【正文】 徑確河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 25 頁 共 40 頁 定為： mmd 486 ? 。所以軸段 5 直徑應為軸承內圈直徑 mmd 505 ? ；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。長度為綜合計算后得到的 mmL 504 ? 。 軸環(huán)寬度 ? ，取 L3=12mm。 軸段 2：為安裝齒輪部分 mmd 554 ? ，齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為 72mm， 為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬 度，取其長度 mmL 694 ? 。所以軸段 1 直徑應為軸承內圈直徑 mmd 501 ? ；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。預選軸承型號為 6310深溝球軸承。半聯(lián)軸器輪轂總長度 mmL 112? ，（ J 型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為mmL 841 ? 。聯(lián)軸器的計算轉矩為 3TKT Aca ?? ，考慮到轉矩變化很小，根據(jù)工作情況選取 ?AK ，則： mNTKT Aca ?????? 1 5 4 2 。硬度為 217255HBS 查表取 A0=112 根據(jù)公式 mmmmd 3m i n ??計算軸的最小直徑，并加大 3%以考慮鍵槽的影響。所以軸段⑤直徑應為軸承內圈直徑mmd 455 ? ；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位 ， 長度 mmL 455 ? 。 軸段 4：為安裝齒輪部分 mmd 524 ? ，齒輪的右端與軸承之間采用擋油盤定位，已知齒輪輪轂寬度為 80mm,為了使擋油盤的端面可靠地 壓緊 齒輪，此軸段應略短于 輪轂寬度 ，故取 L4=76mm。 軸段 3:齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 ? ，故取 h=6， 則軸環(huán)處直徑 d3=52mm。所以軸段①直徑應為軸承內圈直徑 mmd 451 ? ；為保證軸承的軸向定位用擋油盤定位。預選軸承型號為 6309 深溝球軸承。 1 2 3 4 5 （ 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 該軸（ 中間 軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位。硬度為 217255HBS 查表取 A0=112根據(jù)公式 mmd 3m i n ??? 計算軸的最小直徑，并加大 3%以考慮鍵槽的影響 。 直徑為 32mm，長度為 82mm。已知齒輪 輪轂 的寬度為 70mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于 輪轂 寬度，取 L4=66mm。軸環(huán)寬度 ? ，取 L5=21mm。 軸段 4：取齒輪距箱體內壁的距離 a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 21 頁 共 40 頁 確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一定距離 s,取 s=8mm， 已知滾動軸承寬度為 21mm， L=21+8+16+（ 7066） =49mm， 取其長度為 49mm。寬度 mmB 21? 。 軸段 3:為支撐軸頸，用來安裝軸承。 軸段 2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度其直徑確定為： d2=35mm。 （ 2） 確定各軸段的直徑和長度 軸段 1： 為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段 1直徑為 d1=32mm。半聯(lián)軸器的孔徑 d1=32mm，半聯(lián)軸 器長度L=82mm。 根據(jù)工作要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器， 查手冊選用 LT6型 彈性 套 柱銷聯(lián)軸器 ，其公稱轉矩為 250N 軸的結構設計 （ 1）確定軸的結構方案 該軸（輸入軸）的軸承分別從兩端裝入，由擋油盤定位，如圖 ： 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 20 頁 共 40 頁 1 2 3 4 5 6 7 軸段 1 主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應于聯(lián)軸器的孔徑相配合 ， 因此要先選擇聯(lián)軸器。 計算作用在齒輪上的力 轉矩：1161 nPT ?? 圓周力： NdTF t 31 1 ?????? 徑向力： NFF tr 1 3 020t a 1 0 520t a n ??????? 初步估算軸的直徑 選取 45號鋼作為軸的材料，調質處理。 第 六 章 各軸設計方案 一、高速軸的結構設計 求 1軸上的功率 P1=，轉速 n1=1470r/min，轉矩 T1= 四、幾何尺寸計算 （ 1）計算分度圓直徑 d1=z1m=49?= d2=z2m=209? = （ 2）計算中心距 222 222 dda 21 ????? 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 19 頁 共 40 頁 （ 3）計算齒輪寬度 b=φ dd1=1?