【正文】 安全2. 中間軸的設計與計算 （ 1）列出軸上的功率、轉速和轉矩 n2 = min267r wP ? ? NmT ? （ 2）求作用在齒輪上的力 因已知 高 速級大齒輪的分度圓直徑為 2d = 39。 （ 8） 求軸上的載荷 設計計算及說明 （第 14 頁） 結果 首先根據軸的結構圖做出軸的計算草圖，在確定軸承 7206AC 的支點位置 時，從中查取a 值 ，由 手冊 可知 a= 。 （ 6） 軸上零件的軸向定位 皮帶與軸的軸向定位采用平鍵連接，按 mmd 2078? 查得平鍵截面 b h=6 6，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 32，為了保證良好的對中性，故選擇皮帶與軸的配合 為 H7/k6；滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 軸承端蓋的總寬度為 40mm，（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。 34 段齒輪分度圓直徑過小，可做成齒輪軸的形式，因此 34l =B1=64mm，為了 防止 齒輪軸兩端直徑突變，應力集中，需在齒輪兩端制作出半徑 R=3 的過度圓角，取 23l =8mm，又軸承離內壁距離為 10，齒輪離內壁距離為 16mm，則 12l =16+10+168=34mm。因軸承同時受有徑向力和 軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸的端面上，故 12 段的長度就比帶輪長稍短一些，現取 78l =38m。由《課程設計》表 91 得，帶輪的槽型為 A 型槽，孔徑為 20mm，帶輪長 40m，所以 mmd 2078? ＝78l 40mm 為滿足帶輪的軸向定位要求， 78 左端需制出一軸肩，故取 mmd 2667? 。由《機械設計》表 153，取 0A =100，則 mmnPAd 33 330m i n ???? （ 4）擬定軸上零件的裝配方案 1 2 3 4 5 6 7 8 （ 5）根據軸的軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 輸入軸的最小直徑顯然是安裝帶輪的直徑 78d 處，如上圖所示。39。39。??? ?d4d = 3B =90mm mmB 854 ? 設計計算及說明 （第 12 頁） 結果 六、軸的 設計與計算 1. 高速軸的設計與計算 （ 1）列出軸上的功率、轉速和轉矩 n1=min9673290010 rin ?? wPP ?? v01 ????? 帶 NmnPT 111 ?? （ 2） 求作用在齒輪上的力 因已知 高 速級 小 齒輪的分度圓直徑為 1d = 39。 C. 計算大、小齒輪的分度圓直徑 s33 ?? ?nmZd mm 同理 4d = D. 計算齒輪寬度 b= 3dd? = 圓整后取 mmB 854 ? 3B =90mm （ 7） 速齒輪組的結構設計 A. 齒根圓直徑為 ???? nnaf mChdd )(2 **33 mmd f ? B. 齒頂圓直徑為 mmmhdd nana 0 *33 ??? mmd a ? 小齒輪齒頂圓直徑小于 160mm ，故以選用實心式結構為宜；大齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故選用腹板式機構為宜。于是有nmdZ ?cos33 ? = 取 3Z =33 則 4Z =u 3Z =92 （ 6）幾何尺寸計算 A. 計算中心距 a= cos2 )( 43 ?? ? nmZZmm 圓整為 161mm B. 按圓整后的中心距修正螺旋角 39。 所以 載荷系數 K = AK vK HaK ?HK = 按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑 mmKKddtt 9 8 ?? F. 計算模數 mmZdm n os33 ?? ? 圓整為 3mm （ 4）按齒根彎曲強度設計 3 23 22 ][cos2 Fad SaFan Z YYYKTm ??? ??? 確定計算參數 A. 計算載荷系數 K = AK vK FaK ?FK = B. 由縱向重合度 ?? =，查《機械設計》圖 1028 得螺 旋角影響系數 ?Y = C. 計算當量齒數 cos 233 ?? ?ZZ v 同理 4vZ = D. 查取齒形系數 由《機械設計》表 105 查得齒形系數 ?FaY ； ?FaY 應力 校正系數 ?SaY ； 4SaY = 由 《 機 械 設 計 》 圖 1020C 查 得 小 齒 輪 的 彎 曲 疲 勞 強 度 極 限MPaFE 5003 ?? MPaFE 3804 ?? E. 由圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數 ?FNK ； ?FNK F. 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 S=；則 M P aSK FEFNF 03][ 333 ?? ??；同理 4][ F? = G. 計算大、小齒輪的][ FSaFaYY?，并加以比較 333 ][FSaFaYY? = 444 ][FSaFaYY? = 大齒輪的數值大 ?? = K= d3= K= ?Y = 設計計算及說明 （第 11 頁） 結果 （ 5）設計計算 3 2322][c o s2 Fad SaFan Z YYYKTm ??? ???