【文章內(nèi)容簡介】 ))(/(91 41 ?? ?? 取 mmd 402? 主軸前徑直徑 功率在 時 主軸大徑在 75100mm 之間 取 D1=90mm，則 D2=（ ） D1= 取 D2=70mm。 齒輪 模數(shù)的初步計算 )()1(16 338 3 221 ][mmjuunzNmjmdj ???? (36) 式中 nj—— 該軸的計算轉(zhuǎn)速（ r/min） mj —— 按解除疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（ mm）； 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 15 Nd—— 驅(qū)動電動機功率（ kw）； u—— 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比 1?u ，外齒輪嚙合取“ +”號 內(nèi)齒輪嚙合取“ — ”號； z1 —— 小齒輪的齒數(shù)； ?m—— 齒寬系數(shù)， ?m=mB （ B 為齒寬， m 為模數(shù)），106???m ； ???j —— 許用接觸應(yīng)力（ Mpa） 5 0 028 )12(1 6 3 3 8 3 221 ]1370[24 ???? ???m ，取 41?m 6 5028 )12(1 63 3 8 3 222 ]1 3 7 0[24 ???? ???m ；取 42?m )12(1 6 33 8 3 223 ]1 3 7 0[24 ???? ???m ；取 43?m 套裝在軸上的小齒輪還考慮到齒根圓到它的鍵槽深處的最小尺寸應(yīng)大于基圓齒厚，以防斷裂，則其最小齒數(shù) zmin 應(yīng)為 m in ??? mDz （ 37） 式中 D—— 齒輪花鍵孔的外徑（ mm），單鍵槽的取孔中心至鍵槽槽底的尺寸兩倍 M—— 齒輪模數(shù)。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 16 Ⅰ軸， D 取 46， m in ????z Ⅱ軸， D 取 50， m in ????z 因為 zmin =24，所以滿足要求，大齒輪不會與軸相碰。 齒輪強度的校核 由于本設(shè)計中主軸上齒輪的轉(zhuǎn)速較低，扭矩較大，因而最為危險。選擇主軸上的齒輪副進行強度校驗?？紤]到此機構(gòu)為一般機械，傳遞的功率，并不大，工作環(huán)境良好且為閉式傳動，由于希望齒輪工作壽命長，所以采用大小齒輪硬齒面。選用材料為 40Cr，加工方法為高頻淬火。查得，大小齒輪的強度極限 MpaB 700?? ，屈服極限 Mpas 500?? ，硬度48~55HRC，由于所選齒輪的齒數(shù)相同，所以對該齒輪同時進行齒根彎曲疲勞強度校核和接觸疲勞強度校核。 對齒輪進行齒根彎曲疲勞強度校驗 校驗小齒輪齒根彎曲疲勞強度的驗算公式為： ? ??? wjSw M p aBYZ Nnm KKKK ??? )(191 2 321510 （ 38） 式中 N—— 傳遞的額定功率，由以上的計算知 N= nj—— 計算轉(zhuǎn)速，由以上的計算知 375?njr/min M—— 齒輪的模數(shù)， m=4mm； B—— 齒輪的齒數(shù)， B=32mm； Z—— 齒輪的齒數(shù)， Z=43； Y—— 齒形系數(shù)，由文獻【 5】表 1，查得 Y=； k1 —— 齒間載荷分布系數(shù)，由文獻【 5】圖 查得 k1 = k2 —— 動載荷系數(shù)，考慮齒輪嚙合內(nèi)部因素引起的附加動載荷， 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 17 ? ??? ndv 查得動載荷系數(shù) k2 =； k3 —— 工作狀況系數(shù)，由文獻【 5】表 查得 k3 =； ks —— 壽命系數(shù) kkkkkQnTNs ?； ks —— 工作期限系數(shù)；mT k T0160? T—— 齒輪在機床工作期限內(nèi)的總工作時間，取 T=Ts/p，取Ts=18000h， p 為該變速組的傳動副數(shù)， p=1，則 T=18000h。 3751?n r/min N1—— 齒輪的最低轉(zhuǎn)速； c0 —— 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，取彎曲載荷 c0 =2 106? M—— 疲勞曲線指數(shù)，取 m=6. 