【文章內(nèi)容簡介】 a； MPa 許用彎曲應(yīng)力 MPa； MPa 按接觸強(qiáng)度設(shè)計計算中心距 ( )√( ) (43) 取 MPa；低速級小輪轉(zhuǎn)矩 Ⅱ ；取齒寬系數(shù) , 由于原動機(jī)為電動機(jī)，平穩(wěn)微沖擊支持不對稱布置，故選 8級精度。 由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》 69 頁表 55選 。將以上數(shù)據(jù)代入得 ( )√( ) mm 初算中心距 mm 確定基本參數(shù)，計算主要尺寸 1 選擇齒數(shù)： 取 ，則 ，取 。 注：實(shí)際傳動比 實(shí) ，傳動比誤差： ?K 15 2 確定模數(shù)： 由公式 可得 （在此取 ） 。由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》 57 頁表 51查得標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取 3 確定中心距： mm 4 計算齒寬： mm，取 mm， mm 5 兩輪的分度圓直徑： mm； mm 6 計算齒輪的圓周速度： Ⅱ m/s Ⅲ m/s 校核彎曲強(qiáng)度 ： Ⅱ ， Ⅲ (44) 由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》 71 頁圖 519查得： ， 代入上式得： 彎曲強(qiáng)度滿足。 齒輪幾何尺寸計算繪制齒輪零件圖 。 16 表 43 齒輪幾何尺寸參數(shù)表 高速級 低速級 齒數(shù) 模數(shù) 壓力角 齒頂高系數(shù) 頂隙系數(shù) 齒距 齒厚 齒槽寬 齒根高 齒頂高 分度圓直徑 ， ， 齒高 h= h= 中心距 223?Z 484?Z 17 第 5 章 軸的設(shè)計 Ｉ軸（輸入軸）的結(jié)構(gòu)設(shè)計及其鍵的選取及校核 初定 Ⅰ 軸的最小直徑 選定 I 軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。按成大先主編的《機(jī)械設(shè)計手冊》第四版第二卷表 6119 查得： A=112(以下軸均取此值 ) 初步確定軸的最小端直徑 √ Ⅰ Ⅰ? √ ? 考慮到軸端有鍵槽，軸徑應(yīng)增大 4﹪～ 5﹪。初定， mm。 軸上零件的定位、固定和裝配 由前面齒輪計算結(jié)果可知 I 軸為齒輪軸，二 級減速器中可將高速齒輪安排在箱體右側(cè)，相對于軸承不對稱分布 。軸承以軸肩實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承實(shí)現(xiàn)軸向定位。 1 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 軸 段 1 安裝大帶輪 ， 查《機(jī)械工程師電子手冊》可知： 大帶輪 合適孔徑為 2 3 35，且為 6 孔板輪 ，板厚 S=16， 大帶輪 總寬 B=78，取大帶輪 L=64， 考慮到軸段 2 要實(shí)現(xiàn)帶輪的軸向定位和安裝密封圈的需要， 取 ， ； 軸段 3 安裝 軸承，為便于拆裝應(yīng)取 ，且與軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)系列符合，查《機(jī)械工程師電子手冊》選型號為 6209 的滾動軸承，基本幾何尺寸為 ，基本額定動載荷 ，基本額定靜載荷 ，故取 ； 軸段 4 要考慮軸承的定位和高速軸小齒輪 加工 ，故取 ； 軸段 5 為高速軸小齒輪， ，軸段 6 要考慮軸承的定位和高速軸小齒輪加工， 取 ，軸段 7安裝軸承，取 。 18 軸段 7 安裝軸承 ， 根據(jù)軸承內(nèi)圈寬度 B=19mm，取軸段 ,7 長 ，軸段 3長 ； 軸段 1安裝大帶輪，取 ； 要確定軸段 2 的長度必須先確定箱體上軸承孔的長度 L，考慮孔內(nèi)零件安裝， ( ) ，為了避免擰緊螺釘時端蓋發(fā)生傾斜，一般取 ( ) ， D 為軸承外徑。