2 rinⅡ ?? mNTⅢ ?? （ 2） 求作用在齒輪上的力 因 已知 的 低速級大齒輪的分度圓直徑為 4d = 39。3221153 5 8 8 ??? ?? 而圓周力 NXdTF t 60235522 4 3 ??? 徑向力 ???costan ntr aFF 軸向力 NFF ta 3 8 1tan ?? ? （ 3） 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由 文獻 [5]表 153，取 0A =120，則 330m in ?? nPAd mm XXXXXXXXXXX 第 15 頁 圖 31低速軸 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑 11?d 處，如圖 31所示。為了使所選軸直徑 11?d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 查 文獻 [5]表 141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取 AK =，則： 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為 mNTKT Aca ????? 所以，查標準 GB/T 58431986，選用 YL11 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 為 1000Nm。軸孔長度 L=112mm， 1L =84mm，軸孔直徑 D=50mm。故取 ⅡⅠd? =50mm。 擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)為滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ Ⅱ軸段左端需制出一軸肩，所以取 ⅢⅡd? =55mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D =60mm（ GB891892— 1986）。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器 上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ Ⅱ段的長度就比 1L 稍短一些，現(xiàn)取 ⅡⅠl =80mm。 (2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。由工作要求及 ⅢⅡd? =55mm，查 GB/T2971994，選擇 30212 型號，其尺寸為 d D T=60mm 110mm ， a=。故 mm60?? ?? ⅧⅦⅣⅢ dd ，而 ⅧⅦl ? =+15=（取齒輪距箱體內(nèi)壁間距為 15mm），取為 40mm。右端滾動軸承采用軸肩進行定位，由手冊上查得 30212 型軸承的定位軸肩高為 ，所以 ⅤⅣd? =69mm。 (3)取安裝齒輪處的軸段Ⅵ Ⅶ的直徑 ⅦⅥd? =65mm，齒輪