【文章內(nèi)容簡介】 ：圖61 齒輪傳動簡圖、精度等級、材料及齒數(shù)按所給的傳動方案，選用支直齒圓柱齒輪。齒輪轉(zhuǎn)速不高，選用7級精度(GB 10095—88)。材料選擇，由表101選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=20=，取z2=29。由公式(109a)進行試算，即d1t≥?u177。1uZEσH2確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值，選取載荷系數(shù)Kt=，計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=105P1n1=105=104Nmm。由表107選取齒寬系數(shù)?d=1。查表106得材料的彈性影響系數(shù)ZE=。由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim 1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim 2=550MPa。由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLb=6065012830010=109N2==108由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=，KHN2=。計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，由式1012得σH1=KHN1σlim? 1S=6001=552MPa且σH2=KHN2σlim? 2S=5501=528MPa計算，試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入σH中的較小值。d1t≥1041?=圓周速度v=πd1tn1601000=π650601000m/s=；齒寬b=?d?d1t=1=；齒寬與齒高之比bh，模數(shù)mt=d1tz1==，齒高h===，bh==；計算載荷系數(shù)，根據(jù)v=，7級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=；直齒輪，KHα=KFα=1；由表102查得使用系數(shù)KA=1；由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，齒向載荷分布系數(shù)KHβ=。由bh=，KHβ==，載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=11=，由式1010a得d1=d1t3KKt==計算模數(shù)m=d1z1==。由式105得彎曲強度的設(shè)計公式為m≥32KT1?dz12YFaYSaσF確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值，由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380MPa，由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=，KFN2=，計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式1012得σF1=KFN1σFE1S==σF2=KFN2σFE2S==計算載荷系數(shù)K。K=KAKVKFαKFβ=11=查取齒形系數(shù)。由表105查得YFa1=；YFa2=。查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表105查得YSa1=，YSa2=。計算大、小齒輪的YFaYSaσF并加以比較。小齒輪YFa1YSa1σF1==大齒輪YFa2YSa2σF2==取上面兩個數(shù)的較大值。設(shè)計計算，m≥321041202=對比計算結(jié)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，僅與齒輪直徑有關(guān)，=2mm，按接觸強度計算的分度圓直徑d1=，算出小齒輪的齒數(shù)z1=d1m=≈26大齒輪齒數(shù)z2=26=，取z2=38。這樣設(shè)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(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。分度圓直徑 d1=z1m=262mm=52mmd2=z2m=382mm=76mm中心距a=d1+d22=52+762mm=64mm齒輪寬度b=?dd1=152mm=52mm取B1=57mm，B2=52mm。對于圓柱齒輪，齒根圓到鍵槽底部的距離e2mt(mt為端面模數(shù))；應(yīng)將齒輪和軸做成一體，但計算的大、小齒輪均不滿足條件，所以齒輪和軸分開制造。當(dāng)齒頂圓直徑da≤160mm時，齒輪可以做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。因計算的大、小齒輪均滿足條件，可以將大、小齒輪做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪，如下圖所示：圖62 實心結(jié)構(gòu)的齒輪齒輪傳動的潤滑方式，將大齒輪的輪齒侵入油池中進行侵油潤滑，輪齒侵入深度不宜超過一個齒高，但也不小于10mm，~。七、軸系零、部件的計算與校核螺桿的軸向載荷Fa=Ff1=4500N，徑向載荷Fr=7650N3=2550N，因為兩端的軸承主要承擔(dān)軸向載荷，所以設(shè)計為不完全液體潤滑止推滑動軸承，形式為多環(huán)式。中間大齒輪兩側(cè)的軸承主要承擔(dān)徑向載荷，也可同時承受小的軸向載荷，所以設(shè)計為深溝球軸承。小齒輪兩側(cè)的軸承只承擔(dān)徑向載荷，所以也設(shè)計為深溝球軸承。軸承所受軸向載荷Fa=4500N，軸頸轉(zhuǎn)速n=450r/min，軸環(huán)直徑d2=24mm，軸承孔直徑d1=16mm，軸環(huán)數(shù)目z=3。查表122選取軸承材料為鉛青銅ZCuPb30(30鉛青銅)，用于重載荷軸承，能承受變載荷和沖擊。(單位為MPa)p=FaA=Fazπ4d22d12≤p查表125，許用壓力p=8MPa，pv的許用值pv=?m/s，代入上式得p=FaA=≤p。(單位為MPa?m/s)值因軸承的環(huán)形支撐面平均直徑處的圓周速度v(單位為m/s)為v=πnd1+d26010002，應(yīng)滿足pv=4Fazπd22d12πnd1+d26010002=nFa30000z(d2d1)≤pv，代入數(shù)據(jù)得pv=?m/s。實際上，在軸發(fā)生彎曲或不同心等引起的一系列誤差及振動的影響下，軸承邊緣可能產(chǎn)生相當(dāng)高的壓力，因而局部區(qū)域的pv值還會超過許用值。因為v=，平均壓力p=，查表124，滑動軸承潤滑油選擇LAN100型號的。最后綜合考慮，選取如下的軸承型式。 圖71 多環(huán)式止推軸承 圖72 整體無襯正滑動軸承查機械設(shè)計手冊，選取整體無襯正滑動軸承常見型式1型，參數(shù)如下：軸承孔直徑d螺紋孔直徑d1軸承座寬b螺紋孔中心距CC1177。16mm15mm30mm70mm20mm軸承外徑D軸承座高h軸承孔深度l1軸承總高h1軸承總長L36mm9mm40mm40mm自行考慮每個深溝球軸承的軸向載荷Fa=45004=1125N，徑向載荷Fr=7650N3=2550N，軸承轉(zhuǎn)速n=450r/min，運轉(zhuǎn)時有輕微振動，預(yù)期計算壽命Lh39。=5000h?，F(xiàn)在確定其型號：求比值FaFr=11252550=根據(jù)表135，故此時FaFre。初步計算當(dāng)量動載荷P，根據(jù)式138aP=fpXFr+YFa按照表136，取fp=。按照表135，X=，Y值需在已知型號和基本額定靜載荷C0后才能求出?，F(xiàn)暫選一近似中間值，取Y=，則P=2550+1125N=3738N根據(jù)式136，求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值C=Pε60nLh39。106=37383604505000106N=19176N按照軸承樣本或設(shè)計手冊選擇C=22200N的6305軸承此軸承的基本額定靜載荷C0=11500N。驗算如下：求相對軸向載荷對應(yīng)的e值和Y值。相對軸向載荷為FaC0=112511500=，~，~，~。用線性插值法求Y值。Y=+=故X=，Y=求當(dāng)量動載荷P=2550+1125N=3748N驗算6305軸承的壽命，根據(jù)式135Lh=10660nCPε=106604502220037483h=5000h即高于預(yù)期計算壽命。符合實際要求，軸承各項參數(shù)如下表： 圖73 深溝球軸承 圖74軸承的雙支點各單向固定d(mm)Ｄ(mm)B(mm)da(min/ mm)Da(max/mm)ra(max/ mm)25621732551d2(mm)D2(mm)r (min/ mm)C(KN)C0(KN)重量W(kg)3651極限轉(zhuǎn)速/