【文章內(nèi)容簡介】 341. 57 1. 75Sa SaYY??， 。 7 計算大小齒輪的 ? ?Fa SaFYY? 并加以比較 ? ?333 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 1 5 4 82 7 5 . 8 6 2F a S aFYY? ??? ? ?444 2 . 2 4 1 . 7 5 0 . 0 1 8 0 22 1 7 . 5 1 7F a S aFYY? ??? 大齒輪的數(shù)值較大 設計計算 ? ?2 332 2232 2 4 7 7 1 9 1 . 4 5 8 0 . 0 1 8 0 2 1 . 6 0 21 . 0 2 2F a S adF YYKTm m m m mZ?? ?? ??? ? ? ??? ??? 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計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞接觸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，按接觸強度算得的分度圓直徑 1 mm? ，算出小齒輪齒數(shù) 3325 6 .0 5 3 2 8 .0 2 7 2 82dZ m? ? ? ? 大 齒輪的齒數(shù) 4 3 3 2 8 3 . 2 1 7 9 0 . 0 7 6Z Z i? ? ? ? ?。取整為 90 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑 1 1 1 4 7 1 .2 5 5 9d Z m m m m m? ? ? ? 2 2 1 16 5 1. 25 20 6d Z m m m m m? ? ? ? 機械工程學院課程設計 17 3 3 2 28 2 56d Z m m m m m? ? ? ? 4 4 2 90 2 180d Z m m m m m? ? ? ? 計算中心距 121 ??? 342 1182dda ??? 因為齒輪孔的尺寸是有與之配合的軸的尺寸的大小決定的，先設計出軸的尺寸在進行齒輪結構的設計。 6. 軸結構設計及計算 軸上的功率 P3，轉速 N3 和轉矩 T3 的計算 在前面的設計中得到 3P =， 3n =127r/min, 3 /T N m? 2 求作用在齒輪上的力 因一 直低速極大齒輪上的分度圓直徑為 4 180d ? mm 3t42 d???N rtta n 584FF ???N 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)文獻【 1】中的式（ 152）初步估算軸的最小直徑。選取材料為 45鋼，調(diào)制處理。有文獻【 1】中的表 153，取 0A 112? ，于是就有 3 33m i n 031 . 9 0 11 1 2 2 7 . 6 0 2 2 2 2 m m 2 7 . 6 m m127pd A m mn? ? ? ? ? 機械工程學院課程設計 18 輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的 直徑 dⅠ Ⅱ （見圖 62）與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故須同時選取連軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩 ca AT KT? 由文獻【 1】中的表 141，考慮到轉矩變化很小，故取 ? 則： 3 1. 3 14 4. 42 4 . 18 7. 75 12 .c a AT K T N m N m? ? ? ? 按照計算轉矩 caT 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，根據(jù)文獻【 2】中 P159，選用 HL2 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公 稱轉矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑 1 30d mm? ，故取 30d mm?Ⅰ Ⅱ ，半聯(lián)軸器長度 L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度1 60L mm? 。 軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案 由于在此軸上只有一個齒輪，左邊需空出一長段給其他軸上的齒輪留下空間，由文獻【 1】 P368 所述，故采用文獻中的圖 1522a 所示裝配方案。 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 方案。 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，軸肩高度h=()d,故取Ⅱ Ⅲ段的直徑 36mmd ?Ⅱ Ⅲ ；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 36D mm? 。半聯(lián)軸器與軸段配合的輪轂孔長度 1 60L mm? ,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段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取 58mml ?Ⅰ Ⅱ 。 2）初 步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) 36mmd ?Ⅱ Ⅲ ，又軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組標準精度級的深溝球軸承 6208，其尺寸為 4 0 8 0 1 8d D B m m m m m m? ? ? ? ? 機械工程學院課程設計 19 故 40d d m m??Ⅲ Ⅳ Ⅶ Ⅷ 。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。根據(jù)文獻【 2】可以知道 6208 型的定位軸肩的高度 m in mm??? 由于 min 47ad mm? ，但也不能大于內(nèi)圈的外徑，為了便于拆裝方便，綜合考慮得，取 48d mm?Ⅵ Ⅶ 。 3）非定位軸肩為了加工和裝配方便而設置的，其高度沒有嚴格的規(guī)定，一般取12mm。取 2mm， 48d mm?Ⅳ Ⅴ 齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。在前面的設計中已經(jīng)得出齒輪輪轂的寬度為 60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取58l mm?Ⅵ Ⅶ 。齒輪的左端采用軸肩定位。軸肩高度 h（ 0 .0 7 0 .1d h d??Ⅳ Ⅴ Ⅳ Ⅴ）可取一個合適的值 h=4mm,則軸環(huán)處的直徑 52d mm?Ⅴ Ⅵ 。軸環(huán)寬度 ? ，取6l mm?Ⅴ Ⅵ 。 