【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 置的運(yùn)動(dòng)和設(shè)計(jì)參數(shù) （ 1） 推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 1． 各軸的轉(zhuǎn)速 ： 0 960 minnr? 1 960 1 .4 5 6 6 2 m inrn ?? 2 662 1 .4 6 4 5 4 m inrn ?? 3 454 1 .7 8 2 5 5 m inrn ?? 2． 各軸輸入功率 21 ??、 分別為齒輪傳動(dòng)效率 1 ?? 2 ? ? 1 8 9P X KW?? 2 9 7 8 2P X X K W 3 2 7 8 7P X X K W?? 4 X X K W 3． 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 0 5 .59 5 5 0 9 6 0 5 4 .7 1T X KW?? 1 X X K W?? 2 7 3 .4 8 1 .4 6 0 .9 7 0 .9 8 1 0 1 .9 9T X X X KW 3 1 0 1 .9 9 1 .7 8 0 .9 7 0 .9 8 1 7 2 .5 8 .T X X X N M?? 齒輪模數(shù)的估算及其叫校核 （ 1） 估算 齒輪彎曲疲勞的估算 jw zNm ?332? 齒面點(diǎn)蝕的估算 mmNAj337 0 ?? 其中 jn 為大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速， A為齒輪的中心距，由中心距 A 及齒數(shù) Z Z2 求其摸數(shù) 122 ()j Am m mZZ? ? 根據(jù)估算所得 wm 和 jm 中較大的值選取相近的標(biāo)準(zhǔn)摸數(shù)對(duì)于第一對(duì)齒輪： 第二對(duì)齒輪： 31 ??? xZNm w ?mm mmZZAmj )21(2 ?? = 取摸數(shù) m 為 3 第二對(duì)齒輪： jw zNm ?332? = 32 ??jm mm 取摸數(shù) m 為 3 第三對(duì)齒輪： 33 ?? xm w 3 ??mj 取摸數(shù) m 為 3 （ 2） 齒輪模數(shù)計(jì)算及強(qiáng)度校核 1． 選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) 1） 按照所示的傳動(dòng)方案選用直齒圓拄齒輪傳動(dòng) 2） 組合機(jī)床為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7級(jí)精度 3） 材料選擇：選用小齒輪材料 40Cr ，硬 度為 280HBS，大齒輪材料為45號(hào)鋼硬度為 240HBS，二者材料硬度為 40HBS 4） 選小齒輪齒數(shù) Z1=22 大齒輪齒數(shù) Z2=32 2． 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式機(jī)械設(shè)計(jì)第七版進(jìn)行試算，所涉及的公式到《機(jī)械設(shè)計(jì)》的第七版得。 1 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1） 試選擇載荷系數(shù) ?Kt 2 ） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 MNnPT m .5 4 7 1 009 5 5 0 0 01 ?? 3 ） 由表中可得選取齒寬系數(shù)為 1 4） 由表中可查材料彈性系數(shù) 2/ aE mpZ ? 5） 由圖可知 按齒輪面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 。600lim6 aMPH ? 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 。500lim6 aMPH ? 6 ）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 992 11 )1530082(19606060 ???? ??????????N jLnN n 7 ）由圖可知 查得接觸疲勞壽命系數(shù) ,211 ?? HNHN KK 8） 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取失效概率為 1% 安全系數(shù) S=1 則有： [aH mpS HKH N i m6][ 111 ?????? [aH mpS HKH N i m6][ 221 ?????? （ 3） 計(jì)算 （ 1） 試算小齒輪分度圓直徑 1td ，代入 ??H? 中較小的值： 31 1 . 3 5 . 4 7 1 1 0 0 0 0 1 2 . 4 5 1 8 9 . 8 1 . 9 82 . 3 2 5 8 . 2 8 61 . 4 5 1 1 . 4 5 5 2 2 . 5 5 2 2 . 5t x x x x xd m mx x x x?? 由于 1td 大于等于 毫米，故取 1td 為 66 毫米。 （ 2） 計(jì)算摸數(shù) 3226621 ??? dm （ 4） 按齒輪彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由公式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為：3 111 ][2 FdFa zzYKTm ??? 1． 由圖則有小齒輪的彎曲強(qiáng)度 疲勞強(qiáng)度極限 MPaE 5001 ?? ，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPaE 3802 ?? 2． 由表上則有彎曲的疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) , 21 ?? FNFN KK 3． 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，由書(shū)中的公式有： M P aXF ??? M P aXF ??? 4． 計(jì)算載荷系數(shù) K K== 5． 查取齒形系數(shù) , 21 ?? sasa YY 6． 查取應(yīng)力系數(shù) , 21 ?? FaFa YY 7． 計(jì)算大，小齒輪的 ][FFaXYsaY ? 并加以比較： 0137 ][11 ?? XX Y s aY FFa ? ][222 ?? XX Y s aY FFa ? 