【文章內(nèi)容簡介】 4)查取齒形系數(shù),由文獻(xiàn)[19]表105得5)查應(yīng)力校正系數(shù)，由文獻(xiàn)[19]表105得6)由文獻(xiàn)[19]圖1020C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7)由文獻(xiàn)[19]圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)　S＝　由[文獻(xiàn)16]式10－12得： 9）計算大，小齒輪的　　并加以比較　　　　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法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度極限算得分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由　　　 取則 　 取4．幾何尺寸計算(1)計算中心距將中心距圓整為。(2)按圓整后中心距修正螺旋角(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度取5．齒輪強度校核(1)接觸強度校核 (415)式中 ——接觸應(yīng)力()； ——分度圓上的圓周力()； ——小齒輪分度圓直徑()； ——齒寬()；——齒數(shù)比；——工況系數(shù)； ——動載系數(shù)； ——接觸強度的端面載荷分配系數(shù)； ——齒向載荷分布系數(shù)； ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)； ——彈性系數(shù)()； ——接觸強度的重合度系數(shù)； (416)式中 ——計算齒輪的接觸疲勞極限； ——試驗齒輪的接觸疲勞極限； ——接觸強度的壽命系數(shù)； ——潤滑劑系數(shù)； ——速度系數(shù)；——光潔度系數(shù)；——工作硬化系數(shù)；式中 ——接觸強度的安全系數(shù)； ——最小安全系數(shù)；齒輪的接觸強度足夠(2)彎曲強度校核 (417)式中 ——彎曲應(yīng)力()； ——法面模數(shù)()；——彎曲強度的端面載荷分配系數(shù)；——齒形系數(shù)；——彎曲強度的重合度系數(shù)；——螺旋角系數(shù)； (418)式中 ——計算齒輪的彎曲疲勞極限()； ——試驗齒輪的彎曲疲勞極限()； ——彎曲強度的壽命系數(shù)； ——應(yīng)力集中系數(shù)； ——尺寸系數(shù)； (419)式中 ——彎曲強度的安全系數(shù)； ——彎曲強度的最小安全系數(shù)； 齒輪的彎曲強度足夠 軸的設(shè)計(1)輸入軸的設(shè)計由文獻(xiàn)[19]表153取A0=110，于是得 由文獻(xiàn)[18]表3－3可知按經(jīng)驗公式，減速器輸入軸的軸端直徑：綜合上述，取，從而軸承的直徑為：選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。則軸的中間直徑為：按經(jīng)驗公式，軸的危險截面直徑為： 圖41 軸　　　　在乳化液泵中，曲軸是把原動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為柱塞往復(fù)運動的重要部件之一。工作時，它將承受周期性的交變載荷，產(chǎn)生交變的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力和彎曲應(yīng)力，因此也是曲柄連桿機構(gòu)中最重要的受力部件。 曲軸結(jié)構(gòu)的選擇1．曲軸的選擇 往復(fù)泵中常用的曲軸可分為曲拐軸、曲柄軸、偏心輪軸、和“Ｎ”形軸等形式。其中曲拐軸是最常用的，根據(jù)泵的型式、聯(lián)數(shù)和作用數(shù)確定用兩支點三拐曲柄連桿結(jié)構(gòu)，兩支點三拐曲柄連桿結(jié)構(gòu)就是傳動端的曲軸為三拐軸，且只有兩個支承，分別在前、后主軸頸上。