考慮箱外連接螺栓扳手空間位置， +5~8mm，查《機(jī)械工程師電子手冊》可以計算出箱體壁厚 ，軸承端蓋旁連接螺栓直徑 ， ， ，則 ，比較孔內(nèi)安裝零件和箱外連接螺栓扳手空間位置要求，取大值 ，所以取 。根據(jù)軸承外徑 ，查《機(jī)械工程師電子手冊》可以得出軸承端蓋厚度 ，軸承端蓋上連接螺栓為 M10， M10 螺栓頭部高度 。為了保證帶輪不與軸承端蓋上連接螺釘相碰，并使軸承端蓋拆卸方便，帶輪端面與端蓋間應(yīng)留適當(dāng)間隙，再根據(jù)箱體 和軸承端蓋尺寸取定軸 段 2 長度， ，取 ； 為了保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰，應(yīng)留一定間隙，取兩者間距為 15mm，為保證軸承含在箱體軸承孔中，并考慮軸承的潤滑，考慮到端蓋的厚度，取軸承端面距箱內(nèi)壁距離為 7mm，則 ；軸段 5 為高速軸小齒輪 ，則 ； 軸段 4 的長度需要考慮低速軸小齒輪距箱體內(nèi)壁距離 15mm，低速軸小齒輪與大齒輪間距 20mm，則 470=118mm。 2 各軸段配合及表面粗糙度：軸頸處為 ， ， 齒輪配合處 ， 。 Ⅰ 軸各軸段長度直徑數(shù)據(jù)見表 51： 19 表 51 高速軸各軸段參數(shù)表 1 2 3 4 5 6 7 直徑 d/mm 32 40 45 55 55 45 長度 l/mm 64 64 19 118 70 25 19 3 Ⅰ 軸的簡易結(jié)構(gòu)布置圖如下： Ⅰ 軸的受力分析及彎矩、扭矩計算 Ⅰ 軸的受力分析 如下 ： 取齒輪齒寬的中間、軸承寬中點(diǎn)為受力點(diǎn)，則： 20 1 求作用在齒輪上的力 式中 — 高速軸輸入轉(zhuǎn)矩； — 高速軸上小齒輪 1的分度圓直徑。 式中，直齒輪壓力角 ，直齒輪的螺旋角 2 計算支承反力 根據(jù)平面平行方程式可求： 在水平面（ H 面）上： 在垂直面 (V 面 )上： ∑ ， 總支承力： √ √ √ √ 3 計算彎矩 水平面 (H 面 )彎矩： 垂直面 (V 面 )彎矩： 合成彎矩： 21 √ √ √ √ 4 計算扭矩： Ⅰ 彎矩、扭矩圖 如下 ： 按彎、扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知， C 處承受最大彎矩和扭矩，并且有應(yīng)力集中，故 c 截面為危險截面，因?yàn)? ， 校核哪一側(cè)結(jié)果相同，在此以 為主。 當(dāng)量轉(zhuǎn)矩： √ ( Ⅰ ) (51) 若認(rèn)為軸的扭切應(yīng)力是脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取校正系數(shù) ，帶入上式可得 √ ( Ⅰ ) √ ( ) 軸的強(qiáng)度條件： (52) 22 式中， W— 軸的抗彎截面系數(shù) ； d— 該軸段的直徑； — 軸的需用彎曲應(yīng)力；因?yàn)檩S的材料為 45＃ 優(yōu)質(zhì)碳素鋼，調(diào)質(zhì)處理。由吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》 164 頁表 9 171 頁表 93查得： ， ，則 ： 強(qiáng)度 滿足！ 計算危險截面處軸的直徑 √ √ 由 可知： I 軸設(shè)計合格。 校核軸承和計算壽命 1 校核軸承 A 徑向載荷 √ √ 軸向載荷 故 ；查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》200 頁表 101利用線性插值求得 e=， 則 ，查表 1015，X=1； Y=0 則 ： 當(dāng)量動載荷： 2 計算軸承 A 壽命 查吉林大學(xué)出版社出版，朱艷芳主編的《 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》 199 頁表1013 可知： ； 。 對于球軸承 代入公式得 ： Ⅰ ( ) ( ) (小時 ) 23 在上述工作條件下，該軸承壽命為 644075 小時 ，滿足五年兩班制要求 。 3 校核軸承 B 徑向載荷 √ √ 軸向載荷 故 ；查吉林大學(xué)