【文章內(nèi)容簡(jiǎn)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(jì)算與說(shuō)明 重要結(jié)果 7. 計(jì)算大、小齒輪的][ FSaFaYY?并加以比較。 111 ][FSaFaYY? ＝ ? ＝ 222 ][FSaFaYY? ＝ ? ＝ 大齒輪的數(shù)值大。 （ 2） 設(shè)計(jì)計(jì)算 m 3322 1 . 1 2 1 . 3 7 3 1 0 ( 0 . 0 1 6 5 )1 2 0? ? ?? ?＝ 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)，由于齒輪模數(shù) 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(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)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 并就近進(jìn)行圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m＝ ，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1 ＝ ，算出小齒輪齒數(shù) Z1 ＝ md1 ＝ ? 22 大齒輪齒數(shù) z2 ＝ 22＝ 74 。 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面的接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)比較緊湊，避免浪費(fèi)。 3. 幾何尺寸的計(jì)算 1) 計(jì)算分度圓的直徑 d1 ＝ z1 m＝ 22 ＝ 77mm d2 ＝ z2 m＝ 74 ＝ 259mm 2) 計(jì)算中心距 a＝ 2 21 dd ? ＝ 77 2592? ＝ 168mm 3) 計(jì)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(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)結(jié)果如下 : 小齒輪 大齒輪 齒數(shù) Z 22 74 直徑 d(mm) 77 2 模數(shù) m 中心距 a(mm) 齒寬 b(mm) 75 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 八 、 軸的設(shè)計(jì) 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 求輸出軸上的功率 P轉(zhuǎn)速 n3和轉(zhuǎn)矩 T3 由前面已經(jīng)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(jí)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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)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(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑 dⅠ Ⅱ 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tca=KAT3查表 141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小故取KA=,則： Tca=KAT3= 667819N mm = mm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，查標(biāo)準(zhǔn) GB 501485 ，選用 HL4 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 1250000 N﹒ mm . 半聯(lián)軸器的孔徑 d1=55mm,故取 dⅠ Ⅱ =55mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度 L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度 L1=84mm. 343247362/ min667819.p kwnrTN mmd mm???? Ft=4956N Fr=1804N dmin= Tca= mm dⅠ Ⅱ =55 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)： （ 1）擬定軸上零件的裝配方案， （ 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求Ⅰ Ⅱ軸段需制出一軸，故?、?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(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ Ⅱ段的長(zhǎng)度應(yīng)比 L1略短一些，現(xiàn)取 lⅠ Ⅱ =82mm. 2)初步選擇滾動(dòng)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(jù) dⅡ Ⅲ =62mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0尺寸系列、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)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(dòng)軸承采用軸進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)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(yīng)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定 )。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l=30mm, 故取 lⅡ Ⅲ=50mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)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(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段一段距離 s，取 s=8mm,已知滾動(dòng)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(zhǎng)度。 （ 3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)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(zhǎng)為 63mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 67nH 。同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選 用平鍵為 16mm 10mm 70mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為 67kH .滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由于過(guò)渡配合來(lái)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(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)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(guó)，圓角半徑見圖 . （圖 1526）做出軸的計(jì)算圖（圖 1524）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取 a 值（參看圖 1523）。對(duì)于 6013 型深溝球軸承，由手冊(cè)查得 a=9mm。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承距 。mmmmmmLL 2 1 4 ???? 根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（見附圖）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭據(jù)圖中可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)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(yīng)力校核的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核上承受最大彎矩和扭據(jù)的截面（即危險(xiǎn)截面 C的強(qiáng)度）。根據(jù)式（ 155）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭據(jù)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力取а = , 軸的計(jì)算應(yīng)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(diào)質(zhì)處理，由表 151查得 [ 1σ ]=60MPa。因此 caσ [ 1σ ]，故安全。 MPa? ? 計(jì)算與說(shuō)明 主要結(jié)果 7 .精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （ 1）判斷危險(xiǎn)截面 截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B 只受扭據(jù)作用，雖然鍵槽，軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但是由于軸的最小直徑是按扭據(jù)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B 均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面Ⅵ和Ⅶ處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最重要；從受載的情況來(lái)看，截面 C 上的應(yīng)力最為集中。截面 V上的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面 V 不受扭據(jù)作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面 C 上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)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(jìn) 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(yīng)力集中糸數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅶ左右兩側(cè)即可。 （ 2）截面 Ⅶ的右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3 3 3 d 65 m m 27463 m mW ? ? ? ? 抗扭截面系數(shù) 3 3 3 30. 2d 0. 2 65 m m 54 92 5m mTW ? ? ? ? 截面 Ⅶ的右側(cè)的彎矩 M 為 7 1 . 5 3 2 . 52 4 8 7 9 5 .