【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 a= c o s2 )( 43 ?? ? nmZZmm 圓整為 110 mm (2)按圓整的中心距修正螺旋角 濰坊科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)零件 10 39。43 )(a rc c os ??? ???? a mZZ n 因β值改變不多，故參數(shù) a? 、 ?K 、 HZ 等不必修正。 (3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 ?? ?nmZd mm 同理 4d = (4)計(jì)算齒輪寬度 b= 3dd? = 圓整后取 443?B mm 464?B 低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 齒根圓直徑為 ???? nnaf mChdd )(2 **33 ?fd mm 齒頂圓直徑為 *33 ??? nana mhdd mm ?ad mm 低速齒輪組的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) (1)所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，四個(gè)齒輪均為斜齒，有利于保障傳動(dòng)的平穩(wěn)性； (2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7級(jí)精度（ GB10095— 88）； (3)材料選擇。由文獻(xiàn) [2]表 40 rC（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。 (4)初選小齒齒數(shù) 285?Z ，大齒輪齒數(shù)為 6Z = ? 5Z =47。 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 3 225 )][()1(2HEHadtt ZZuuTKd ??? ?? 確定公式內(nèi)的數(shù)值 濰坊科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)零件 11 (1)試選 載荷系數(shù) tK =，由文獻(xiàn) [2]圖 HZ = (2)由文獻(xiàn) [2]圖 3a? = 4a? = 所以 a? = (3)外嚙合齒輪傳動(dòng)的齒寬系數(shù) d? = (1+u) a? =(1+)= (4)查文獻(xiàn) [2]表 EZ = MPa (5)由文獻(xiàn) [2]圖 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 3limH? =600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 4limH? =550MPa (6)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 6N =60nj hL =60 1 (2 8 300 10)= 810 同理 5N = 910 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 3HNK = 4HNK = (7)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S= ，則 3][ H? = 3HNK 3limH? /S= 4][ H? = 4HNK 4limH? /S=574MPa 所以 ][ H? == 齒輪數(shù)據(jù)計(jì)算 (1)小齒輪分度圓直徑 所以 3 235 )][()1(2HEHadtt ZZuuTKd ??? ?? = 圓整為 81mm (2)計(jì)算圓周速度 v= 100060 35X ndt? =(3)計(jì)算齒寬 b及模數(shù) ntm 濰坊科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)零件 12 b=d? td5 =43mm ntm = 55 ?Zd t ? mm h= ntm = b/h= (4)計(jì)算縱向重合度 ?? ?? =? 5Z tanβ = (5)計(jì)算載荷系數(shù) K 已知使用系數(shù) AK =1，根據(jù) v=， 7 級(jí)精度，由文獻(xiàn) [2]圖 查得動(dòng)載系數(shù) vK =；由文獻(xiàn) [2]表 * 32 ???? ? bK dH ?? 查文獻(xiàn) [2]圖 得 ??FK ；查文獻(xiàn) [2]表 ?? FaHa KK 所以 載荷系數(shù) K = AK vK HaK ?HK = (6)按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 355 ?? tt KKddmm (7)計(jì)算模數(shù) o s55 ?? Zdm n ? mm 圓整為 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 32523][c o s2 Fad SaFan Z YYYKTm ??? ??? 確定計(jì)算參數(shù) (1)計(jì)算載荷系數(shù) K = AK vK FaK ?FK = (2)由縱向重合度 ?? =，查得螺旋角影響系數(shù) ?Y = (3)查取齒形系數(shù) 由文獻(xiàn) [2]表 查得齒形系數(shù) ?FaY ； ?FaY 濰坊科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)零件 13 應(yīng)力校正系數(shù) ?SaY ； 4SaY = (4)由文獻(xiàn) [2]圖 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPaFE 5003 ?? ；MPaFE 3804 ?? (5)由文獻(xiàn) [2]圖 ?FNK ； ?FNK (6)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=；則 MP aSK FEFNF ][ 333 ?? ?? ； 同理 4][ F? = (7)計(jì)算大、小齒輪的][ FSaFaYY?，并加以比較 333 ][FSaFaYY? = 444 ][FSaFaYY? = 大齒輪的數(shù)值大 法面模數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算 32322][c o s2 Fad SaFan Z YYYKTm ??? ???= 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù) nm 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取 nm =，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 mmd ? 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有 nmdZ ?cos55 ? = 取 5Z =28 則 6Z =u 5Z =47 幾何尺寸計(jì)算 (1)計(jì)算中心距 a= c o s2 )( 65 ?? ? nmZZmm 圓整為 110 mm (2)按圓整的中心距修正螺旋角 濰坊科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)零件 14 39。65 )(a rc c os ??? ???? a mZZ n 因β值改變不多，故參數(shù) a? 、 ?K 、 HZ 等不必修正。 (3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 82cos55 ?? ?nmZd mm 同理 6d = (4)計(jì)算齒輪寬度 b= 5dd? = 圓整后取 445?B mm B6=74 低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 齒根圓直徑為 ???? nnaf mChdd )(2 **55 ?fd mm 齒頂圓直徑為 *55 ??? nana mhdd mm ?ad mm 校驗(yàn)傳動(dòng)比 實(shí)際傳動(dòng)比為 ?? Xi實(shí) 總傳動(dòng)比 ????nni m 所以傳動(dòng)比相對(duì)誤差為 ()/=% 濰坊科技學(xué) 院學(xué)士學(xué)位論文 設(shè)計(jì)計(jì)算軸 15 3 設(shè)計(jì)計(jì)算軸 低速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 軸的基本設(shè)計(jì) （ 1）列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 kwPP Ⅱ ?? Ⅱn = min/22 rin ?? mNT ?? （ 2）求作用在齒輪上的力 因已知的低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 4d = ?? 而圓周力 NdTFt 23 112 43 ?? 徑向力 ???costan ntr aFF 軸向力 NFF ta 5 0ta n ?? ? （ 3）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn) [5]表 ，取 0A =110，則 303330m in ?? nPAd mm 濰坊科技學(xué) 院學(xué)士學(xué)位論文 設(shè)計(jì)計(jì)算軸 16 圖 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑 11?d 處 ，如圖 。為了使所選軸直徑 11?d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 查文獻(xiàn) [5]表 ，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，所以取 AK =，則： 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 mNTKT Aca ????? 擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 (1)為滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ Ⅱ軸段左端需制出一軸肩，所以取ⅢⅡd? =35mm，右端用軸端擋 圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D =40mm（ GB891892—1986）。 (2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。由工作要求及 ⅢⅡd? =35mm，查 GB/T2971994，選擇 30212型號(hào)，其尺寸為 d D T=60mm 110mm ， a=。故 mm40?? ?? ⅧⅦⅣⅢ dd ,而ⅧⅦl? =。 (3)取安裝齒輪處的軸段Ⅵ Ⅶ的直徑 ⅦⅥd? =45mm，齒輪與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為 45mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 ⅦⅥl? =42mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h，取 h=6mm，濰坊科技學(xué) 院學(xué)士學(xué)位論文 設(shè)計(jì)計(jì)算軸 17 則軸環(huán)處的直徑為 ⅥⅤd? =50mm，軸環(huán)寬度 b≥ ，取 ⅥⅤl? =12mm。 (4)軸承端蓋的總寬度為 20mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）。 根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離 30?l mm，故取 mm50??ⅢⅡl 。 (5)取中間軸上兩齒輪間距為 20mm，則 ⅣⅢl ? =； ⅤⅣl ? =15+45+（ 2012）=68mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 (6)軸向零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查 得，齒輪處： b h = 20mm 12mm (GB/T 1096— 1979)，長(zhǎng)度為 50mm；同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好 的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H7/n6；同樣，在聯(lián)軸器與軸聯(lián)接處，選用平鍵 16mm 10mm 70mm，聯(lián)軸器與軸的配合為 H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 (7)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 2 ?45 。 求軸上的載荷 首先作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。由軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作軸的彎矩 圖和扭矩圖如下： 濰坊科技學(xué) 院學(xué)士學(xué)位論文 設(shè)計(jì)計(jì)算軸 18 圖 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行彎鈕校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。取 a=，軸的計(jì)算應(yīng)力為： ??? W aTMca 232 )(? 前已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn) [5]表 ][ 1?? =60MPa，因此是安全的。 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 (1)判斷危險(xiǎn)截面 截面 A、 Ⅱ、Ⅲ、 B只受扭矩作用，雖然鍵 槽、軸肩及過(guò)渡配合引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以這幾個(gè)截面均不需要校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面Ⅵ和Ⅶ處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面 C上的應(yīng)力最大。截面Ⅵ和Ⅶ的應(yīng)力集中的影響相近，但截面Ⅶ不受扭矩作用，故不必作強(qiáng)度校核。截面 C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截濰坊科技學(xué) 院學(xué)士學(xué)位論文 設(shè)計(jì)計(jì)算軸 19 面 C也不必校核。截面Ⅴ、Ⅳ更不必校核。由第三章可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因 而該軸只需校核截面Ⅵ的左右兩側(cè)即可。 (2)截面Ⅵ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W= 3d =27463 3