則 2 1 8 0 0 03 7 5606 610 ?? ???k T kn —— 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)， kn = kN —— 功率利 用系數(shù)， kN = kq—— 材料強化系數(shù)， kq=1 則 ?????k s ?w —— 許用彎曲應(yīng)力，由文獻【 15】式 ，? ? S YFNFw ?? lim? 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 18 ?limF—— 計入了齒根應(yīng)力修正系數(shù)之后的實驗齒輪的齒根彎曲疲勞的極限應(yīng)力，查得： MpaF 320lim ?? sF —— 齒根彎曲強度計算的安全系數(shù)， 一般取 sF = YN —— 彎曲強度計算的壽命系數(shù)，可根據(jù)齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N 查得，取 YN = 則 ? ? M p aS YFNFw 2 5 2 0l i m ???? ?? 綜上所述： 1010 52 3215????????????? nm KKKKjSw BYZ N? =?w 滿足使用條件 對齒輪進行齒面接觸疲勞強度校驗 由校驗齒輪接觸疲勞強度的驗算公式為 ? ??? jjSj M pauB Nuzm n KKKK ???? )()1(2088 321310 （ 39） 式中 u—— 齒數(shù)比 u= zz65 =1，外嚙合取 +號 ks —— 壽命系數(shù) kkkkkQnTNs ? m—— 齒輪的模數(shù)， m=4mm； B—— 大齒輪的齒寬， B=32mm； Z—— 齒輪的齒數(shù)， Z=43； 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 19 ???H—— 許用接觸應(yīng)力， ???H= szHNH?lim （ 310） 式中 ?limH —— 試驗齒輪的齒面接觸疲勞強度極限，查得?limH =1200Mpa zN —— 接觸疲勞強度 計算的壽命系數(shù) 【 1】 sH —— 為安全系數(shù)，一般取 sH = 所以： ???H= 1 2 0 11 2 0 0l i m ???s zHNH?Mpa 綜上所述 ? ??? HjSH M pauB Nuzm n KKKK ????? )1(2088 321310 校驗合格。 傳動軸強度校驗 傳動軸上的彎曲載荷 齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力 Qa 和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力 Qb 的作用而產(chǎn)生彎曲變形。當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角20o?? ，齒面摩擦角 o?? 時，則 Qa（或 Qb） = )( 10 7 Nm znN? （ 311） 式中 N—— 該齒輪傳遞的全部功率， N= m—— 齒輪的模數(shù)，輸入輸出扭矩齒輪模數(shù) m=4mm；； Z—— 齒輪的齒數(shù)，輸入扭矩齒輪 Z=48，輸出扭矩齒輪 Z=24。； n—— 該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速（ nnnnajbjbjajn ???? n或）； 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 20 naj—— 該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)矩； naj=750r/min 所以得齒輪驅(qū)動力 Qa= 7 5 0484 10 7 ??? =994N 齒輪驅(qū)動阻力 Qb= 7 5 0244 10 7 ??? =1988N 驗算兩支承傳動軸的彎曲變形 齒輪變速箱里的傳動軸，如果抗彎剛度不足，將破壞軸及齒輪、軸承的正常工作條件，引起軸的橫向振動，齒輪的輪齒偏載，軸承內(nèi)外圈相互傾斜，加劇零件的磨損，降低壽命。該傳動軸為 兩支承的實心圓形鋼軸，忽略其支承變形，在單一彎曲載荷作用下，其中點撓度為 m z nxN D xlyy ba 433 )( 7 1)( ???