=， 取 B2=122 B1=127mm。 ? ?? ? 015 013 2a2a21a1a1??????FSFFSFYYYYσσ 大齒輪的數(shù)值大。 （ 6）查取應力校正系數(shù) 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 18 頁 共 40 頁 由課本表 105查得 YSa1=； YSa2=。 K=KAKvKFα KFβ =1??1?= （ 5）查取齒形系數(shù)。 （ 3）計算彎曲疲勞許用應力。由 b/h=， KHβ = 1013的 KFβ =；故載荷系數(shù) K=KAKvKHα KHβ =1??1?= （ 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由課本式 (1010a)河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 17 頁 共 40 頁 得 33tt11 ??? KK （ 7）計算模數(shù) m。 1 1 51db t1d ???? φ （ 4）計算齒寬與齒高之比 hb 。 取失誤概率 1%，安全系數(shù) S=1，由課本式（ 1012）得 ? ?? ? 1lim111lim11MPSKMPSKHNHHNH??????σσσσ 計算 （ 1）試算小齒輪分度圓直徑 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 16 頁 共 40 頁 ? ?mmZTKHE4 . 2 71u1u32532d2tt1??????????????????????σφ （ 2）計算圓周速度 v。 （ 6）由課本式 1013計算應力循環(huán)次數(shù) 8h21 ?????????? ）（LN 882 ????N （ 7）由圖 1019取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=； KHN2=。 （ 4）由課本表 106查得材料的彈性影響系數(shù) MPZ E ? 。 二、按齒面接觸強度設計 確定各計算數(shù)值 （ 1）試選載荷系數(shù) Kt=. 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 15 頁 共 40 頁 （ 2）計算小齒輪傳遞的轉矩。由教材《機械設計》第八版， 表 101可選擇小齒輪的材料為 40Gr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪的材料為 45鋼（調質），硬度為240HBS，二者的材料硬度相差 40HBS。 一、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 傳動方案為直齒圓柱齒輪傳動。 齒輪的圓周速度 v s/ 147070100060 ndv 11 ?? ????? ππ 查表可知，選 7級精度是合適的。 設計計算 3 2 5 ??? ???? 對比計算結果，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受能力，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=，按接觸強度算得的分度圓直徑 d1=，算出小齒輪齒數(shù) 11 ??? 大齒輪齒數(shù) 2 ??? 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 （ 7）計算大、小齒輪的 ? ?FSFYYσ aa 并加以比較。 由課本表 105查得 YFa1=； YFa2=。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，由課本式（ 1012）得 ? ?? ? 222111MPSKMPSKFEFNFFEFNF??????σσσσ 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 13 頁 共 40 頁 （ 4）計算載荷系數(shù) K。 11 ??? 三、按齒根彎曲強度設計 由課本式（ 105）得彎曲強度的設計公式為 ? ?3 aa21d 1z2m ?????????FSF YYKTσφ 確定公式內的各計算數(shù)值 （ 1）由課本圖 1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σ FE1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限σ FE1=380MPa； （ 2）由課本圖 1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=， KFN2=。 模數(shù) 1t1t ??? 齒高 t ???? ?? （ 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=， 7級精度，由圖 108查得動載系數(shù) Kv=； 直齒輪， KHσ =KFσ =1； 河北工程大學 科信學院 機械產(chǎn)品設計任務書 第 12 頁 共 40 頁 由課本表 102查得使用系數(shù) KA=1； 由表 104用插值法查得 7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， KHβ =。 s/ 0 060 14 7 0 060 ndv 1t1 ?? ????? ππ （ 3）計算齒寬 b。 （ 8）計算接觸疲勞許用應力。 （ 5）由圖 1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