【正文】 13176。小齒輪的參數(shù)如下分度圓直徑 式276 式277中心距 式278齒頂高 式279齒根高 式280齒全高 式281齒頂圓直徑 式282 式283齒根圓直徑 式284 式285基圓直徑 式286 式287齒寬 式288 式289齒距 式290齒厚 式291齒槽寬 式292基圓齒距 式293法向齒距 式294頂隙 式295齒根接觸疲勞強度驗算重合度系數(shù) 式296齒間載荷分布系數(shù) 式297齒向載荷分布系數(shù) 式298由機械設計手冊圖1214載荷系數(shù)K 式299齒形系數(shù) 應力修正系數(shù) 彎曲疲勞極限 彎曲最小安全系數(shù)彎曲系數(shù)壽命 尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 式2100 式2101驗算 式2102 式2103根據(jù)以上分析傳動在允許的時間之內有效沒發(fā)生過載故所選齒輪滿足要求齒輪傳動的設計材料的選擇應傳動尺寸和批量較小小齒輪設計成齒輪軸選擇40Cr調質處理硬度為 280HB 大齒為45鋼調質處理硬度240HB傳動比暫取齒輪傳動的計算轉矩 式2104齒寬系數(shù)由機械手冊查表得取接觸疲勞極限由機械手冊查表得初步計算的許用接觸應力 式2105 式2106的值由機械手冊查表得初步計算小齒輪分度圓直徑 式2107 取 初步取齒寬 式2108 校核計算圓周速度 式2109精度等級 選8級計算齒數(shù)和模數(shù)初選 則 式2110整合為93模數(shù) 式2111則由機械手冊查表得為標準模數(shù)使用系數(shù)查機械設計手冊表129動載系數(shù)查機械設計手冊表129齒間載荷分配系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù) 載荷系數(shù)K 式2106彈性系數(shù) 節(jié)點區(qū)域系數(shù)接觸最小安全系數(shù)總工作時間 式2107應力循環(huán)系數(shù) 式2108 式2109接觸壽命系數(shù) 查表許用接觸應力 式2110 式2111驗算 式2112 計算結果表明接觸疲勞強度較為合適齒輪尺寸無需調整否則尺寸調整后還需再進行驗算確定齒輪主要尺寸由于采用正常標準齒輪所以齒頂高系數(shù)取為1頂隙系數(shù)取為025 分度圓壓力角度數(shù)為標準值 20176。小齒輪的參數(shù)如下分度圓直徑 式2113 式2114中心距 式2115齒頂高 式2116齒根高 式2117齒全高 式2118齒頂圓直徑 式2119 式2120齒根圓直徑 式2121 式2122基圓直徑 式2123 式2124齒寬齒距 式2125齒厚齒槽寬基圓齒距 式2126法向齒距頂隙 式2127齒根接觸疲勞強度驗算重合度系數(shù) 式2128 齒間載荷分布系數(shù) 式2129齒向載荷分布系數(shù) 式2130由機械設計手冊圖1214載荷系數(shù)K 式2131齒形系數(shù) 應力修正系數(shù) 彎曲疲勞極限 彎曲最小安全系數(shù)彎曲系數(shù)壽命 尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 式2132 式2133驗算 式2134 式2135根據(jù)以上分析傳動在允許的時間之內有效沒發(fā)生過載故所選齒輪滿足要求核軸的最小直徑按公式可確定各軸的基本尺寸可確定低速級和中間軸為齒輪軸最小軸徑分別為高速軸最小軸徑在此對中間齒輪軸進行校核齒輪軸材料選擇在二級齒輪減速器傳動中減速器的軸采用45鋼調質處理由機械手冊查表得已知中間軸的 輸出功率為5072Kw轉速為3789 rmin齒輪軸受力計算分析圖24間齒輪軸的力轉矩圖作用力的計算 式2136齒輪的圓周力 