【文章內(nèi)容簡介】 面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(8)由文獻(xiàn)[12]式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（9）由文獻(xiàn)[12]圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)，(10)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由文獻(xiàn)[12]公式1012得2計(jì)算（1）計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得(2)計(jì)算圓周速度（3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)（4）計(jì)算縱向重合度（5）計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)。根據(jù)，7級精度，由文獻(xiàn)[12]圖108查得動載荷系數(shù)，查得的計(jì)算公式： 式（）查文獻(xiàn)[12]表1013得查文獻(xiàn)[12]表103得，所以載荷系數(shù) 式（）（6）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑由文獻(xiàn)[12]式1010a得 式（）（7）計(jì)算模數(shù) 式（）（三）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）計(jì)算載荷系數(shù)（2）根據(jù)縱向重合度由文獻(xiàn)[12]圖1028查得螺旋角影響系數(shù)（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)（4）查取齒形系數(shù)由文獻(xiàn)[12]表105查得（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)[12]表105查得（6）由文獻(xiàn)[12]圖1020查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪為由文獻(xiàn)[12]圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ，；計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=,由式1012[10]得（7）計(jì)算大小齒輪的大齒輪數(shù)值大對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得摸數(shù)2mm可滿足彎曲強(qiáng)度，按接觸強(qiáng)度得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 取 取計(jì)算中心距將中心距圓整為90mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變的不多，故參數(shù)等不必修正。（3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑（4）計(jì)算齒輪寬度圓整后取驗(yàn)算傳動比：所以滿足設(shè)計(jì)要求。 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 低速軸（軸3）的設(shè)計(jì)計(jì)算低速軸的功率，轉(zhuǎn)速，扭矩分別為：=, =14r/min, =先按式文獻(xiàn)[12]152初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表文獻(xiàn)[12]153，取，于是得軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使軸的直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查文獻(xiàn)[12]表141取，又代入數(shù)據(jù)得查文獻(xiàn)[11]表5225（GB/T50141985），選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器。，聯(lián)軸器的孔徑d=20mm,所以 低速軸結(jié)構(gòu)簡圖（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度1）由以上計(jì)算可知=20mm,為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，在12段的右端制出一軸肩，軸肩h=(—)d，所以2）初步選取軸承，因同時(shí)受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和最小軸的直徑大小 按文獻(xiàn)[11]表6154（GB/T2971994）選用32006型軸承所以，根據(jù)軸承的右端采用軸肩定位，從表中查得32006型軸承的定位軸肩高度h=3mm,所以取= =34mm,齒輪左端采用軸肩定位，軸肩的高度軸環(huán)處直徑=40mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以長度應(yīng)取短些，現(xiàn)取。由所選的軸承可知，=，已知齒輪的輪轂寬度為31mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，故取=38mm?？紤]軸環(huán)寬度，取===8mm，取齒輪距離箱體內(nèi)壁a=15mm，齒輪間距c=15mm,所以，=3)齒輪的的周向定位采用平鍵，按查文獻(xiàn)[12]表61普通平鍵取得：b h l=10mm 8mm 30mm.聯(lián)軸器處，由于是靜連接，選用普通平鍵。由表61，查得當(dāng)軸徑時(shí)鍵取為。參照半聯(lián)軸器與軸的配合長度為和普通平鍵的長度系列，取鍵長 中間(軸2)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算軸2的功率，轉(zhuǎn)速，扭矩分別為：= =先按文獻(xiàn)[12]式152初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為40鋼調(diào)質(zhì)處理根據(jù)文獻(xiàn)[12]表153，取，于是得，由于開了一個(gè)鍵槽，所以 中間軸的結(jié)構(gòu)簡圖（1）各段的直徑：因?yàn)檩S的最小軸與軸承相配合，所以應(yīng)該先確定軸承的型號從而確定軸的最小值，因同時(shí)受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承。查文獻(xiàn)[11]（GB/T2971994），根據(jù)上面計(jì)算的，選擇軸承的型號為30204，其尺寸為所以，由上面軸的同樣的計(jì)算方法可得：=28mm, =26mm =32mm（2）確定各段的長度考慮到齒輪的安裝，配合段應(yīng)比齒輪的寬度略短，=244=20mm, =474=43mm考慮到第3軸與第2軸在箱體內(nèi)的長度相等，則取 所以：軸3的就是齒輪的間距C,所以=C=15mm3)軸上零件的周向定位采用平鍵，按=28mm，考慮鍵槽的同時(shí)加工，故取平鍵：23段：b h l=8mm 7mm 14mm45段：b h l=8mm 7mm 32mm. 輸入軸（軸1）的設(shè)計(jì)計(jì)算= =按文獻(xiàn)[12]式152初步估算啜的最小直徑，選擇軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)[12]表153取=98，則由于開了鍵槽，所以 所以可取=10mm. 