4）軸承端蓋的總寬度為 25mm（由減速器及軸承端蓋的結構決定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 30l mm? (文獻【 1】圖 1521)，故取 57l mm?Ⅱ Ⅲ 。 5）取齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為 (文獻【 1】圖 1521),齒輪 2 的輪轂與齒輪 3的輪轂之間的距離為 20mm(文獻【 1】圖 1521),考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=8mm(文獻【 1】圖 1521),已知深溝球軸承的寬度為 18B mm? ，高速級上小直齒輪輪轂的長度為L=65mm，則 18l mm?Ⅲ Ⅳ 8 1 8 .5 4 7 2 0 6 5 6 5 8 9 4 .5l m m? ? ? ? ? ? ? ?Ⅳ Ⅴ 1 8 . 5 8 1 8 2 4 6 . 5l m m? ? ? ? ?Ⅶ Ⅷ 至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 lⅥ Ⅶ 由文獻【 1】中表61查的平鍵截面 14 9b h mm mm? ? ?，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長略短于輪轂寬度60mm，為 50mm， h 1 4 9 5 0b L m m m m m m? ? ? ? ?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 76Hn ；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為 h 8 7 5 0b L m m m m m m? ? ? ? ?，半聯(lián)軸器與軸的配合為 76Hk 。滾動軸承與機械工程學院課程設計 20 軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 6m 。 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻【 1】中的表 152，取軸的小端倒角為 ? ，各軸肩處的圓角半徑見圖 62取 r=。 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（圖 62）做出軸的計算簡圖（圖 61） 在確定軸承的支點位置時，因從手冊中查取 e值（文獻【 1】圖 1523）。對于 6208 型深溝球軸承，由手冊中可查得 B/2=9mm。因此作為簡支梁的軸的支撐FrFt(a)(b)(c)(d)(e)ωCABDTMVL3L2L1FNH1FNV1FNH1FNH2FNV2FNH2FNV2MHMTFrFtFNV1MHMVMT圖 6 1 軸的載荷分布圖機械工程學院課程設計 21 跨距 23 149 63 212L L m m m m m m? ? ? ?。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 61） 從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出截面 C處的 HM 、 VM 及 M 的值如表 61所示（參看圖 61） 表 61 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1 ?2 ? 1 ? 2 ? 彎矩 M 71052 .HM N mm? 2 5 8 5 8 .9 5 .VM N m m? 總彎矩 2212 7 1 0 5 2 2 5 8 5 8 9 5 7 5 6 1 1 .M M N m m? ? ? ? 扭矩 T 3 /T N m? 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。根據(jù)文獻【 1】中式 155 及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取 ?? ，軸的計算應力 機械工程學院課程設計 22 22 2 2 2 2133 2 23() ( 7 5 6 1 1 ) ( 0 . 6 1 4 4 4 2 4 ) ( 7 5 6 1 1 ) ( 0 . 6 1 4 4 4 2 4 ) 1 1 . 7 1 4( ) 1 4 4 . 5 ( 4 8 4 . 5 )0 . 1 4 83 2 2 2 4 8caMT M P a M P a M P ad b t d tWd?? ?? ? ? ? ?? ? ? ?? ? ?? ? ? ?前 已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理，由文獻【 1】的表 151查得 1[ ] 60MPa?? ? 。因此 1[]ca???? ，所以此軸是安全的。 精確校核軸的疲勞強度 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，但由于軸的最小徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度來看，截面 ?Ⅴ 和 Ⅴ 處的過盈配合引起的應力集中最為嚴重；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 ?Ⅴ 不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。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也不必要校核。截面 ?Ⅴ和 Ⅴ 顯然更不必要校核。由文獻【 1】的第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側即可。 截面 Ⅴ 右側 抗彎截面系數(shù) 3 3 3 30 . 1 0 . 1 4 0 6 4 0 0W d m m m m? ? ? ? 抗扭截面系數(shù) 3 3 3 30 . 2 0 . 2 4 0 1 2 8 0 0TW d m m m m? ? ? ? 截面 Ⅴ 右側的彎矩 M 為 357 5 6 1 1 . 4 2 0 0 6 .63M N m m N m m? ? ? 截面Ⅳ上的扭矩 3T 為 3 144424 .T N mm? 截面上的彎曲應力為 42020 6 . 5 66400b M M P a M P aW? ? ? ? 截面上的扭轉切應力 3 144424 1 1 . 2 812800T TT M P a M P aW? ? ? ? 機械工程學院課程設計 23 軸的材料為 45 鋼，調(diào)制處理。由文獻【 1】中的表 151查得 640B MPa? ? ，1 275MPa?? ? ， 1 155MPa?? ? 。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) ?? 及 ?? 根據(jù)文獻【 1】中的附表 32查取。因為 ??， 48 ??，經(jīng)插值后可查得 ?? ? ， ?? ? 又由文獻【 1】中的附圖 31 可得軸的材料的敏感系數(shù)為 ? ? ， ? ? 故有效應力集中系數(shù)由文獻【 1】附表 34所示為 1 ( 1 ) 1 0. 78 ( 2. 09 1 ) 1. 07 02kq? ? ??? ? ? ? ? ? ? 1 ( 1