= 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 nm 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取 nm =，已可滿足彎曲強度。 D. 初選小齒輪齒數 3Z =24，大齒輪齒數為 4Z = 3Z =67。??? ?d 2d = 1B =64mm mmB 592 ? 設計計算及說明 （第 9 頁） 結果 低速 級齒輪組的設計與強度校核 （ 1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 A. 如傳動方案圖所示， 選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩(wěn)性； B. 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 8 級精度（ GB10095— 88）； C. 材料選擇。 C. 計算大、小齒輪的分度圓直徑 7 2 0 3 4 o s 228c o s11 ???? onmZd ?mm 同理 2d = D. 計算齒輪寬度 b= 1dd? = 圓整后取 mmB 592 ? 1B =64mm （ 7）高速齒輪組的結構設計 A、齒根圓直徑為： mmmChdd nnaf )(2 **11 ????????? ）（ mmd f ? B、 齒頂圓直徑為 mmmhdd nana *11 ??????? mmd a ? 小齒輪齒頂圓直徑小于 160mm ，故以選用實心式結構為宜；大齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于 500mm，故選用腹板式機構為宜。于是有nmdZ ?cos11 ? = 取 1Z =28 則 2Z =u 1Z = 取 2Z =102 （ 6）幾何尺寸計算 A. 計算中心距 mmmZZaon o s2 2)10228(c o s2 )( 21 ?? ????? ? 圓整為 134mm B. 按圓整后的中心距修正螺旋角 39。 E. 初選螺旋角β = ?14 （ 2）按齒面接觸強度設計 3 211 )][(12 H EHad tt ZZuuTKd ??? ?? 確定公式內的數值 試選 tK = 由圖 10— 30 選取區(qū)域系數 HZ = 由圖 10— 26 查得 1a? = 2a? = 所以 a? = 1a? + 2a? = 外嚙合齒輪傳動的齒寬系數 查《機械設計》表 107 選取 d? =1 查《機械設計》表 10— 6 得材料的彈性影響系數 EZ = 21MPa 由《機械設計》圖 10— 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 1limH? =600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 2limH? =550MPa 由式 10— 13 計算應力循環(huán)次數 1N =60 n1j hL =60 967 1（ 2 8 365 8）＝ 910 2N = 910 /= 910 由圖 10— 19 查得接觸疲勞壽命系數 1HNK = 2HNK = 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數為 S=1 ，則 1][ H? = 1HNK 1limH? /S=540Mpa 2][ H? = 2HNK 2limH? /S= 所以 ][ H? =（ 540+） /2= （ 3）計算 A、由小齒輪分度圓直徑 3 211 )][()1(2 H EHadtt ZZuuTKd ??? ??=3 23 ?????? ???? ???= HZ = a? = d? =1 EZ = ][H? = ?td1 設計計算及說明 （第 7 頁） 結果 B、 計算圓周速度 v= smnd t /100 060 060 11 ?? ???? ?? C、 計算齒寬 b 及模數 ntm b= d? td1 = ntm = mmZd ot 14c o o s11 ???? h= ntm = = b/h=D、 計算縱向重合度 ?? ?? = d? 1Z tanβ = 1 20 tan o14 = E、 計算載荷系數 K 已知使用系數 AK =1（表 102），根據 v=， 8 級精度，由《機械設計》圖 108 查得動載系數 vK =； 8 級精度，非對稱分布的軟齒面，由表 104 查得 ??HK ，由 b/h=, ??HK ,查圖 1013 得 ??FK ；查表 103 得 ?? FaHa KK 所以 載荷系數 K = AK vK HaK ?HK =1 = F、 按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑 mmKKddtt 3311 ???? G、 計算模數 mmZdm n 14c o o s11 ???? ?? （ 4）按齒 根彎曲強度設計 3 2121][c o s2 Fad SaFan Z YYYKTm ??? ??? 確定計算參數 A. 計算載荷系數 K = AK vK FaK ?FK =1 ＝ B. 由縱向重合度 ?? =，查圖 1028 得螺旋角影響系數 ?Y =