【正文】 由前面軸的設(shè)計(jì)已知本處軸徑為： d4=64 由表 6— 1 選擇鍵 18 11 80 鍵的接觸長度 L=d2－ b=80－ 18=62,接觸度 h′ =h/2=11/2= 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 6— 2 查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應(yīng)力 [δ p]=120MPa δ p=2T2/d2lh′ =(2 103)/(62 64 )=＜ [δ P] 鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠 聯(lián)軸器的選擇計(jì)算 由于低速級的轉(zhuǎn)矩較大，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為。 經(jīng)校核，高、低軸的軸承均滿足要求 平鍵聯(lián)接的選用和計(jì)算 中間軸與齒輪Ⅰ的鍵聯(lián)接運(yùn)用及計(jì)算。 軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為： 8 300 16=38400h 軸承實(shí)際壽命 Lh10=16670/n2(Cr/PrⅡ )ε =16670/(59800/7371)3 =128554h＞ 38400 具有足夠使用壽命。 軸承內(nèi)作軸向力 SⅠ =е FrⅠ = 5512=2039N SⅡ = FrⅡ = 6500=2405N 因 FA+SⅠ =1009+2039=3048＞ 2405=SⅡ 軸承Ⅱ被壓緊，為緊端，故 FaⅠ =SⅠ =2039N FaⅡ =FA+SⅠ =3048N 計(jì)算當(dāng)量功負(fù)荷。 1)、徑向負(fù)荷 由中間軸的校核計(jì)算過程可知 繞支點(diǎn) B 的力矩和 Σ MBZ=0，得 RAZ=[Fr2(88+72)+Fa2 d2/2+Fa3 d3/2－ Fr3 72]? 217 =(1342 160+917 +1926 2959) ? 217 =833N 同理： Σ MAZ=0 ,得 RBZ=[Fr3(57+88)+Fa3 d3/2+Fa2 d2/2－ Fr2 57] ? 217 =(2959 165+917 +1926 57) ? 217 =2450N 同樣，由繞支點(diǎn) B 的力矩和 Σ MBy=0，得 RAY=(3571 160+7899 72)/217=5449N 由Σ MAy=0，得 RBY=（ 3571 57+7899 145） /217=6021 A處軸承 FRⅠ =(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512N B處軸承 FRⅡ =(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N 2)、軸向負(fù)荷 3)、軸承受力簡圖。 由手冊查得： 155 M Pa?1 1δ = 275MPa, τ 288 M P a?00δ = 4 5 0 M P a ,τ 2 2 7 5 4 5 0 0 . 2 3450? ??? 1 0σ02δ δΨ δ х 2 2 8 8 0 . 2 5288 ???? 1 0r0х 1802Ψ ΨΨ Ψ Ⅰ剖面的安全系數(shù)： 抗彎斷面系數(shù)： 2 33 16 6 ( 47 6) ()2 232I d bt mmdtW d?? ?? ? ??3х 47 х х х 47π 抗扭斷面系數(shù)： 32 33 4 16 6 ( 47 6) 18 65 ()16 2 2I d bt mmdtW d? ?? ? ???τ х 47 х х х 47π 彎曲應(yīng)力幅： 53 . 7 2 1 0 4 3 . 9 28 4 7 0 . 8 7Ba I MPMW a??? 左 хδ 彎曲平均應(yīng)力 0m?δ 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅： 51022 10a I M P aTW ??? τ хх 平均切應(yīng)力： 10ma a MP a??τ τ 鍵槽所引起的有效應(yīng)力集中系數(shù) 1, ??τδ 蘭州交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 33 再由手冊查得，表面狀態(tài)系數(shù)β =，尺寸系數(shù) 0 .8 3 .?rδε = ,ε 1 1 .3 60 .9 2 0 .8K ??δδ хβ ε 剪切配合零件的綜合影響系數(shù) ( ) ?δ ，取 ( ) ?δ 進(jìn)行計(jì)算： 1 .5 1 .9 60 .9 2 0 .8 3K ??ττ хβ ε 剪切配合零件的綜合影響系數(shù) ( ) 0 .4 0 .6 ( ) 1 .9 1DDKK? ? ?τ δ，取 ( ) ?