【文章內容簡介】 彎曲疲勞強度極限MPaFE 3802 ?? ； 由圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù), 21 ?? FNFN KK 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，由式 (1012)得 ? ?? ? MPaSKMPaSKFEFNFFEFNF 222111?????????????? 計算載荷系數(shù) ????????? ?? HHVA KKKKK 查取齒形系數(shù) 由表 105查得, 21 ?? FaFa YY 查取應力校正系數(shù) 由表 105查得, 21 ?SaSa Y 計算大、小齒輪的][ FSaFaYY?，并加以比較 ? ?? ? 222111????????FSaFaFSaFaYYYY?? 大齒輪的數(shù)值大 設計計算 mmmmm 2 3 ??? ???? 對比計算的結果，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，可取由彎曲強度算的的模數(shù) 并就近圓整為標準值?mm，按接觸強度算的的分度圓直徑mmd ?，算的小齒輪齒數(shù) ??? mdz 14 大齒輪齒數(shù) ???? ziz 這樣設計出齒輪傳動，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。 計算分度圓直徑 195365 7832642 31 ???? ???? mzd mzd 計算中心距 mmmmdda 195782 21 ????? 計算齒輪寬 帶 mmmmdb d 787811 ????? 取84,78 12 ?BmmB （見附錄） 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動比 模數(shù)（ mm） 3 螺旋角 ? ?14 中心距（ mm） 142 齒數(shù) 26 158 26 65 齒寬 45 40 84 78 直徑（ mm） 分度圓 40 237 78 195 齒根圓 84 201 齒頂圓 35 233 七、軸的設計 高速軸的設計 (1) 高速軸上的功率、轉速和轉矩 功率 錯誤 !未找到引用源。 轉速 錯誤 !未找到引用源。 轉矩 錯誤 !未找 到引用源。 15 (KW) (r/min) (N mm) 182 26200 (2) 作用在軸上的力 已知低速軸上齒輪的分度圓直徑為mmd ?，則 (3) 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45鋼，調制處理。取 錯誤 !未找到引用源。 于是得 高速軸的最小直徑顯然是與 V 帶輪連接出的軸直徑，取此處直徑為 22mm。 (4) 軸的結構設計 選用下圖所示的裝配方案 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 根據(jù)軸向定位的要 求確定軸的隔斷直徑和長度 1）為了滿足 V帶輪的軸向定位，Ⅰ Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取Ⅱ Ⅲ段的直徑ⅢⅡ ?d=23mm。V帶輪與軸配合的長度 L1=80mm，為了保證軸端檔圈只壓在 V帶輪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)?、颌??L=76。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾 16 子軸承。參照工作要求并 根據(jù) 由軸承產品目錄中初步選取 0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30205，其尺寸為 d D T=25 52 17，故取 mmdd 25?? ?? ⅦⅥⅣⅢ,17 ?ⅣⅢL 3） 軸上齒輪的的分度圓直徑為 40，有輪轂為 45mm,故取45 ?ⅤⅣL。 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。 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 L=30mm，故取50L ?ⅢⅡ。 錯誤 !未找到引用源。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸上零件的周向定位 齒輪、 V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按22??ⅡⅠd錯誤 !未找到引用源。 由表查得 V 帶輪與軸的連接，選用平鍵為 8mm 7mm 65mm， V 帶輪與軸的配合 為 錯誤 !未找到引用源。 。 滾動軸承與軸的是用過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸 查表，去軸端倒角為 1 45176。，各軸肩處的圓角半徑見圖。 軸段編號 長度（ mm） 直徑（ mm） 配合說明 Ⅰ Ⅱ 76 22 與 V帶輪連接 Ⅱ Ⅲ 50 23 與端蓋配合，做 V 帶輪的軸向定位 Ⅲ Ⅳ 25 與滾動軸承 30205 配合 Ⅳ Ⅴ 45 40 為軸上齒輪 Ⅴ Ⅵ 30 定位軸環(huán) Ⅵ Ⅶ 30 25 與滾動軸承配合，并用擋圈進行軸向定位 總長度 369mm （ 5）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊 中查取 a值。對于 30205 型圓錐滾子軸承，由手冊查得 a=。因此，作為 簡支梁的軸的支撐跨距 錯誤 !未找到引用源。 122+56=178mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎 矩圖和扭矩圖。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖 可以看出截面 C 是軸的危險截面。先計算出截面 C處的 MH、 MV及 M的值列于 下表。 載荷 水平面 H 垂直面 V 17 支反力F NFNH 2541 ? ， NFNH 7912 ? NFNV ? ， NFNV 11062 ? C 截面彎矩 M mmNLFM NHH ???? 4 4 2 9 632 mmNLFLFM NVNVV ?????? 1 6 1 7 5 63132 總彎矩 mmNMMMVH ?????? 1 6 7 7 1 11 6 1 7 5 64 4 2 9 6 2222m a x 扭矩 mmNT ?? 26200 （ 6）按彎矩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)上表的 數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 α =，軸的計算應力 前已選定軸的材料為 45鋼，調制處理，查得 [錯誤 !未找到引用源。 ]=60MPa。因此 錯誤 !未找到引用源。 [錯誤 !未找到引用源。 ]， 故安全。 中速軸的設計 (1) 中速軸上的功率、轉速和轉矩 轉速 （ min/r ） 低速軸功率（ kw ） 轉矩（ mN? ） 30 153 (2) 作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為mmd 2441 ?，根據(jù) 式 (1014)， 則 NtgFFNtgFFNdTFtantrtcostan24415300022111111?????????????????? 已知低速級齒輪的分度圓直徑為mmd 842 ?，根據(jù) 式 (1014)， 則 NtgFNntrt22????????? (3) 初步確定軸的最小直徑 1）先按式 (152)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼，調質處理。根據(jù)表 153，取 18 1120?A，于是得 mmnPAd 33220min ???? 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d1 2）為了使所選軸直徑 ⅦⅥ d與聯(lián)軸器孔徑相配合，故需同時選取聯(lián)軸器號。聯(lián)軸器的計算轉矩 Tca=KAT3 查表 141,考慮到轉矩變化小，可取 KA= 則 Tca=KAT3= 153= m， 查按照計算轉矩ca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊選用 LT6 型彈性套柱銷聯(lián)軸，其公稱轉矩為 250N m。半聯(lián)軸器的孔徑 d=32mm，ⅦⅥ d=32mm，半聯(lián)軸器長度 L=82mm， 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 1L=60mm (4) 軸的結構設計 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅱ Ⅲ軸段端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑ⅥⅤ d=38mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 1L=60mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ Ⅱ段的長度應比 1略短一些，現(xiàn)?、颌??L=58mm。 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，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)ⅧⅦⅣⅢ ?? ?dd=40mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30308X2，其尺寸為 d D T=40mm 62mm 15mm。 3）取安裝齒輪處的軸段直徑ⅦⅥ =45mm，齒輪的軸端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度 B=40mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂長度故?、鳍?L=36mm。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度 h，取 h=，則軸環(huán)直徑ⅥⅤ ?d=48mm，軸環(huán)寬度 b≥ ，?、觫??L=12mm。 4）