或 (mm) （ 312） 式中 l—— 兩支承間的跨距， l=532mm D—— 該軸的平均直徑 D= x—— 齒輪的工作位置至較近支撐點的距離，即 21?aj ， ??x ， ??x ； 其余參數(shù)同上。 則驅(qū)動力作用下傳動軸中點的撓度 )( 1 4 3 2 4 33 ???? ??????y a mm 驅(qū)動阻力作用下傳動軸中點的撓度 )( 4 33 ???? ??????y b mm 計算在驅(qū)動力和驅(qū)動阻力同時作用下，傳動軸中點的合成撓度，可按余弦定理計算 ?c os222 yyyyybabah ??? （ 313） 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 21 式中 ya—— 被驗算軸的中點合成撓度（ mm） ? —— 驅(qū)動力 Qa 和驅(qū)動阻力 Qb 在橫剖面上，兩向量合成時的夾角， )(2 ???? ??? ? —— 在橫剖面上，被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角，按被驗算軸的旋轉(zhuǎn)方向計量，由剖面圖上可得 ? 值。嚙合角 20o?? ，齒面摩擦角 o?? 。 由截面圖畫得 180o?? ，那么 )(2 oooo ?????? 則傳動軸中點的合成撓度 0 8 9 3 2 3 22 ??????? ohy 查得傳動軸的撓度變形允許值 ??y =，傾角變形允許值 ??? =（ rad） 取 ??y =，則 ??y == ?yh ??y 傳動軸在軸承處的傾角 ly hBA3??? ?? （ 313） 10 08 ??????? ly hBA ?? （ rad） 可見 ?yh ??y， ??A ??? ，撓度和傾角均符合要求。 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 22 其他部件的選擇以及校驗 聯(lián)軸器的選擇 所選的彈性柱銷聯(lián)軸器，它結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，更換方便，柱銷較耐磨，還能補償兩軸相對位移。它的轉(zhuǎn)矩范圍是 （ Nm）， 軸徑范圍是 9170mm，最高轉(zhuǎn)速在 880011500r/min，軸向許用相對位移 ? ? ，徑向 許用相對位移是 ，角向許用相對位移 30。 離合器的選擇 所選的是正梯形牙行的牙嵌離合器，它是利用兩半離合器端面上的牙相互嵌合或脫開以達(dá)到主、從動軸的離合。正梯形牙行的牙的強度高，傳遞轉(zhuǎn)矩大，結(jié)合時沖擊比矩形牙小，并可消除牙側(cè)間隙，分離時容易脫開，工作是由軸向分力，當(dāng)工作面的傾斜角 a=28176。，產(chǎn)生的軸向分力不會自動脫開，當(dāng) a=1520176。時，需要軸向壓力防止軸向分力使牙自動退出。我選用的是 a=28176。的正梯形牙。 軸承的選擇及校核 在轉(zhuǎn)動軸上選擇的都是面對面的角接 觸球軸承，它具有以下的特點 （ 1） 能承受雙向軸向載荷，承受能力隨接觸角的增大而增加； （ 2） 通過預(yù)緊可限制軸或外殼的軸向位移； （ 3） 通過預(yù)緊可增加軸承的剛度和旋轉(zhuǎn)精度由文獻【 15】。 在主軸大徑上選的是雙向推力角接觸球軸承和雙列圓滾子軸承，由雙向推力角接觸球軸承承受兩邊的軸向力，由雙列圓滾子軸承承受徑向力。選擇主軸上的角接觸球軸承進行校核，其基本額定動載荷 Cr=，Cor=, FFparr YX ?? （ 314） 15 度的角接觸球軸承取 X=， Y 取 1,15 度角接觸球軸承是內(nèi)部軸向力是 ，圓周力 dTFt 112? （ 315） 哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 23 徑向力 ?tanFF tr? （ 316） 式中 d1 —— 小齒輪分度圓直徑， mm ? —— 分度圓壓力角，度 T1 —— 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 計算軸承壽命 ?????????pcLnN?6010 6 （ 317） 式中 c—— 軸承的額定載荷 P—— 軸承所受的力 對于球軸承 ? 取 3， n 取 375r/min， C=Cr= L= 已知該加工中心使用 10 年，兩班工作