【文章內(nèi)容簡介】 彎曲疲勞強度極限② 由文獻[2]中圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) ③ 計算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) 由[2]中式1012④ 計算載荷系數(shù)K⑤ 查取齒形系數(shù)由[2]中表105查得 ⑥ 查取應(yīng)力校正系數(shù)由[2]中表105查得 計算大小齒輪的 大齒輪的數(shù)值大2. 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積有關(guān)，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數(shù)大齒輪的齒數(shù) 取實際傳動比：傳動比誤差： 允許、高速級齒輪幾何尺寸計算①分度圓直徑 ② 中心距③ 齒輪寬度 取 圓周力：徑向力：表31 高速級齒輪設(shè)計幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬小齒輪20176。326331102108102大齒輪14142342997 減速器內(nèi)傳動零件——低速級齒輪設(shè)計、精度等級、材料及齒數(shù) ⑴ 選用直齒圓柱齒輪傳動⑵ 傳動速度不高，選擇7級精度（GB1009588）⑶ 材料選擇小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度280HBS大齒輪 45 調(diào)質(zhì) 硬度240HBS⑷ 選擇小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 試選載荷系數(shù) 小齒輪傳遞的扭矩由[2]中表106查得材料彈性影響系數(shù)由[2]中表107選取齒寬系數(shù)由[2]中圖1021d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限⑥ 由[2]中式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)⑦ 由[2]中圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù) ⑧ 計算接觸疲勞許應(yīng)力取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1由[2]中式1012 ① 計算小齒輪分度圓直徑，代入 ② 計算圓周速度 ③ 計算寬度b ④ 計算齒寬與齒高比模數(shù)m 齒高 ⑤ 計算載荷系數(shù)據(jù) 7級精度。由[2]中圖108查動載荷系數(shù)；直齒輪。由[2]中表102查得使用系數(shù)。由[2]中表104用插入法查得7級精度、小齒輪相對非對稱布置時 由 查[2]中圖1013得 故載荷系數(shù)⑥ 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由[2]中式1010a得⑦ 計算模數(shù)m 由[2]中式105彎曲強度設(shè)計公式 1. 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值① 由[2]中圖1020c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限② 由[2]中圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) ③ 計算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) 由[2]中式1012④ 計算載荷系數(shù)K ⑤ 查取齒形系數(shù)由[2]中表105查得 ⑥ 查取應(yīng)力校正系數(shù)由[2]中表105查得 計算大小齒輪的 大齒輪的數(shù)值大 根據(jù)[2]中表10—1就近圓整為標準值計算小齒輪齒數(shù) 計算大齒輪齒數(shù) 實際傳動比：傳動比誤差： 允許、低速級齒輪幾何尺寸計算① 分度圓直徑 ② 中心距③ 齒輪寬度 表32低速級齒輪設(shè)計幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑齒寬小齒輪20176。532532160170160大齒輪98490500155 軸的設(shè)計——輸入軸的設(shè)計確定軸的材料輸入軸材料選定為40Cr，鍛件，調(diào)質(zhì)。求作用在齒輪上的力根據(jù)輸入軸運動和動力參數(shù),計算作用在輸入軸的齒輪上的力：輸入軸的功率 輸入軸的轉(zhuǎn)速 輸入軸的轉(zhuǎn)矩 圓周力：徑向力：初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，根據(jù)[2]中表15—3，取 根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度①已知軸最小直徑為，由于是高速軸，顯然最小直徑處將裝大帶輪，故應(yīng)取標準系列值，為了與外連接件以軸肩定位，故取B段直徑為。②初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點各單向固定）。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6311（參考文獻[3]），其尺寸為，為防止箱內(nèi)潤滑油飛濺到軸承內(nèi)使?jié)櫥♂尰蜃冑|(zhì)，在軸承向著箱體內(nèi)壁一側(cè)安裝擋油板，根據(jù)需要應(yīng)分別在兩個擋油板的一端制出一軸肩，故：。③由于軸承長度為21mm，根據(jù)[4]，根據(jù)箱座壁厚，取12 且齒輪的右端面與箱內(nèi)壁的距離，則取，根據(jù)[4]，而擋油板內(nèi)測與箱體內(nèi)壁取3mm，故。根據(jù)參考文獻[1]表31知中間軸的兩齒輪間的距離，估取，且中間軸的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離為，因，故。④設(shè)計軸承端蓋的總寬度為45mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定），根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為30mm，故。根據(jù)根據(jù)帶輪寬度可確定圖31輸入軸結(jié)構(gòu)簡圖１． 軸的受力簡圖圖32 輸入軸的受力簡圖 （１）計算支座反力H面 V面 （２）計算H面及V面的彎矩，并作彎矩圖①H面DA段： 當時，在D處當時，在A處BC段： 當時，在B處當時，在C處②V面（３）計算合成彎矩并作圖 （４）計算并作圖（５）校核軸的強度按彎矩合成強度條件，校核危險點即C截面圓周表面處應(yīng)力。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力，取，由[2]中表151查得，軸彎曲疲勞極限結(jié)論：強度足夠?！　　　　　　　　　　　　　D３－３　軸的載荷分析圖——輸出軸的設(shè)計 確定軸的材料輸出軸材料選定為45號鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)。2．求作用在齒輪上的力根據(jù)輸出軸運動和動力參數(shù)、低速級齒輪設(shè)計幾何尺寸及參數(shù)，計算作用在輸出軸的齒輪上的力：輸出軸的功率 輸出軸的轉(zhuǎn)速 輸出軸的轉(zhuǎn)矩 １．輸出軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小故取，則：２．初選聯(lián)軸器按照計算應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T501485,選用型號為HL7的Y型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑,故取半聯(lián)軸器長度。 3．根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度 圖34輸出軸結(jié)構(gòu)簡圖４．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度①根據(jù)已確定的，由于g段軸長與半聯(lián)軸器的軸轂長相同，為了使聯(lián)軸器以軸肩定位，故取f段直徑為。②初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點各單向固定）。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承61924（參考文獻[3]），其尺寸為，根據(jù)需要在擋油板的一端制出一軸肩，故。③由于軸承長度為22mm，擋油板總寬為18mm故，根據(jù)兩齒輪中心定位，且中速軸上的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁為12mm，而擋油板內(nèi)測與箱體內(nèi)壁取3mm，另外為了使大齒輪更好的固定，則令軸端面在大齒輪空內(nèi)，距離取3mm，綜上累