【文章內(nèi)容簡介】 Fa1=。 YFa2= 3） 計算大、小齒輪的 ? ?FFaYσ 并加以比較 ? ?11FFaYσ = = ? ?22FFaYσ = = KHB= K= d1= m= σ F1= σ F2= K= ? ?11FFaYσ = ? ?22FFaYσ = 11 所以 大齒輪的數(shù)值大。 6 設計計算 m= ? ?3211 2FFadYzKT σφ = 3 2 0 1 5 261 310* ??? e= 對結(jié)果進行處理取 m=4，（見機械原理表 54，根據(jù)優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列） 小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=≈ 25 大齒輪 齒數(shù) Z2=u* Z1=*25=93 7 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 d1=z1m=25*4=100mm d2=z2m=93*4=372mm a=(d1+d2)/2=(100+372)/2=236mm d1 11mZ? =100mm 2） 計算齒輪寬度 3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 b=φ dd1 b=100mm B1=105mm， B2=100mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 510mm 7） 驗算 Ft=2T2/d1=2**10e3/100= N 1009 7 6 8 9 7*1 ????bFtk N/mm。結(jié)果合適 8） 由此設計有 模數(shù) 分度圓直徑 壓力角 齒寬 小齒輪 4 100 20176。 105 大齒輪 4 372 20176。 100 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(jié)以上的數(shù)據(jù)。 功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 齒輪分度圓直徑 壓力角 178。 m 176。 2 求作用在齒輪上的力 NdTF t 10**22 32 3 ??? Fr=Ft*tan? =*tan20176。 = 3 初步確定軸的直徑 m=4 Z1=25 Z2=93 a=236mm d1=100mm d2=372mm B1=105mm B2=100mm bFtk? =m 12 先按式 [初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 號鋼。 根據(jù)表選取 A0=112。于是有 mmnPAd 5 3 6 *112* 33330m i n ??? 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，故 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=*=18003N178。 m 按照計算轉(zhuǎn)矩 Tca 應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準 GB/T58432020（見表 [2]82），選用 GICL8 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 21200 N178。 m。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=70mm .固取 d12=70mm。 5. 軸的結(jié)構(gòu)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=80mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=85。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1= 142mm , 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=140mm 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(zhuǎn)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=80mm 選 6217 號 右端采用軸肩定位 查 [2] 又根據(jù) d23=80mm 和上表取 d34=d78=85 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=95mm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 100，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=97mm ,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （ 軸直徑的 ~）這里 GICL8 凸緣聯(lián)軸器 6217 號 軸承 13 去軸肩高度 h= d56= b=,取軸的寬度為 L56=11mm. d 軸承端蓋的總寬度為 15mm（有減速器和軸承端蓋的機構(gòu)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=16mm 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=28mm 小齒輪的輪轂長 L=70mm 則 L34 =T+s+a+(10097)=55mm L67=L+c+a+sL56=70+15+16+811=98mm 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=95mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=25*14 (mm)見 [2]表 41,L=80mm 同理按 d12=70mm. b*h=20*12 ,L=125。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 參考表，取軸端倒角為 4*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(jié)構(gòu)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 6217，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250mm。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= 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= 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)式及表中的取值，且 ? ≈ （式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時取 ? ≈ ；當扭轉(zhuǎn)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） M p ammW TMca 4 5 4 ) 2 0 ( 9 4)( 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，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 ?V 和 ??V 處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面 C上的應力最大。截面 ?V 的 應力集中的影響和截面 ??V 的相近，但截面不 ?V 受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面 C上雖然應力最大，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），而且這里軸的直徑最大，故截面 C 也不必校核。截面 V? 和 V 顯然更不必校核。鍵槽的應力集 中系數(shù)比過盈配