【正文】 ?? FH KK 。使用系數(shù)為 ?AK ； 用插值法查的 8級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時， ??HK 。 29 由 ?hb ， ??HK 查得 ??FK ，故載荷系數(shù) 5 7 5 ?????? ?? HHvA KKKKK （ 3— 8） ⑥ 按實際的載荷系 數(shù)校正算得的分度圓直徑， mmKKdd tt 3311 ???? （ 3— 9） ⑦ 計算模數(shù) m mmzdm 14c os11 ????? ? （ 3— 10） 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度設計公式為 3 211 )(2FSaFadYYzKTm ??? （ 3— 11） （ 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ① 差得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 5001 ?? ；大齒輪的彎曲強度極限MPaFE 3802 ?? ； ② 彎曲疲勞壽命系數(shù) ?FNK ； ?FNK ； ③ 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，得 MP aSK FEFNF ][ 111 ???? ?? MP aSK FEFNF ][ 222 ???? ?? ④ 計算載荷系數(shù) K。 ?????? ?? FFvA KKKKK ⑤ 查取齒形系數(shù)。 ?FaY ； ?FaY ； ⑥ 查取應力校正系數(shù)。 ?SaY ； ?SaY ； ⑦ 計算大、小齒輪的][ FSaFaYY?并加以比較。 30 ][ 1 11 ???F SaFa YY ? ][ 2 22 ???F SaFa YY ? （ 2） 設計計算 mmm )14( 2 23 ???? ??????? 對此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，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(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) m=4mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 mmd ? ，算出小齒輪齒數(shù) 14c os11 ????? mdz ? 取 z=20 大齒輪齒數(shù) ???z 幾何尺寸計算 （ 1） 計算分度圓直徑 mmmmmzd 8042022 ???? mmmmmzd 36049022 ???? （ 2） 計算中心距 mmmmdda 2272 360802 21 ????? （ 3） 計算齒輪寬度 mmmmdb d 909011 ????? 取 mmB 832 ? ， mmB 881 ? 軸的設計 先按式 ? ? ? ? 30333 00 00 50 00 0 nPAnPn Pd TT ??? ??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0A=100，于是得 31 ? ? ? ? mmnPAnPn Pd TT 330333 ????? ?? 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 21?d 。為了使所選的軸的直徑 21?d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián) 軸器的計算轉(zhuǎn)矩 caT = AK 3T ，查表 141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 AK =，則： caT = AK 3T =? 1000000N? mm= ? 0N? mm 按照計算轉(zhuǎn)矩 caT 應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準 GB/T50142022或手冊，選用 HL6 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 29500N? Id =65mm，故取 IIId? =65mm，半聯(lián)軸器長度 L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 1L =107mm。 （ 1）擬定軸上零件的裝配方案 本題的裝配方案已在前面分析比較，現(xiàn)選用圖 1522a所示的裝配方案。 （ 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， III軸段右端需制出一軸肩，故取IIIII 段的直徑 ⅢⅡ ?d =72mm ；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈D=75mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 1L =107mm，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，故取 III=105mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) ⅢⅡ ?d =72mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組 ,標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30315，其尺寸為 ??? TDd 406075 ?? .故 mm40l,75 ??? ??? ⅧⅦⅧⅦⅣⅢ 而mmdd 右端滾動軸承采用軸肩進行定位。由手冊上差得 30313 型軸承的定位軸肩高度 h=6mm，因此，取 3） 取安裝齒輪處的軸段 Ⅳ Ⅴ的直徑 ⅤⅣ ?d =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 75mm，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 ⅤⅣ ?l =70mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h，故取 h=8mm，則軸環(huán)處的直徑 ⅥⅤ ?d = 96mm 。軸環(huán)寬度 b? ，取 ⅥⅤ ?l =12mm 。 32 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)設計而定）。根據(jù)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(lián)軸器右端面間的距離 l=30mm（參看圖 1521），故取 ⅢⅡ ?l =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=20mm（參看圖 1521）?