【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 (1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1)計(jì)算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度 ，從圖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) 由表105查得 5)查取應(yīng)力較正系數(shù) 由表105查得 6)由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 7)由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)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）得 9)計(jì)算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大(2)設(shè)計(jì)計(jì)算： = 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m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)m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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，,但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑，來(lái)計(jì)算應(yīng)有齒數(shù)，于是有：小齒輪齒數(shù) 取 大齒輪齒數(shù) 取 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距 將中心距圓整為166mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角 因 值改變不多，故、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 取 , (5)驗(yàn)算 ，合適第三部分 軸的設(shè)計(jì)一 高速軸的設(shè)計(jì) 選擇軸的材料由于減速器傳遞的功率不大，其重量無(wú)特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理. 初步計(jì)算軸的最小直徑 用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計(jì)算公式： ，選用40Cr調(diào)質(zhì)鋼，查機(jī)設(shè)書P370表153，得 在第一部分中已經(jīng)選用的電機(jī)Y132M16,D=38。查指導(dǎo)書P128，選用聯(lián)軸器HL3，故。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案： （2）、各軸的直徑和長(zhǎng)度 1）、聯(lián)軸器采用軸肩定位，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸肩對(duì)半聯(lián)軸器的可靠定位，故選擇 2）、初步確定滾動(dòng)軸承8 因齒輪為斜齒輪則軸承受徑向力和軸向力作用，高速級(jí)轉(zhuǎn)速較高，載荷一般，故選用角接觸球軸承7007AC，故， 3）、當(dāng)直徑變化處的端面是為了固定軸上零件或承受軸向力時(shí)，則相鄰直徑變化要大些，故， 4）、當(dāng)軸徑變化僅為了裝配方便或區(qū)別加工表面時(shí)，不承受軸向力也不固定軸上零件的，則相鄰直徑變化較小，即 ：，， （3）、軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，查機(jī)設(shè)書P106表61選用鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位采用過度配合保證，選軸的直徑尺寸公差m6。（4）、確定軸向圓角和倒角尺寸 參照機(jī)設(shè)書P365表152，取軸端倒角，各軸肩出圓角半徑見軸的零件圖（5）、求軸上的載荷 小齒輪分度圓直徑 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出以下受力分析圖，在確定軸承的支撐點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a的值，對(duì)于7007AC型角接觸球軸承，由指導(dǎo)書P122頁(yè)查得a=。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距為，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖可以看出齒輪中心截面受彎矩較大，計(jì)算該截面出的力與矩： 載荷水平面H垂直面V支持力F彎矩M總彎矩扭矩 （6）、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強(qiáng)度，根據(jù)P373式（155）及表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故取α=,軸的計(jì)算應(yīng)力 其中 前面以選定軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)），查機(jī)設(shè)書P362表151，得：，因此，故安全。 (7)、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 1）、判斷危險(xiǎn)截面由軸的結(jié)構(gòu)圖以及受力圖和各平面的彎矩圖綜合可知齒輪左端截面5因加工齒輪有尺寸變化，引起應(yīng)力集中，故該截面左側(cè)需校核驗(yàn)證2)、截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩M為：截面上的扭矩為： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)設(shè)書P362表151查得： 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按機(jī)設(shè)書P40附表32查取因 經(jīng)插入后得： 又由附圖31可得軸的材料敏性系數(shù)為 則： 由附圖32的尺寸系數(shù) 由附圖33的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖34得表面質(zhì)量 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按式312及314b得綜合系數(shù)為： 合金鋼的特性系數(shù) 取 取則可計(jì)算安全系數(shù) ， 故可知其安全（8）、軸承壽命的校核1)已知軸承的預(yù)計(jì)壽命 L=2830010=48000h 由所選軸承系列7007AC，查指導(dǎo)書P122表知額定動(dòng)載荷C=2)求兩軸承受到的徑向載荷3)求兩軸承的計(jì)算軸向力 對(duì)于70000AC型軸承，按表137，軸承派生軸向力，則有： 于是軸向力為： 4)當(dāng)量動(dòng)載荷P因 由表135得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：軸承1 軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，故按表136取，則： 5)驗(yàn)算軸承壽命 因 ，所以按軸承2的受力大小來(lái)驗(yàn)算，則： 所以所選軸承壽命符合要求，確定角接觸球軸承7007AC（9）、鍵的校核 聯(lián)軸器與軸：1)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由表62查得許用擠壓應(yīng)力，取，鍵的工作長(zhǎng)度，鍵的接觸高度，由式61得：，所以合適二 中速軸的設(shè)計(jì)選擇軸的材料該軸同樣選取40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理。初步計(jì)算軸的最小直徑根據(jù)表153，取，于是根據(jù)公式有 選定軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）擬定軸上零件的裝配方案，經(jīng)分析比較，選用如下方案： （2）各軸的直徑和長(zhǎng)度 1)根據(jù)，選用角接觸球軸承7208AC，尺寸得mm，為了使齒輪3便于安裝，故取，軸承第三段起軸向定位作用，故，第四段裝齒輪2，直徑2)第二段和第四段是裝齒輪的，為了便于安裝，L2和L4都要比齒輪三和齒輪二的齒寬略小所以，由指導(dǎo)書得 ， ，（3）軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接，根據(jù)，查表61得第二段鍵的尺寸為，同理可得第四段鍵的尺寸為，滾動(dòng)軸承與軸采用過度配合來(lái)保證，選用直徑尺寸公差m6 （4）軸上零件的軸向定位 軸上軸承軸向定位采用凸緣式端蓋與擋油環(huán)定位，齒輪采用擋油環(huán)與軸肩定位；（5）確定軸上圓角和倒角尺寸 參照表152，取軸端倒角，各軸肩出圓角半徑為1mm （6）求軸上的載荷 1）求軸上的力 已知 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出以下受力分析圖