【文章內(nèi)容簡介】 圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) =38mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的雙列圓錐IVd?滾子軸承 30208，尺寸為 dDT=40mm80mm。右側(cè)滾動軸承選擇角接觸軸承 7008AC，尺寸為 dDT=40mm68mm15mm(3)取擋油環(huán)的長度為 12mm,則 =20+20+12=52mm，因為軸承左側(cè)要用圓螺IVL?母定位，故 的長度應(yīng)略短于 52mm，取 = =23mm。IVL? IVVIXL?(4)取 = 15mm(由減速器及軸承端蓋的VIIVL??結(jié)構(gòu)設(shè)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)鈾器右端面間的距離 L=10mm,故取 =，已經(jīng)初步確定IL?了軸的各段直徑和長度。3)蝸桿上零件的周向定位半聯(lián)軸器與蝸桿的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。半聯(lián)軸器與蝸桿的聯(lián)接，選用平健為 8mm7mm32mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，半聯(lián)軸器與蝸桿的配合為 H7/k6。滾動軸承與蝸桿的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選蝸桿的直徑尺寸公差為m6。4)確定蝸桿上圓角和倒角尺寸取蝸桿端倒角為 245176。，各軸肩處的圓角半徑見零件圖。 [11]首先根據(jù)蝸桿的結(jié)構(gòu)圖作出蝸桿的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從手冊中查取 a 30208 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=。因此，作為簡支梁的蝸桿的支承跨距 L2+L3=+=作出蝸桿的彎矩圖和扭矩圖圖 蝸輪的載荷分析圖從蝸桿的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面 C 是蝸桿的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面 c 處的 MH MV 以及 M 的值列于表 。 表 蝸輪的扭矩和彎矩載荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F = ==1024N =42N1NVF2NV彎矩 M =mmH =74826NmmVM總彎矩 =88623Nmm扭矩 T =43770Nmm3進(jìn)行校核時，通常只校核蝸桿上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面 c)的強度。則由式及上表中的數(shù)值，并取 = 蝸桿的計算應(yīng)力 [12]? ()MPaWTMca )4370(82)( 22321 ????????前已經(jīng)選定蝸桿的材料為 45 鋼、調(diào)質(zhì)處理．由手冊查得[ ]=60MPa，因此1??[ ]故安全。ca1?1)判斷危險截面 截面 A，Ⅱ，Ⅲ，B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于蝸桿的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以 A，Ⅱ，Ⅲ，B 均無需校核。從應(yīng)力集中對蝸桿的疲勞強度的影響來看，截面 IV 和 V 處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看。截面 C 上的應(yīng)力最大：截面 IV 的應(yīng)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。故不必作強度 C 上雖然應(yīng)力最大,但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)人集中均在兩端)。而且這里蝸桿的直徑較大，放截面 C 也不必校核。因為鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小,因而該軸只需校核截面 V 左右兩端即可 [13].2)截面 V 右側(cè)抗彎截面系數(shù) W= 3=963= ()抗扭截面系數(shù) W T==963= ()截面 IV 左側(cè)的彎矩 M 為 M=88623 Nmm ()??截面 V 上的扭矩 T 2 =43770 Nmm截面上的彎曲應(yīng)力 = = ()b??W截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ()??蝸桿的材料為 45 鋼, .15,275,6401 MPaPaMPaB ????????截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及 按手冊查取,因???r/d=2/55=,D/d=60/55=可查得 = =??又因蝸桿的材料的敏性系數(shù)為 ?q5.有效應(yīng)力集中系數(shù)為( 1)=1+(21)= ()??1?k??( 1)=1+()= ()??q查手冊知尺寸系數(shù) =，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) =????蝸桿按磨削加工，則其表面系數(shù)為 =???蝸桿未經(jīng)表面強化處理,即 =1 ,則綜合系數(shù)值為q? ()?????kK ()6.?????碳鋼的特性系數(shù) =, =??計算安全系數(shù) 值得caS ()191????maK?? ()?aS????= ＞S= ()ca ????S故可知其安全.3)截面 IV 左側(cè)抗彎截面系數(shù) W= 3=603=21600mm3抗扭截面系數(shù) W T==603=43200mm3彎矩 M 為 M=88623 66467 Nmm??彎曲應(yīng)力為 = = =?247WM截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ???過盈配合處得 值,用插入法求出,并取 = 于是得??/k ??/k??/k= =?/軸按磨削加工 則其表面系數(shù)為 =???故得綜合系數(shù)為 ??????kK6.???計算安全系數(shù) 值得caS ????maK????aS???= ＞S= ????S故該軸在截面 V 左側(cè)的強度也是足夠的. 本題因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，,軸的設(shè)計計算即告結(jié)束.、精度等級、材料及齒數(shù) [14].1）考慮到斜齒輪傳動可以獲得較小的傳動幾何尺寸，而且具有較大的承載能力。因此方案采用斜齒圓柱齒輪傳動。2）減速機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（GB1009588）3)材料選擇。由手冊選擇小齒輪材料為 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[11]。4)選小齒輪齒數(shù)為 Z1=大齒輪齒數(shù) Z2=U Z1=520=1005）選取螺旋角。初選螺旋角 =14176。?2．按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)汁計算公式計算．即 ()3211 )][(2HEdtt ZuTKd???????1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選載荷系數(shù) ＝(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =919187N㎜2T(3)查表選取齒寬系數(shù) ＝1d?