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=8mm（參看圖 1521），已知滾動軸承寬度 T=40mm，大錐齒輪輪轂長 L=50mm，則 ⅣⅢ ?l =T+s+a+（ 8076） =40+8+16+4=68mm mmlLl 82sac ?????? ?? ⅥⅤⅦⅥ 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(lián)軸器與軸 的周向定位均采用平鍵連接。按 ⅤⅣ ?d 由表 61 查得平鍵截面 b? h=18mm? 11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 100mm，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 67kH ；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為 22mm? 14mm? 63mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 67kH 。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6. （ 4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 152，取軸端倒角為 2 ?45? ，各軸肩處的圓角半徑見圖 1526. 軸的校核 在確定軸承的支點時，從手冊中查取 a 值。因此，簡支梁一端支點到一段齒輪的距離為 85mm。第二軸承到另齒輪的距離為 85mm。由前面計算可知 T3=2730Nm。 求低速級大齒輪上的力 因已知大齒輪分度圓直徑為 mmd 3602 ? KNd TF t 15 20226023 700 0022 4 3 ????? （ 3— 11） KNFF ntr os 20t a a n 4 ?????? ??? （ 3— 12） 1 3 0 813t a nt a n ????? ?tta FFF ? KN （ 3— 13） 求軸上的載荷 求水平面支座反力 ：作水平面里的軸的受力簡圖 33 圖 31水平受力分析 知： :0?AM 0170852 ??? NHr FF :0?BM 0170851 ??? NHr FF 得： 76001 ?NHFKN, 76002 ?NHFKN 做出水平方向的受力圖和彎矩圖： 圖：SF 圖 32 水平方向受力圖 圖：SM 圖 33 水平方向力矩圖 垂直面的支反力：作垂直面里的軸的受力簡圖 34 圖 34垂直受力分析 知： :0?AM 01 7 01 3 72 ???? NHar FMF :0?BM 01 7 01 3 71 ???? NHar FMF 得： 1 ?NHFKN, 2 ?NHFKN 做出豎直方向的受力圖和彎矩圖： 圖：SF 圖 35垂直方向受力圖 圖：SM 35 圖 36垂直方向力矩圖 總 彎距的計算 NmMMM VH 22221 1 ????? NmMMM VH 22222 2 ????? 作出輸出軸的扭矩圖 圖 37 扭矩圖 表 31 軸上載荷計算表 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力R KNFNH 76001 ?KNFNH 76002 ? KNFNV ?KNFNV ? 彎矩 M N m mM H 3 0 6 7 0 0 0? N m mM V 8429062?N m mM V 8429062? 總彎矩 N m mM 89699431 ? N m mM 89699431 ? 扭矩 T NmT 480003 ? 36 4 齒輪齒條的設計 選定齒輪齒條類型，精度等級，材料及齒數(shù)。 抽油機的速度不高，故選用 7級精度（ GB 1009588） 材料選擇。由表 101選擇齒輪齒條的材料為 20Cr2Ni4，硬度為 350HBS。 選擇齒輪的齒數(shù) 401?z ，齒條齒數(shù) 404012 ???z 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（ 109a）進行計算，即 ? ?3 211 ??????????? HEdt ZuuKTd ?? 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 試選載荷系數(shù) ?tK 2） 計算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 mmNn PT ???????? 551151 3） 由表 107選取齒寬系數(shù) 1?d? 4） 由表 106差的材料的彈性影響系數(shù) MPaZe ? 。 5） 由圖 1021d按齒面硬度查的齒輪齒條的接觸疲勞強度極限 650MPa； 6） 由式 1013計算應力循環(huán)次數(shù)。 911 )153 0 082(11 0 0 06060 ?????????? hjLnN 992 ????N 7） 由圖 1019取接觸疲勞壽命系數(shù) 。 21 ?? HNHN KK 8） 計算接觸疲勞許用應力。 取 失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由式（ 1012）得 ? ? MP aSK HNH ???? ?? ? ? MP aSK HNH ???? ?? 計算 1)試算齒輪分度圓直徑 td1 ，代入 ??d? 中較小的值。 ? ?3 211 ??????????? HEdt ZuuKTd ?? = 37 2） 計算圓周速度 v。 11 ?? ????? ndv t? 3） 計算齒寬 b。 mmdb td ????? 4）計算齒寬與齒高直逼 hb 。 模數(shù) mmzdm tt ??? 齒高 mmmh t ???? ??hb 5）計算載荷系數(shù)。 根據(jù) smv /? ， 8級精度，查的動載荷系數(shù) ?vK ； 直齒輪， 1?? ?? FH KK 。 由表 102查的使用系數(shù)為 1?AK ； 由表 104 用插值法查的 8 級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，??HK 。 由 ?hb ， ??HK 查得 ??FK ，故載荷系數(shù) ?????? ?? HHvA KKKKK 6）按實際的載荷系數(shù)校正算得的分度圓直徑， mmKKdd tt 3311 ???? 7）計算模數(shù) m mmzdm ??? 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度設計公式為 38 3 211 )(2FSaFadYYzKTm ??? 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）由圖 1020c查的齒輪齒條的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 500