式2137齒輪的徑向力 式2138齒輪的圓周力 式2139齒輪的徑向力 式2140水平面支承反力及彎矩見圖 式2141 式2142彎矩見圖 式2143 式2144 式2145 式2146垂直面支承反力及彎矩見圖支反力見圖 式2147 式2148 彎矩計算見圖 式2149 式2150合成彎矩見圖 式2151 式2152 式2153 式2154應力校核系數(shù) 式2155當量轉矩 式2156當量彎矩在大齒輪軸勁中間截面處 式2157 在右軸勁中間截面處 式2158校核軸頸 式2159 式2160經校核較合適無需調整其他軸按同樣方法校核擇鍵的類型及尺寸齒輪傳動要求齒輪與軸的對中性好故在此我選用A型平鍵根據(jù)軸徑由表查得可選用鍵高因輪轂長度為故取標準長度為擠壓強度由靜連接的擠壓強度條件為 式2161其中 式2162 式2163 式2164由表查得輕微沖擊載荷的許用應力所以擠壓強調足夠確定鍵槽尺寸由普通平鍵標準查得軸槽深轂槽深其余各鍵按同樣方法校核選擇選擇因素在許多場合軸承的內孔尺寸已經由機器或裝置的結構具體所限定不論工作壽命靜負荷安全系數(shù)和經濟性是否都達到要求在最終選定軸承其余尺寸和結構形式之前都必須經過尺寸演算該演算包括將軸承實際載荷跟其載荷能力進行比較滾動軸承的靜負荷是指軸承加載后是靜止的或旋轉速度非常低在這種情況下演算滾道和滾動體過量塑性變形的安全系數(shù)大部分軸承受動負荷內外圈做相對運動尺寸演算校核滾道和滾動體早期疲勞損壞安全系數(shù)只有在特殊情況時才根據(jù)DIN ISO 281對實際可達到的工作壽命做名義壽命演算對注重經濟性能的設計來說要盡可能充分的利用軸承的承載能力要想越充分的利用軸承那么對軸承尺寸選用的演算精確性就越重要靜負荷軸承 計算靜負荷安全系數(shù)Fs有助于確定所選軸承是否具有足夠的額定靜負荷 FS COPO 其中FS靜負荷安全系數(shù)CO額定靜負荷[KN]PO當量靜負荷[KN] 靜負荷安全系數(shù)FS是防止?jié)L動零件接觸區(qū)出現(xiàn)永久性變形的安全系數(shù)對于必須平穩(wěn)運轉噪音特低的軸承就要求FS的數(shù)值高只要求中等運轉噪聲的場合可選用小一些的FS一般推薦采用下列數(shù)值 FS 1525適用于低噪音等級 FS 1015適用于常規(guī)噪音等級 FS 0710適用于中等噪音等級額定靜負荷在滾動體和滾道接觸區(qū)域的中心產生的理論壓強為 4600 NMM2 自調心球軸承 4200 NMM2 其它類型球軸承 4000 NMM2 所有滾子軸承在額定靜負荷CO的作用下在滾動體和滾道接觸區(qū)的最大承載部位所產生的總塑性變形量約為滾動體直徑的萬分之一當量靜負荷PO[KN]是一個理論值對向心軸承而言是徑向力對推力軸承來講是軸向和向心力PO在滾動體和滾道的最大承載接觸區(qū)域中心所產生的應力與實際負荷組合所產生得應力相同PO XOF r Ys Fa[KN] 其中PO 當量靜負荷Fr徑向負荷Fa軸向負荷單位都是千牛頓XO徑向系數(shù)YO軸向系數(shù)動負荷軸承 DIN ISO 281所規(guī)定的動負荷軸承計算標準方法的基礎是材料疲勞失效壽命計算公式為 L10 L CP P 其中L10 L 名義額定壽命C 額定動負荷 [KN] P 當量動負荷 [KN] P 壽命指數(shù) L10是以100萬轉為單位的名義額定壽命C 額定動負荷 [KN] P 壽命指數(shù) L10是以100萬轉為單位的名義額定壽命對于一大組相同型號的軸承來說其中90應該達到或者超過該值額定動負荷C [KN]在每一類軸承的參數(shù)表中都可以找到 P XFrYFa 其中P當量動負荷Fr徑向負荷Fa軸向負荷單位都是千牛頓X徑向系數(shù)Y軸向系數(shù)不同類型軸承的XY值及當量動負荷計算依據(jù)可在各類軸承的表格和