(4)由表查得材料的彈性影響系數(shù) =(5)按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限 =600MPa；大齒輪的接觸1limH?疲勞強度極限 =550MPa。2limH?(6)選取區(qū)域系數(shù) = HZ(7)查得 = ， =, = + =?2a?a?12a(8)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 =60njL=6051365=109500N2 =109500247。5=21900 (9)接觸疲勞壽命系數(shù) 1.?（10）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， ()MPaSHNH601.][lim11 ???? ()K753.][2li2接觸許用應(yīng)力=（ 1+ 2）/2=（660+715）/2MPa =][H?][H?2）計算(1)計算小齒輪分度圓直徑 由計算公式得td1 ()td1 )( 2????(2)計算圓周速度 ()sndvt /???(3)計算齒寬 b 及模數(shù) ntm=1= ()?d?t1= ()nt mZt ???= == ()hntmb/h=()(4)計算縱向重合度= Z1tanβ=120tan14176。= ()??d?(5)計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù) =1 根據(jù) v =,查的動載系數(shù)A 01.?VK=+（1+ 2） 2+=+（1+1）?Hd?+= ()查得 =?FK查得 = = 故載荷系數(shù)Ha= =1= ()AVHa?K(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= = = ()1d3/tt (7)計算模數(shù)= = () ?COSZ??? ()3212][cosHSaFdn YZYTK???????1)確定計算參數(shù)(1)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極MPaFE501?限 FE382?(2)查得彎曲疲勞壽命系數(shù) .(3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1 =][F?8501??2 =][F(4)計算載荷系數(shù)= =1=?(5)根據(jù)縱向重合度 =，查得螺旋角影響系數(shù)??=?Y(6)計算當(dāng)量齒數(shù) ()0331??ZV ()21?V(7)查取齒型系數(shù)得,??FaY(8)查取應(yīng)力校正系數(shù) (9)計算大小齒輪的 并加以比較][FY? ()][1??FSa ()][2SaY?大齒輪的數(shù)值大。2)設(shè)計計算 ()mmn ????對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞n強度計算的法面模數(shù)．取 =，可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強n度．需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 = 來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由1d ()???nmdZ?取 Z 1 =21,Z2 =u Z1=521=1051)計算中心距 ()mmzan )10(cos2)(1 ????????將中心距圓整為 292mm2)按圓整后的中心距修正螺旋角 ()??????? 56481329.)051(arcos2)(arcos1 ?mzn?因 β 值改變不多，故參數(shù) , , 等不必修正。a?HZ?K3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 ????4)計算齒輪寬度 ()????圓整后取 B2 =100mm B1 =105mm5)結(jié)構(gòu)設(shè)汁以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于 160 mm，而又小于 500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關(guān)尺寸見零件圖。 傳動軸的設(shè)計 轉(zhuǎn)速 和轉(zhuǎn)矩2P2n2T取蝸輪的傳動效率為 則 = ==???p=2nmin/83041ri?=9550000 =9550000 =919187 Nmm2T2p7. NdTFta ??at NFFtrr 982an12 ???求作用在齒輪上的力 dTt 8512 NFntr ????ta 選取蝸桿軸得材料為 45 鋼，調(diào)制處理。查表取 =112，于是0A軸得最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑 為了使所選得軸直徑 與軸承Id? Id?的內(nèi)徑相適應(yīng)，故需同時選取軸承的型號。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、由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承 30211。尺寸為dDT=55mm100mm,故 =55mm。IVId??1)擬定軸上零件的裝配方案，如圖 ???圖 傳動軸的結(jié)構(gòu)與裝配2)確定軸的各段直徑和才長度(1)取安裝蝸輪處的軸的直徑 =60mm，蝸輪的左端與左軸承之間采用套筒IVd?定位。已知蝸輪輪轂的寬度為 72mm，為了使套簡端面可靠地壓緊蝸輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 .蝸輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度mlI70??h＞取 h=6mm,故 。軸環(huán)寬度 b≥,取 。dIV6? mlIV10??(2)取安裝齒輪處的軸段的直徑 ，齒輪的左端與左軸承之間采用60Id??套筒定位，則齒輪輪轂的寬度為 65mm，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 =62mm。齒輪的左端采用軸肩定位。VIl?(3)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 s=15 考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s= T=．。masTlviI ??????至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的周向定位齒輪、蝸輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按 由手冊查得平鍵截面Id?bh=18mm11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 56mm 同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，改選擇蝸輪輪轂與軸的配合為 H7/n6；同樣，齒輪與軸的聯(lián)接，選用平健為 18mm11mm56mm, 蝸輪輪轂與軸的配合為 H7/與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為沒 m6.4)確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 245176。，各軸肩處的圓角零件圖。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，從手冊中查取 a 30211 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=21mm。因此，作為簡