【文章內容簡介】 數(shù)為ZE=6）由[2]P214（圖1026）查得εa1=,εa2=,則εa=+=7）許用接觸應力為[δH]=([δH]1+[δH]2)/2取失效概率為1%，安全系數(shù)為SH=1，由[2]P202（式1012）[δ]=KHNδHlim/SHa)由[2]P206（式1021d）查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 δHlim1=600MPa由[2]P206(圖1021d)查得大齒輪的接觸疲勞強度極限為δHlim2=550MPab）由[2]P206（式1013）計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60960124300=109hN2=N1/u1=109hj齒輪每轉一周同一齒面嚙合的齒數(shù)c）由[2]P203(圖1019)查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=，KHN2=d）1）計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[δH] 中較小的值2) 計算圓周速度V0 3）計算齒寬b及模數(shù)Mnt4）計算縱向重合度εβ5) 計算載荷系數(shù)k[2](表102)查的使用系數(shù)KA==，由[2]（圖108）查的動載系數(shù)KV=[2](圖1013)查的齒向載荷分布系數(shù)KHβ（接觸疲勞強度計算用）[2](圖1013)查的（齒根彎曲疲勞強度用）齒向載荷分布系數(shù)KFβ=[2](表103)查得齒間載荷分配系數(shù) ，所以載荷系數(shù) 按實際載荷系數(shù)矯正所得的分度圓直徑由[2](式1010a)6)求中心距a=1/2[(d1+d2)]=（1+）=圓整后取a=130mm7）計算模數(shù)MnMn=d1cosβ/Z1= 彎曲強度的設計公式為 （1）確定公式內各計算數(shù)值1）由[2]（圖1020c）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限是大齒輪的彎曲強度極限2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式[2](1012)得4）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFβKFα==5）查齒形系數(shù)由表[2]105查得YFa1=，YFa2=6)查取應力矯正系數(shù)由表[2]（105）查得YSa1=，YSa2=7）計算大小齒輪的 并加以比較大齒輪的數(shù)值大（2）設計計算對比計算結果，由于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)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，并就近圓整為標準值m=，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=247。3==21大齒輪齒數(shù) Z2=21==63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，并做到了結構緊湊，避免浪費 幾何尺寸計算1）求實際中心距a=(Z1+Z2)Mn/2cosβ=將中心距圓整為a=150mm2）按圓整后的中心距修正螺旋角ββ=arcos（Z1+Z2）Mn/2a=因β值改變不多，故參數(shù) 等值不必修改3）計算大小齒輪的分度圓直徑d1=Z1Mn/cosβ=65mmd2=Z2Mn/cosβ=255mm4）齒頂圓直徑5）齒根圓直徑6)分度圓直徑S=mnπ/2=分度圓齒槽寬e=mnπ/2=齒距 p=πmn=s+e=基齒圓與法向齒距 P6=Pn=Pcosα=πmncos=7）計算齒寬故取B2=70mm，B1=60mm （一根）1)初選軸直徑由[2](式152)初步計算的最小直徑。所選的材為45鋼，調質處理。根據(jù)[2](表153)取A0=110 由前面的計算可知：P1=，n1=960r/min,T1=所以 2）輸入軸的最小軸徑顯然是安裝聯(lián)軸器（與電機相連）處得直徑。為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的直徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。由前面第二章可知，電機伸出端外徑為D=38mm 外伸長度為E=80mm聯(lián)軸器的轉矩計算：Tca=KAT1查表[2](141),考慮到轉矩沖擊載荷較大，故取KA=，則Tca=103=105N/mm按計算，通過查《機械設計手冊2》，選彈性注銷聯(lián)軸器LT型——基本型。