2．曲軸軸承選擇二支撐三拐曲軸的剛度較差，主軸承處的主軸頸變形傾角較大，故主軸承采用調(diào)心滾子軸承。3．曲柄錯角的選擇由于我們所選曲軸為二支撐三拐曲軸故取曲柄錯角為（各錯角均相等），以靠近曲軸輸入端為第一曲柄，并以他為基準(zhǔn)順旋轉(zhuǎn)方向計算；第二曲柄與第一曲柄間錯角取為，第三曲柄與第一曲柄間的錯角為。這樣更有利于主軸頸處的變形（傾角）接近，特別是軸前端主軸頸處外伸部位有附加力矩是更是如此。4．過渡圓角當(dāng)泵工作時，軸頸與曲柄連接處最容易形成應(yīng)力集中，而導(dǎo)致曲軸早期破壞，因此在此處取雙圓弧過渡圓角，可進(jìn)一步減小軸頸與曲柄相連處的應(yīng)力集中、疲勞強度較高，并便于軸頸和圓角部分的加工。5．油孔曲軸軸頸一般采用壓潤滑油強迫潤滑和冷卻，為此曲軸內(nèi)應(yīng)制有油孔，作為潤滑的通道。根據(jù)曲軸形狀和供油方式，曲軸內(nèi)的油孔科采用直角油孔和斜油孔。由于斜油孔不易使軸頸油孔出口從有利于潤滑出進(jìn)入軸頸，常使油孔靠近軸頸與曲柄的連接處，從而使該處強度削弱，故選用直角油孔，其由若干軸向和徑向油孔組成，避免了上述缺點。選取主油孔（軸向）直徑為（~）D（曲柄銷直徑），曲柄銷上的徑向油孔直徑比主軸孔直徑略小。其出口與軸頸表面相貫處，應(yīng)倒圓、拋光，以避免此處應(yīng)力集中和降低曲軸疲勞強度。倒圓的圓角半徑均為油孔直徑的一半。 曲軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1．設(shè)計的基本原則(1)曲軸各部位的尺寸和形狀應(yīng)在保證強度和剛度的條件下確定，不影響強度和剛度的部位只要是制造工藝允許并易于實現(xiàn)的就應(yīng)去掉，以利于減輕曲軸重量。另外，工作表面尺寸的確定還應(yīng)考慮到相關(guān)件（軸承內(nèi)孔等）尺寸和尺寸數(shù)列的標(biāo)準(zhǔn)化，最后進(jìn)行圓整；(2)曲柄、曲柄銷形狀和尺寸，曲柄半徑，曲柄間錯角以及曲柄銷軸間間距應(yīng)均等，兩主軸頸間距離也應(yīng)盡可能減小并力求對曲軸幾何中心是對稱的以利于泵運轉(zhuǎn)時慣性力和慣性力矩的平衡。(3)曲軸各工作表面，過渡圓角在條件允許適應(yīng)力求做好表面硬化處理并應(yīng)有足夠的尺寸精度和表面光潔度以減少應(yīng)力集中，提高工作表面耐磨性和疲勞強度。(4)曲軸各部位形狀選擇還應(yīng)考慮到制造和拆裝、維修方便。2．主要尺寸的初步確定曲軸主要尺寸取決于曲軸上的作用力，力矩和曲軸軸頸間距等。見表41。表41 曲軸結(jié)構(gòu)尺寸確定序號名稱代號單位公式、參數(shù)的選擇和計算備注1最大柱塞力已知2曲柄銷直徑取取3主軸頸直徑取考慮主軸承為滾動軸承圓整4曲柄半徑已知取4核算軸頸重疊度(1) 兩相鄰曲柄銷處(2) 主軸頸與曲柄銷處1）2）5連桿大頭軸瓦寬度見連桿一節(jié)6曲柄銷長取7曲柄厚度8曲柄寬取因曲柄為圓形最大寬度即為圓直徑9校核液缸中心矩103 曲軸受力分析、計算1．曲軸受力分析 作用在兩支點三拐曲軸上的力計有：作用在曲柄銷中點的集中力——切向力和徑向力；作用在主軸頸上的支反力，；作用在輸入端主軸頸上的總扭矩。2．曲軸強度校核(1)支承反力、彎矩及扭矩如圖和圖，當(dāng)右端兩個柱塞工作時，曲軸的受力狀態(tài)最不好。柱塞工作時的作用反力 (420) 式中 ——柱塞直徑（）； ——額定工作壓力（）。 = (421) (422)圖42 曲軸力分析示意圖 (422) (423) (424) (425) (426) (427)對回轉(zhuǎn)中心的扭矩 =通過求值，比較得當(dāng)： 軸頸之間的扭矩： 大齒輪所受圓周力： (428) 式中 ——大齒輪分度圓直徑（）； 大齒輪徑向力： 支承反力： (429) (430) (431) (432)合成支承反力： (433) (434)軸的受力簡圖、水平面及垂直面受力圖見圖43b、c及e彎矩，在水平面內(nèi)： (435) (436) (437)在垂直平面內(nèi)： (438)