【文章內(nèi)容簡介】 2FSaFadYYzKT σφ 5 確定計算參數(shù) 由 [1]圖 1020c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 σ F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度σ F2=380MPa 由 [1]1018 查得彎曲壽命系數(shù) KFN1= KFN2= 計算彎曲疲勞許用應力 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） 計算載荷系數(shù) K=KAKVKFα KFβ =1179。 179。 179。 = 2） 查取應力校正系數(shù) 有 [1]表 105 查得 YFa1=。 YFa2= 由 [1]表 10－ 5 查得 Ysa1=； Ysa2= 3） 計算大、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。 6 設計計算 m= ? ?3211 2FSaFadYYzKT σφ = 3 2 01 63 201 310* ??? e= 對結果進行處理取 m= ，（ 取整 ） 小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=≈ ≈ 20 大齒輪齒數(shù) Z2=u* Z1=*20=64 7 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 d1=z1m=20*=70 ， d2=z2m=64*=224 a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a 圓整后取 147mm ，d1 11mZ? = 2） 計算齒輪寬度 3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 b=φ dd1 b=70mm B1=75mm， B2=70mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 510mm 6） 由此設計有 模數(shù) 分度圓直徑 壓力角 齒寬 小齒 輪 70 20176。 75 大齒輪 224 20176。 70 五 軸的設計 （在本次設計中由于要減輕設計負擔，在計算上只校核 一根低速軸的強度） A 低速軸 3 的設計 1 總結以上的數(shù)據(jù)。 功率 轉矩 轉速 齒輪分度圓直徑 壓力角 Kw 178。 m 176。 2 求作用在齒輪上的力 NdTF t 10**22 323 ??? Fr=Ft*tan? =*tan20176。 = 3 初 步確定軸的直徑 m= Z1=20 Z2=64 a=147mm d1= d2=224mm B1=75mm B2=70mm bFtk? = 12 先按式 [1]152 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼。 根據(jù)表 [1]153 選取 A0=112。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，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。 4 聯(lián)軸器的型號的選取 查表 [1]141,取 Ka= 則； Tca=Ka*T3=*=178。 m 按照計算轉矩 Tca 應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準 GB/T58432021（見表 [2]82），選用 GY5 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 400 N178。 m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=35mm .固取 d12=35mm。 見下表 5. 軸的結構設計 1） 擬定軸上零件的裝配方案 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 12軸段右端要求制出一軸肩；固取 23 段的直徑 d23=42mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=45。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1= 82mm , 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，固取 12斷的長 度應比 L1 略短一些，現(xiàn)取 L12=80mm b 初步選擇滾動軸承。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量〈 =8`16`〉 大量生產(chǎn)價格最低 ， 固選用深溝球軸承 又根據(jù) d23=42mm 選 61909 號 右端采用軸肩定位 查 [2] 又根據(jù) d23=42mm 和上表取 d34=d78=45 軸肩與軸環(huán)的高度（圖中 a）建議取為軸直徑的 ~ 所以在 d78=45mm l67=12 c 取安裝齒輪處的軸段 45的直徑 d45=50mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為 70，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，固取 l45=67mm ,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （ 軸直徑的 ~）這里 GY5 凸緣聯(lián)軸器 61909 號 軸承 13 去軸肩高度 h= d56= b=,取軸的寬度為L56=6mm. d 軸承端蓋的總寬度為 15mm（有減速器和軸承端蓋的機構設計而定） 根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的 ,距離為 25mm。固取 L23=40mm e 取 齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為 a=12mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內(nèi)壁 ,有一段距離 s,取 s=8mm,已知滾動軸承的寬度 T=7mm 小齒輪的輪轂長 L=50mm 則 L34 =T+s+a+(7067)=30mm L67=L+c+a+sL56=50+15+12+86=79mm 至此已初步確定軸得長度 3) 軸上零件得周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按 d45=50mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=16*10 (mm)見 [2]表 41,L=56mm 同理按 d12=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同時為了保證齒輪與軸配合 得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選 H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選 H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為 m6。 4) 確定軸的的倒角和圓角 參考 [1]表 152，取軸端倒角為 *45176。各軸肩處的圓角半徑見上圖 5) 求軸上的載荷 （見下圖） 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應從手冊中查出 a 值參照 [1]圖 1523。對與 61809，由于它的對中性好所以它的支點在 軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖 計算齒輪 Ft=2T1/d1=2**103= N Fr= Ft tana = Ft tan20176。 = N 通過計算有 FNH1=758N FNH2= MH=FNH2*= N178。 M 同理有 FNV1= FNV2= MV=178。 M 22 ??? VH MMM 總 22 ?? N178。 M 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNH1=758N FNH2= FNV1= FNV2= 彎矩 MH= N m? MV= N m? 總彎矩 M 總 = N m? 扭矩 T3= N m? 6） 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C 的強度） 根據(jù) [1]式 155及表 [1]154中的取值，且 ? ≈ （式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時取 ? ≈ ；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取 ? ≈ ） 1） 計算軸的 應力 FNH1=758N FNH2= MH= N m? 總M = N m? 14 （軸上載荷示意圖） Mp ammW TMca )()( 3 22232 ?? ????? ?? 前已選定軸的材料為 45號鋼，由 軸常用材料性能 表 查得 [σ 1]=60MPa因此σ ca[σ 1]，故安全。 7）精確校核軸的疲勞強度 1) 判斷危險截面 截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