根據(jù)具體情況進行選擇，由《機械設計手冊2》選擇LT8型，其基本尺寸參數(shù)如下表所示： （L推薦，優(yōu)先選用推薦值）公稱轉矩TN(N M)許用轉速（r/mm）軸承直徑mmd1，d2，d3軸孔長度（mm）Y型 JT型 Z型 L推薦D710300050 5556 60 63112 84 112 70142 107 1422243）選用完聯(lián)軸器后，根據(jù)其尺寸標準，又由前面計算dmin=38mm，取軸的最小軸徑d1=38mm，L1=55mm?？蛇x出軸上的鍵《機械設計手冊2》公稱尺寸bh=128，b=12mm。鍵長由標準[2]取l=36mm，經(jīng)校驗，鍵滿足要求。4）第二階段軸確定d2=48mm(軸肩高5mm)，l2=92mm5）第二段軸上裝軸承，由裝軸承的軸的直徑為d2=48mm，該軸既受軸向力又受徑向力，所以可先選擇角接觸球軸承，由《機械設計手冊2》查得所選的軸承，其尺寸參數(shù)如下表：dDBCr CorkN軸承代號脂油其他尺寸d 2 D2 a r r17011020487014C5000670082 98 選用7210C型號的軸承6）齒輪軸從光軸到齒輪部分，過渡弧段的確定齒輪的分度圓直徑為d=67mm，軸肩高度10mm，則可確定過渡弧段的總高為 h1=（一側）長度取 l1=20mm7）齒輪由前面已算得，分度圓直徑為d=67mm，齒寬 B=70mm， 由對稱原則確定齒輪軸從齒輪到光軸部分，過渡弧以及軸段l3則可確定過渡弧段的高度為h2=（另一側），長度取l2=20mm取d3=50mm，l3=15mm 軸的總體長度：L=55+92+15+18+70+20+20=290mm 8)軸及軸上軸承校核齒輪軸所受各力即為斜齒輪上各力由[2]P112斜齒輪的受力分析，可算出斜齒輪上各力Ft=2T1/d1=2Fr=F1tanan=Fttanan/cosβ= Fa=Fttanβ==Fn=F1/cosancosβ=求兩軸的徑向力所以 軸承校核由[2]7000AC軸承，（α=250）Fd=Fd1=Fd2===由于Fae+Fd2=+=Fd1所以，軸承向右竄動，即軸承1被壓緊，軸承2被放松所以 Fa1= Fa2=由[2]（表136）查得載荷系數(shù)fp=當量動載荷 P=fp（XFr+YFa）由Fa/Fr=e=,根據(jù)[2]P314（表135）查得X=1，Y=0又P1=P2，所以P=P1=P2=（1+0）=根據(jù)[2]P312（式135）算得軸承壽命（對于球軸承 ε=3）大修期為三年，所以該軸承滿足強要求。計算彎矩：MH=FrH1L1=FrH2L2=55=M0=Frv1L1=Frv2L2=55= MA=FdD/2=65/2=Mv=M0Ma=104=受力圖如下所示： 由[2]P355(表151)查得[δ1]=60MPa由[2]P364，對稱循環(huán)變應力，折合系數(shù)a=1由[2]P365(表154)查得：所以[2]P365(式155)進行校核 所以，一號軸滿足強度要求。 該軸是一根很復雜的階梯齒輪軸，是一根既承受轉矩又承受彎矩的轉軸。而且為了箱體的結構緊湊，其上還要設計一個齒輪，是分配齒輪時的傳動齒輪。1）初選軸直徑由[2]P362(式152)初步計算軸的最小直徑，所選材料為45鋼，調質處理。根據(jù)P362(表153)，取A0=110由前面的計算可知 P1=，n1=，T1=所以 取初始段軸直徑 d1=30mm 根據(jù)箱體內部結構，以及嚙合齒輪中心線一致，取該段軸長為l1=60mm2）第一段軸上裝軸承（前端用套筒進行軸向定位）可選出軸承，由裝軸承的軸的直徑d1=30mm，該軸既受軸向力又受徑向力，所以可選擇角接觸球軸承。由《機械設計手冊2》P7287查的選擇的軸承，選用7210AC型號的軸承尺寸參數(shù)為：d=50mm，D=80mm，B=16mm，Cr=,Cor=,脂6700r/min,油9000r/min3）第二段軸的設計該軸上裝大齒輪，根據(jù)第一段軸取得該段軸直徑d2=55mm，因為大齒輪的寬度B=105mm。所以，為了齒輪定位良好，取軸的長度為l2=100mm。大齒輪的軸向由前面的軸承以及前后一段軸的小軸肩和裝于前段軸上的套筒進行定位。圓周方向通過軸上的鍵進行定位，可以選出符合要求的鍵。由《機械設計手冊2》P5194，d2=40mm，公稱尺寸bh=1610，b=16mm，鍵長由標準[2]P103取l=80mm。經(jīng)校核，鍵滿足強度要求。4）第三段軸的設計該軸前面裝軸及軸承蓋，再套上套筒以對大齒輪進行軸向定位。取軸的直徑d3=50mm，考慮到箱體的布置，支撐板（箱體內焊接板）的寬度等因素，取軸長為l23=45mm。5）選出第三段軸上的軸承由裝軸承的軸的直徑d3=50mm，該軸既受軸向力又受徑向力，所以可選擇角接觸球軸承。由《機械設計手冊2》P7287查得所選擇的軸承，其尺寸參數(shù)如下：d=60mm,D=95mm,B=18mm,Cr=,Cor=,脂5600r/min,油7500r/min,d2=,D2=,r=,r1= 則選用7012AC型號軸承軸二的設計 d1=30mm（距前），l1=60mm，取d2=40mm，取l2=80mm ，取d3=45mm，l3=45mm=50mm，l4=