τ 進(jìn)行計(jì)算， 由齒輪計(jì)算循環(huán)次數(shù) 10 10х ，所以取壽命系數(shù) 1NK? 1 1() 275 3 . 0 52 . 5 2 3 5 . 7 4 0ND a mKS K ? ?? ?? ?δ Ⅰ δ δ ххδδ Ψ δ 1 1 1( 6 . 6 70 . 2 5) ND a mKS K ? ??? ??τ Ⅰ τδ х х 5 х 5ττ Ψ τ 綜合安全系數(shù)： 3 . 0 4 [ ] 1 . 5C SSS S?? ?τ Ⅰδ Ⅰ22τ Iδ IS + S 所以具有足夠的強(qiáng)度。 (10)軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由表 6— 1查出鍵槽尺寸： b h=14 9(t=， r=)； 由表 6— 2查出鍵長： L=45； Mcz 右Mcz 左Ft2 Ft3Rb3McyMdyMc 右Md 左Md 右TaT（e)(d)(c)B C DAMdz 左 Mdz 右Mc 左 (11)中間軸的精確校核： 式輸送 機(jī)傳動裝置的設(shè)計(jì) 32 對照軸的晚矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強(qiáng)度和應(yīng)力集中分析Ⅰ，Ⅱ， G都是危險段面，但是由于Ⅰ，Ⅱ還受到扭矩作用，再由 II斷面的彎矩要大于 I 處，所以現(xiàn)在就對 II 處進(jìn)行校核。 C 剖面： dC= (M′ C右 /[δ 1b])1/3=(422428/ 55)1/3 =＜ 45mm 強(qiáng)度足夠。 MCY=RAY 57=5449 57=283348Nmm MDY=RBy 72=6021 72433512Nmm (6) 合成彎矩 C處： MC左 =(M2CZ左 +M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640Nmm MC右 =(M2CZ右 +M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473Nmm D處： MD左 =(M2DZ左 +M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368Nmm MD右 =(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm (7) 轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。 AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm (2) 繪軸的 受力圖 (3) 計(jì)算軸上的作用力： 齒輪 2： Ft2=2T2/d2=2 103/= Fr2=Ft2 tanα n/cosβ 2= tan20o/=1342N Fα 2=Ft2 tanβ 2=3571 =917N 齒輪 3： Ft3=2T3/d3=2 103/=7899N Fr3=Ft3 tann/cosβ 3=7899 tan20o/=2959N Fα 3=Ft3 tanβ 3=7899 =1926N (4) 計(jì)算支反力 繞支點(diǎn) B的力矩和Σ MBZ=0，得 RAZ=[Fr2(88+72)+Fa2 d2/2+Fa3 d3/2－ Fr3 72]? 217 =(1342 160+917 +1926 2959) ? 217 =833N 蘭州交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 29 同理：Σ MAZ=0 ,得 RBZ=[Fr3(57+88)+Fa3 d3/2+Fa2 d2/2－ Fr2 57] ? 217 =(2959 165+917 +1926 57) ? 217 =2450N 校核：Σ Z=RAZ+Fr3－ Fr2－ RBZ =833+295913422450=0 計(jì)算無誤 同樣，由繞支點(diǎn) B的力矩和Σ MBy=0，得 RAY=(3571 160+7899 72)/217=5449N 由Σ MAy=0，得 RBY=（ 3571 57+7899 145） /217=6021 校核：Σ Z=RAY+ RBY － Ft3－ Ft2=5449+602135717899=0 計(jì)算無誤 (5) 轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖。 軸承寬度 B= ,兩齒輪端面間的距離△ 4=10mm 其余的如圖 按許用彎曲應(yīng)力校核軸。 初選滾動軸承，代號為 30208 .軸頸直徑 d1=d5=dmin=40mm. 齒輪 2 處軸頭直徑 d2=45mm 齒輪 2 定位軸角厚度。 間軸材料為 45 鋼調(diào)質(zhì)。 ＝ 計(jì)算載荷系數(shù) K 已知使用系數(shù) AK =1 已知 V＝ ， 7級齒輪精度，由表查得動載荷系數(shù) VK = 由表查得： HK? 