【文章內容簡介】 5 查得 Y 1Sa ＝ ； Y 2Sa ＝ d1 = σ 1FE ＝ 450Mpa σ 2FE ＝ 380Mpa K 1FN ＝ K 2FN ＝ [ σF ]1 = [ σF ] 2 =a K= Y 1Fa ＝ Y 2Fa ＝ Y 1Sa ＝ Y 2Sa ＝ 計算與說明 重要結果 7. 計算大、小齒輪的][ FSaFaYY?并加以比較。 111 ][FSaFaYY? ＝ ? ＝ 222 ][FSaFaYY? ＝ ? ＝ 大齒輪的數值大。 （ 2） 設計計算 m 3322 1 . 1 2 1 . 3 7 3 1 0 ( 0 . 0 1 6 5 )1 2 0? ? ?? ?＝ 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m的大小主要取決與彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數 并就近進行圓整為標準值 m＝ ，按接觸強度算得的分度圓直徑 d1 ＝ ，算出小齒輪齒數 Z1 ＝ md1 ＝ ? 22 大齒輪齒數 z2 ＝ 22＝ 74 。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面的接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結構比較緊湊，避免浪費。 3. 幾何尺寸的計算 1) 計算分度圓的直徑 d1 ＝ z1 m＝ 22 ＝ 77mm d2 ＝ z2 m＝ 74 ＝ 259mm 2) 計算中心距 a＝ 2 21 dd ? ＝ 77 2592? ＝ 168mm 3) 計算齒輪寬度 b＝Φ d d1 ＝ 1 77＝ 77mm 取 B2 =77mm， B1 ＝ 80mm。 111 ][FSaFaYY? =2 222 ][FSaFaYY? = m≥ Z1 =22 z2 =74 d1 ＝ 77mm d2 ＝ 259mm a=168mm b=77 B2 =77mm B1 ＝ 80mm 計算與說明 主要結果 直齒圓柱齒輪的設計結果如下 : 小齒輪 大齒輪 齒數 Z 22 74 直徑 d(mm) 77 2 模數 m 中心距 a(mm) 齒寬 b(mm) 75 計算與說明 主要結果 八 、 軸的設計 低速軸的設計計算 1. 求輸出軸上的功率 P轉速 n3和轉矩 T3 由前面已經求出 3 kw? 3n 47. 62 / minr? mmNmmNnpT ?????? 333 2. 求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 2d ? 而 3t2r t n2 2 6 6 7 8 1 9 4956d 2 6 9 .5t a n 4 9 5 6 t a n 2 0 1 8 0 4TF N NF F N N??? ? ?? ? ? ? ? 圓周力 Ft 徑向力 Fr及法向載荷 F n 的方向如圖 所示。 先近式（ 152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼，調質處理。根據表 153，取 A0=118,于是得 3 33m i n 033 . 3 31 1 8 4 8 . 6 24 7 . 6 2Pd A m m m mn? ? ? ? 輸出軸的最小直徑顯然是安裝在聯軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑 dⅠ Ⅱ 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩 Tca=KAT3查表 141，考慮到轉矩變化小故取KA=,則： Tca=KAT3= 667819N mm = mm 按照計算轉矩 Tca應小于聯軸器公稱轉矩，查標準 GB 501485 ，選用 HL4 型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 1250000 N﹒ mm . 半聯軸器的孔徑 d1=55mm,故取 dⅠ Ⅱ =55mm,半聯軸器長度 L=112mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度 L1=84mm. 343247362/ min667819.p kwnrTN mmd mm???? Ft=4956N Fr=1804N dmin= Tca= mm dⅠ Ⅱ =55 計算與說明 主要結果 4. 軸的結構設計： （ 1）擬定軸上零件的裝配方案， （ 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求Ⅰ Ⅱ軸段需制出一軸，故取Ⅱ Ⅲ段的直徑 dⅡ Ⅲ =62mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D= L1=84mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ Ⅱ段的長度應比 L1略短一些，現取 lⅠ Ⅱ =82mm. 2)初步選擇滾動軸承。因軸承僅受有徑向力的作用，故選用深溝滾子球軸承。參照工作要求并根據 dⅡ Ⅲ =62mm,由軸承產品目錄中初步選取 0尺寸系列、標準精度級的深溝滾字球軸承 6013,其尺寸為 d D T=65 100 18,故 dⅢ Ⅳ = dⅦ Ⅷ =65mm。而 LⅦ Ⅷ =18mm. 右端滾動軸承采用軸進行軸向定位。由手冊上查得型軸承的定位軸肩高度 h=6mm,因此，取 dⅥ Ⅴ =77mm. 3)取安裝齒輪處的軸段Ⅳ Ⅴ的直徑 dⅥ Ⅶ =70mm。齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 77mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 lⅥ Ⅶ =73mm。