高速軸的結(jié)構(gòu)簡圖（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度1) 根據(jù)上面計(jì)算可得安裝帶輪的軸徑=10mm，軸肩的高度2）初步選取軸承，因同時(shí)受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和最小軸的直徑大小查文獻(xiàn)[13]表2318（GB29784）選用7302E型軸承所以，兩軸承采用軸肩定位，軸肩的高度 考慮到是齒輪軸，所以，安裝端蓋的軸徑，考慮到軸承的安裝容易，取，. 根據(jù)軸承的尺寸可得，考慮到大帶輪的輪轂長度，取，軸承端蓋軸向的總寬度由查表計(jì)算為27mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承的潤滑取端蓋的外端面與大帶輪的距離,，根據(jù)前面尺寸可得，，為齒輪的寬度30mm.3)平鍵的尺寸選擇按=10mm，查文獻(xiàn)[12]得:B h l=4mm 4mm 20mm. 軸的校核 輸出軸（軸3）的校核求作用在齒輪上的力計(jì)算支反力1．畫軸的空間受力圖將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點(diǎn)反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2．作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險(xiǎn)截面。 輸出軸的受力圖將計(jì)算出的危險(xiǎn)截面處的的值列入下表： 輸出軸各危險(xiǎn)面處的載荷值載荷水平面H 垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩3．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻(xiàn)[12]表15—1查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度進(jìn)行校核。根據(jù)式155以上表中的數(shù)據(jù)，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力：結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，軸的強(qiáng)度足夠。 中間軸（軸2）的校核求作用在齒輪上的力同軸3計(jì)算方法：1．畫軸的空間受力圖將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點(diǎn)反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2．作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險(xiǎn)截面。 中間軸的受力圖將計(jì)算出的危險(xiǎn)截面處的的值列入下表： 中間軸各危險(xiǎn)面處的載荷值載荷水平面H 垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩3．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻(xiàn)[12]表15—1查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強(qiáng)度進(jìn)行校核。根據(jù)式155以上表中的數(shù)據(jù)，并取結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，軸的強(qiáng)度足夠 輸入軸（軸1）的校核1．畫軸的空間受力圖將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點(diǎn)反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2．作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險(xiǎn)截面。 輸入軸的受力圖 將計(jì)算出的危險(xiǎn)截面處的的值列入下表： 輸入軸各危險(xiǎn)面處的載荷值載荷水平面H 垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩3．按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度已知材料為40Cr調(diào)質(zhì)，由文獻(xiàn)[12]表15—1查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度進(jìn)行校核。根據(jù)式155以上表中的數(shù)據(jù)，并取 式（）結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，軸的強(qiáng)度足夠 軸承的校核軸承的預(yù)期計(jì)算壽命 式（） 輸入軸上軸承的校核（1）求兩個(gè)軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知所以 式（） （2）計(jì)算軸承的軸向力查文獻(xiàn)[13]表2318得GB29784型號軸承所以 式（） 式（）（3）求軸承的動載荷查文獻(xiàn)[12]表135得對軸承1 對軸承2 查文獻(xiàn)[12]表136取沖擊載荷因數(shù)（四）計(jì)算軸承的壽命 式（）所以 式（） 所以軸承滿足壽命要求。 中間軸的校核（1）求兩個(gè)軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知所以（2）計(jì)算軸承的軸向力查文獻(xiàn)[11]（GB/T2971994）得30204型號軸承所以（3）求軸承的動載荷查文獻(xiàn)[12]表135得對軸承1 對軸承2 查文獻(xiàn)[12]表136取沖擊載荷因數(shù)（四）計(jì)算軸的壽命所以軸承滿足壽命要求。 輸出軸上軸承的校核（1）求兩個(gè)軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知所以（2）計(jì)算軸承的軸向力查文獻(xiàn)[11]（GB/T2971994）得32006型號軸承所以（3）求軸承的動載荷查文獻(xiàn)[12]表135得對軸承1 對軸承2 查文獻(xiàn)[12]表136 取沖擊載荷因數(shù)（四）計(jì)算軸的壽命所以軸承滿足壽命要求。 鍵的選擇和校核 輸入軸上聯(lián)軸器處的鍵（1）確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻(xiàn)[12]表914（GB/T10951979），查得當(dāng)軸徑時(shí)鍵取為。參照大帶輪寬與軸配合的轂長和普通平鍵的長度系列，取鍵長。（2）強(qiáng)度驗(yàn)算由文獻(xiàn)[12]式（61） 式（）式中 由文獻(xiàn)[12]表62查取許用擠壓應(yīng)力為，滿足強(qiáng)度要求。 中間軸上的鍵（1）確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻(xiàn)[12]表914（GB/T10951979），查得當(dāng)軸徑時(shí)鍵取為。由于軸上是兩個(gè)鍵，且設(shè)計(jì)時(shí)兩鍵的都為，參照齒輪與軸的配合長度為和普通平鍵的長度系列，取鍵長。d=26mm時(shí)，（2）強(qiáng)度驗(yàn)算1 由文獻(xiàn)[12]式（61）當(dāng)時(shí)：式中 由文獻(xiàn)[12]表151查取許用擠壓應(yīng)力為，滿足強(qiáng)度要求。 當(dāng)d=26mm時(shí)： 輸出軸上的鍵1）齒輪與軸聯(lián)結(jié)處（1）確定鍵的類型和尺寸由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻(xiàn)[12]表914（GB/T10951979），查得當(dāng)軸徑時(shí)鍵取為參照齒輪與軸的配合長度為和普通平鍵的長度系列，取鍵長。（2）強(qiáng)度驗(yàn)算由文獻(xiàn)[12]式（61）式中