大齒輪的計(jì) 算值大。 （ 2） 設(shè)計(jì)計(jì)算 mmxxxxxm ?? 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，取 3?m ，則有： ??? xxizz 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)。 此時(shí)關(guān)于幾何計(jì)算 1 計(jì)算分度圓的直徑： 6632200 ??? xxmzd 9633211 ??? xxmzd 2 計(jì)算中心距： mmdda 812)( 10 ??? 3 計(jì) 算齒 輪寬 度 ：通 過(guò) 查閱 《 組合 機(jī)床 手 冊(cè)》 得 24,24 10 ?? bb （ 3） 第二對(duì)齒輪的計(jì)算，經(jīng)校核有： ,26,3 222 ??? izm mmxxmzd 78326222 ??? mmxxmzd 114338233 ??? mmbmmb 24,24 32 ?? （ 4）第三對(duì)齒輪的計(jì)算，經(jīng)校核有 ： ,57,32,3 3543 ???? izzm mmxxmzd 96332344 ??? mmxxmzd 171357355 ??? mmbb 2454 ?? 軸各參數(shù)估算及強(qiáng)度校核 一、傳動(dòng)軸的估算 （ 1）估算軸的最小直徑，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算，先按照下列初步估算的最小直徑，選取 軸的材料 45 號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。 ][ TTT x dx dx dNPWT ?? ??? 式中： T? — 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位兆帕 T — 軸所受的扭矩 TW — 軸的抗扭截面系數(shù) n — 軸的轉(zhuǎn)速 p— 軸的傳遞的功率 d — 計(jì)算截面處軸的直徑 ][T? — 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 由以上公式可得軸的直徑； mmxxxnpiTd ][ 333 ??? 取 mmd 30min ? mmnPiTd ][ 33 ?? 取 mmd 35min ? mmnpiTd ][ 00002 33 ?? ..取 mmd 35min ? mmnpiTd ][ 00003 33 ?? 取 mmd 40min ? 二 主軸的強(qiáng)度校核 對(duì)傳遞動(dòng)力軸滿足強(qiáng)度條件是最基本的要求。通過(guò)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)初步確定出軸的尺寸后，根據(jù)受載情況進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計(jì)算。 首先作出軸的計(jì)算圖。如果軸上零件的位置已知，即已知外載荷及支反力的作用位置。將齒輪帶輪等級(jí)裝配寬度的分布簡(jiǎn)化為集中力，并視為作用在輪轂寬度的中點(diǎn)上；略去軸和軸上的自重；略去軸上產(chǎn)生的拉壓應(yīng)力；把軸看成鉸鏈支承，支反力作用在軸承上，其作用點(diǎn)的位置可用如下圖所示確定。則將雙支點(diǎn)軸當(dāng)作受集中力的簡(jiǎn)支梁進(jìn)行計(jì)算，然后繪制彎矩圖和扭矩圖，并進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核。 求出輸出軸的功率 Vp? ，轉(zhuǎn)速 3n 和轉(zhuǎn)矩 3T 。 設(shè) 1? ， 2? 分別為 齒輪傳動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率 1? =， 2? = 則 Vp? = p電 ? 1? ? 2? =? ? = KW 又 3n = 0n /i總 = =255 r/m 于是 3T =9550000? =172580 n mm 求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 3d = 3m ? 5z =3? 57=171mm 而： tF = 332Td = 2 172580171? = N F? = tF ? tan ? = ? tan 20? = N 式中： 3T —— 主軸上大齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為 N? mm 3d —— 主軸上大齒輪的節(jié)圓直徑，對(duì)標(biāo)準(zhǔn)齒輪即為分度圓直徑。單位為 mm ?—— 嚙合角。對(duì)標(biāo)準(zhǔn)齒輪 ? =20? 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（見(jiàn)主軸箱圖）作出計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查得 a 值。對(duì)于 7216E 型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得 a=22。對(duì)于 7220E型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得 a=29mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的軸承跨距1l +2l =+=。 圓錐滾子軸承圓錐滾子軸承 圖 31主軸箱圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算截面 C處的 HM 、 VM 及 M 的值 ①確定支座處的約束力（水平 H） 由 BM? =0 和 FM? =0 可求得： 1NHF+2NHF= tF ① tF ? 1L 2NHF ( 1L + 2L )=0 ② 其中 1L = 2L = mm tF = N 因此： 1NHF= N 2NHF= N 又由1NHF= N， 1L =： HM = 1NHF ? 1L =? = N? mm ②確定支座處垂直約束力 由 BM? =0 和 FM? =0 可求得 1NVF+2NVF= rF ① rF ? 1L 2NVF( 1L + 2L )=0 ② 其中 1L = 2L = rF = N 因此 1NVF= N 2NVF= N 由上式可求得： VM =1NVF? 1L =? = N? mm 3T =172580 N? mm