【正文】 m k=5 mm l= 34 mm d=55 mm 聯(lián)軸器鏈接鍵： T3= N m k=4mm l= 20 mm d=40 mm 計算得： p? = 因為 p? ＜ ][ p? 所以滿足強度要求。 m k=3mm l= 26 mm d=22 mm 計算得： p? = MPa 因為 p? ＜ ][ p? 所以滿足強度要求。 球軸承ε =3 3126 )(6010 PCnLh ?=150493 h YL = 36582 ?? hL = 年 所以壽命滿足使用要求。 由機械設(shè)計手冊表 66 得 基本額定動載荷： C=22kN 軸承受到的徑向載荷： F1r =F 1NV =2565N F 2r =F 2NV =1366N 派生軸向力為： 取 e= Fd1=eFr1=949N Fd2=eFr2= 兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以 Fae=0。 ?11raFF 22raFF ＞ e 由教材表 135 得 動載荷系數(shù)： X1=1， Y1=0 X2=， Y2= 由教材表 136 取 fp= 當 量 動載荷 Ft4=3931N Fr4=1431N FNH1= FNH2= N FNV1=2565N FNV2=1366N M 3 =178795 N 中間軸壽命計算 中間軸軸承為 6007。 因為 Fae+Fd2＞ Fd1,所以左端軸承 1 被壓緊，右端軸承 2 放 松。 mm 扭矩 T3 =515880 N mm 垂 直面： 1421224211 )( )( LFLLF LFLLFtNVtNV ?? ?? 得： FNV1=2565 N FNV2=1366N 彎矩 MV =FNV1L1=168008 N mm FNV1= FNV2= M V = N mm 總彎矩 M21 .= 2121 VH MM ? =203621 N 中間 軸受力分析 及強度校核 如圖 大 齒輪受力 ： 3222 ???? dTF t = F1t = F 1r = 21 ? 3 0 0tan22 ??? ?tr FF = 小 齒輪受力 ： 70 3323 ???? dTF t = ? 0 9 6tan33 ??? ?tr FF =. 受力分析 ： 由軸的結(jié)構(gòu)圖得 ： L1= , L2=70mm , L3=52mm. 水平面： )()( )()( 212133212 322133211 LLFLFLLLF LFLLFLLLF rrNH rrNH ????? ????? 得： FNH1= FNH2= 彎矩 M 1H = 11LFNH =54393 N mm 鉛垂面：由 1121221211 )( )( LFLLF LFLLFtNVtNV ?? ?? 得 ： FNV1= FNV2= N 彎矩 MV = 11LFNV = N （ 3）由于大齒輪分度圓直徑太小，故將齒輪設(shè)置成為軸的一部分。 2作用在齒輪上的力： 大齒輪受力 ： 16 3222 ???? dTF t= ? 3 0 0tan22 ??? ?tr FF = 小齒輪受力 ： 70 3323 ???? dTF t= ? 0 9 6tan33 ??? ?tr FF =. ： 按 3220d nPA? 初步估算，選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 （ 3）軸上零件的周向定位： 半聯(lián)軸器采用平鍵連接。 3）由于齒輪分度圓直徑太小，故將齒輪設(shè)置成為軸的一部分。 （ 1）設(shè)計方案： 15 （ 2）確定軸的各段直徑和長度： 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定為要求， 12軸斷左端需制出一軸肩，故取 23斷的直徑 d32? =26mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，故 12斷的長度應(yīng)比 L1略短一些，現(xiàn)取 L21? =50mm。選擇齒輪與軸的配合為 6kH7 . 同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵7 0 m m8 m m1 2 m m ?? 1，高速軸上的功率 P1 ，轉(zhuǎn)矩 T1 和轉(zhuǎn)速 n1 ： P1 =； T1 =軸 環(huán)寬度 hb ? ，取 mmL 1065 ?? 4）軸承端蓋的總寬度為 32mm。 2）初步選擇滾動軸承。 有表 153取 110A?? ， 于是得 333303 ??? nPAd = 由軸直徑 d? 100mm，且開有一個鍵槽，故使軸徑增大 5%， 即： 取 40mm 為了使所選的軸直徑 21?d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 M, Φd =1； ZE= ； 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 3 5 9 66060 21 ??????? hjLnN = 108 8212 ??? iNN = 108； 小齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim=600MPa； 大齒輪 σHlim=550MPa； 接觸疲勞壽命系數(shù)： KHN1=, KHN2=. 取失效概率為 1﹪，安全系數(shù) S=1， a1 = B1=50mm B2=45mm 類型： 直齒圓柱齒輪 材料： 小齒輪 280 HBS 40Cr(調(diào)質(zhì) ) 大齒輪 240 HBS 45 鋼 (調(diào)質(zhì) ) 10 計算得接觸疲勞許用應(yīng)力 1 ][ 1lim11 ??? SK HNH ?? =630Mpa SK HNH 2lim22][ ?? ? = 550=616MPa (2)計算 1)小齒輪分度圓直徑 3 21 )616 ( ??????td= 2) 圓周速度 100060 21 ? ????? ??? nd t =3) 齒寬 ?? tddb 1? 1 = 模數(shù) ?? zdm tt= mm 齒高 h= mt= = mm 寬高比 ?hb 4)載荷系數(shù)。 (2)設(shè)計計算 3 21 ?? ???m = 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的 m 大于由齒根彎曲疲勞強度 的 計算 值 ，而齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，取 m1=，已可滿足彎曲強度。 6)由教材公式 1013 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) (設(shè)每年工作 356 天 ) ?? hjLnN 11 60 60 960 1 356 2 8 8= 109 9112 ??? iNN = 108 7)由教材圖 1019 取接觸疲勞壽命系數(shù) K ?1HN K ?2HN 8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1﹪，安全系數(shù) S=1,則 [σH ]1 = SKHN 1lim1? =540MPa [σH ]2 = SKHN 2lim2? = (2)計算 1)試算小齒輪分度圓直徑 d1t，由計算公式得 3 21 )540 ( ??????td = 2)計算圓周速度 100060 11 ? ????? ?? ndv t = m/s 3)計算齒寬 b tddb 1?? =1 = 4)計算齒寬 與齒高比 b/h 模數(shù)： ?? Zdm tt= 齒高： ?? tmh = [σH ] 1 =5