齒輪的右端采用軸肩定位， 軸肩高度 h，故 h=6mm,則軸環(huán)處的直徑 dⅤ Ⅵ = b≥ ,取 lⅤ Ⅳ =12mm. 4)軸承端蓋的總寬度為 20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定 )。根據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軸器右端面間的距離 l=30mm, 故取 lⅡ Ⅲ=50mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離 a=16mm,錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離 c=，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段一段距離 s，取 s=8mm,已知滾動軸承寬度 T=18mm,大 錐齒輪輪轂 L=50mm,則 lⅦ Ⅷ =T+s+a+(7773)=(18+8+16+4)mm=46mm lⅥ Ⅴ =L+c+a+slⅤ Ⅳ =（ 50+20+16+812） mm=82mm 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、半聯軸器的周向定位采用平鍵連接。按 dⅥ Ⅶ m 由表查得 bh=20mm 12mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 63mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 67nH 。同樣，半聯軸器與軸的連接，選 用平鍵為 16mm 10mm 70mm,半聯軸器與軸的配合為 67kH .滾動軸承與軸的周向定位是由于過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6. dⅡ Ⅲ =62mm 65D mm? lⅠ Ⅱ 82mm? dⅢ Ⅳ 65mm? dⅣ－Ⅴ 77mm? lⅢ Ⅳ =18mm dⅥ－Ⅶ 70mm? lⅥ Ⅶ =70mm dⅤ Ⅵ 79mm? lⅤ Ⅵ =12mm l Ⅶ－Ⅷ =46 lⅣ Ⅴ =82mm 計算與說明 主要結果 （ 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 152，取軸端倒角為 2 45186。,各軸肩處的國，圓角半徑見圖 . （圖 1526）做出軸的計算圖（圖 1524）。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取 a 值（參看圖 1523）。對于 6013 型深溝球軸承，由手冊查得 a=9mm。因此作為簡支梁的軸的支承距 。mmmmmmLL 2 1 4 ???? 根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（見附圖）。 從軸的結構圖以及彎矩和扭據圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面。現將計算出的截面 C處的 MMM VH 及， 處值列與下表（參看圖 1524）。 載荷 水 平 面 H 垂直面 V 支 反 力 F NFF NHNH 3 3 0 41 6 5 2 21 ?? ， NFNF NVNV 1202602 21 ?， 彎 矩 M mmNM H ?? 85183 MNM V ?? 2337581 總 彎 矩 mmNM ???? 24879523375885183 221 扭 矩 T mmNT ?? 6678193 6 .按彎矩合成應力校核的強度 進行校核時，通常只校核上承受最大彎矩和扭據的截面（即危險截面 C的強度）。根據式（ 155）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭據切應力為脈動循環(huán)變應力取а = , 軸的計算應力M P aM P aW TM )66 78 (24 87 95)(σ 3 222321ca ?? ????? ?前已選定軸的材料為 45鋼，調質處理，由表 151查得 [ 1σ ]=60MPa。因此 caσ [ 1σ ]，故安全。 MPa? ? 計算與說明 主要結果 7 .精確校核軸的疲勞強度 （ 1）判斷危險截面 截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B 只受扭據作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應力集均將削弱軸的疲勞強度，但是由于軸的最小直徑是按扭據強度較為寬裕確定的，所以截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B 均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最重要；從受載的情況來看，截面 C 上的應力最為集中。截面 V上的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面 V 不受扭據作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面 C 上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面 C 上也不必進 行校核。截面Ⅳ和Ⅴ顯然更不需校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中糸數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅶ左右兩側即可。 （ 2）截面 Ⅶ的右側 抗彎截面系數 3 3 3 d 65 m m 27463 m mW ? ? ? ? 抗扭截面系數 3 3 3 30. 2d 0. 2 65 m m 54 92 5m mTW ? ? ? ? 截面 Ⅶ的右側的彎矩 M 為 7 1 . 5 3 2 . 52 4 8 7 9 5 .