的計(jì)算公式： 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0H d dKb ?? ? ? ? ? ? ? ? ＝ ＋ （ 1＋ ）＋ 310?? ＝ 再由 [課 ]表 10－ 3查的： FK? =, HFKK??? = 公式： A V H HK K K K K??? =1 = 再按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑： 33 33 1 .7 6 58 7 .8 6 1 .6t tKdd K ???= 計(jì)算模數(shù)： nm = 33c o s 1 42c o s 8d Z ????????? = 再按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 設(shè)計(jì)公式： ? ?23 212 c o s . FSn dFK T Y YYm Z? ??? ?? ? ? ? 確定計(jì)算參數(shù)： 計(jì)算載荷系數(shù)： 式輸送 機(jī)傳動裝置的設(shè)計(jì) 20 A V F FK K K K K??? =1 = 根據(jù)縱向重合度： ?? ＝ ，從 [課 ]圖 10－ 28查得螺旋角影響系數(shù) Y? = 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： 13 3 328c os 14c osv ZZ ?? ? ? = 24 3 384c os 14c osv ZZ ?? ? ?= 再由 [課 ]表 10－ 5查取齒形系數(shù) 1FY? =, FY?? = 查取應(yīng)力校正系數(shù) 1SY? =， 2SY? = 計(jì)算大，小齒輪的 ? ?FSFYY??? ，并加以比較： ? ?1 2 .5 0 5 1 .6 3531FSFYY?? ?? ??? = ? ?2 2 .2 1 .7 8 1532FSFYY?? ?? ??? = 小齒輪的數(shù)值大，選用小齒輪 ? ?FSFYY??? = 設(shè)計(jì)計(jì)算： ? ?23212 c o s . FSn dFK T Y YYm Z? ????? ? ? ? 523 2 1 0 0 . 8 8 0 c o s 1 4 0 . 0 0 7 6 9nm??? ? ?? ? ? ?? ? ? ? ? ? ????? ? ? ? ? ?? ? ? nm????? mm 蘭州交通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 21 對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù) nm 大于由齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m =2mm，既滿足彎曲強(qiáng)度，但為了滿足接觸疲勞強(qiáng)度需要按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算得分度圓直徑 3d = 來計(jì)算齒數(shù)： 33 cosdZ m ??= cos142 ??????? = 取 3Z ＝ 44 得 43Z iZ? ＝ 132 幾何尺寸計(jì)算： 計(jì)算中心距： 34 ( 44 13( 2) c os 14)2 c osZ Z ma mm?? ? ? ???? ?? 將中心距圓整為： 181mm 按圓整后中心距修正螺旋角： 34 ( 4 4 1 3 2 )a r c c o() s 1 3 . 5c o s 22Z Z ma r c a ?? ? ??? ? ? ??? ?? 因 ? 的值改變不大，故參數(shù) , HZ????? 等不必修正。 查表得：材料彈性影響系數(shù) ZE= 12MPa 再按齒面硬度查圖 1021 得：小齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限 lim1H? ＝ 590MPa，大齒輪得接觸疲勞強(qiáng)度極限： lim2H? ＝ 560MPa. 由計(jì)算公式： N=60ihnjL 算出循環(huán)次數(shù)： 3N ＝ 60 1（ 2 8 8 300） ＝ 910 34 NN i? =1 910 式輸送 機(jī)傳動裝置的設(shè)計(jì) 18 再由 N1,N2 查圖 1019得接觸疲勞壽命系數(shù) 1HNK =, 2HNK =. 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù) S=1,失效概率 1％。那么大齒輪齒數(shù)為 84。 Solidworks 進(jìn)行齒輪的算例分析 表 高速級大齒輪算例分析主要參數(shù) 模型參考 屬性 名稱 : AISI 1045 鋼，冷拔 模型類型 : 線性彈性同向性 默認(rèn)失敗準(zhǔn)則 : 未知 屈服