【正文】 ]= ZNZxσ Hlim2SH =11 =552 3．根據(jù)設(shè)計準則，按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 齒面接觸疲勞強度公式為 d1≥ √2KT1φ^ μ:1μ ( ZE ZHZε[σ H] )23 Z1=24 Z2=96 σ Hlim1=720 Mpa σ Hlim2=580 Mpa N1= 108 N2=1108 ZN1=1 ZN2=1 Zx=Zx=1 SH= [σ H1] =686 Mpa [σ H2] =552 Mpa 機械設(shè)計課程設(shè)計 10 / 33 εα = ? ( 1Z1+ 1Z2) = 確定上式的各計算數(shù)值如下 （ 1）選取載荷系數(shù) Kt= （ 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=106p1n1 = 106103180 = （ 3）確定齒寬系數(shù) φd，由表 76 選取齒寬系數(shù) φd= （ 4）確定材料的彈性影響系數(shù) ZE， ZE= （ 5）確定節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH，由圖 714 得 ZH= （ 6）確定重合度系數(shù) Zε，由式（ 79）計算重合度系數(shù)為 由式（ 78）計算重合度系數(shù) Zε=√(4。 m Zε= d1t=70 mm KA=1 V= m/s KV= b= 56 Kα= KHβ== 機械設(shè)計課程設(shè)計 11 / 33 KHβ=++ 10。 6． 齒輪其他主要尺寸計算 分度圓直徑 d1=m Z1=238 = 76 mm d2=m Z2=2152 = 304 mm 齒頂圓直徑 da1= d1+2ha=76+2 2 = 80 mm da2= d2+2ha=304+22 = 308 mm 齒根圓直徑 df1=d12hf=7623 = 70 mm df2=d22 hf=3042 3 = 298 mm 中心距 a=^1: ^22 =76:3042 =190 mm 齒寬 b2=φdd1=61 mm b1= b2+8=69 mm 7． 確定齒輪結(jié)構(gòu)形式和其他結(jié)構(gòu)尺寸，并繪制齒輪零件工作圖。 m,大圓柱齒輪的直徑為 304 mm，齒寬為 61mm。 m,查《機械設(shè)計課程設(shè)計》 P298， 取 HL4 彈性柱銷聯(lián)軸器，額定扭矩為1250N 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=84 故取 LⅠ Ⅱ =82mm， 3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （ 1）擬定軸的裝配方案如下圖： 機械設(shè)計課程設(shè)計 14 / 33 （ 2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位 1）為了定位半聯(lián)軸器， 12 軸右端有一軸肩，取 dⅡ Ⅲ=50mm, 軸承端蓋總寬度為 20mm，由于裝拆及添加潤滑油的要求，軸承端蓋與外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離 l=40mm，故 LⅡ Ⅲ =29+40=60mm擋圈直徑 D=65mm 2）選取軸承型號： 深溝球 軸承 6311 型號， d? D? T=55mm?120mm? 29mm所以取 dⅢ Ⅳ =dⅦ Ⅷ =55 mm 3）根據(jù)軸承采用軸肩定位，軸肩高度 h=5mm,選 dⅣ Ⅴ =60 mm 4）齒輪與右軸承間采用套筒定位，套筒直徑為 65mm, 齒輪的輪轂寬度 ( ~ )hsld? 故取 hl 為 48mm, 軸肩h,取 h=5mm,軸環(huán)處處的直經(jīng) dⅤ Ⅵ =65mm,LⅤ Ⅵ ,取 LⅤ Ⅵ =7mm, 5)取箱體 —— 小圓錐齒輪的中心線為對稱軸， LⅣ Ⅴ =57mm LⅦ Ⅷ =29+10=39 mm 6)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=16mm，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離 c=20mm（參見圖 1221）。應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=8mm（參見圖 1221），已知深溝球軸承寬度 B=29mm,大錐齒輪輪彀長 L=30mm 則 LⅢ Ⅳ =B+S+a+(6157)=57 mm LⅥ Ⅶ =L+a+c+sLⅤ Ⅵ =67 mm 至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位獨 采 用 平 鍵 連 接 。 由前面的軸的計算知： （ 1） ? 45 的軸段與聯(lián)軸器相連 對于 k6，根據(jù)查表 34 得：下偏差 ei=0 查表 3 2標準公差的數(shù)值查得： IT6=13m? 所以：下偏差 es=ei+IT=0+13=+13 m? =+ （ 2） 55? 的軸段與軸承相連選擇 m6 根據(jù)表 34得：下偏差 ei=+11 m? =+ 查表 3 2標準公差的數(shù)值查得： IT6=13m? 所以：下偏差 es=ei+IT=+11+13=+24 m? =+ （ 3） 60? 的軸段與 齒輪輪彀配合 同理可 得： 該處 的軸 的上 下偏 差為 ： +、+ （ 6） 確定軸上圓角和倒角尺寸。 mm 3）畫彎矩 扭矩 圖： 機械設(shè)計課程設(shè)計 17 / 33 載荷分布如下 : 低速軸上的載荷分布 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 0?NHF Fnv1=839 N FNv2=518 N 彎矩 M 0?NHM Mv=51179 N mm 扭矩 T T=566630 N由計算公式得， ? ?221 ?? ?? IIcaMTW 式中： ?ca — C 截面的計算應(yīng)力 （ MPa) ? — 折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，故根 據(jù)文獻 1中 P290 應(yīng)取折合系數(shù) ?? W — 抗彎截面系數(shù)（ mm3），根據(jù)文獻 8中 P142 知： 3VIV3 NW ???? ?π σca = √M12:αTⅡ2W =√511792:566630221600 = 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻 1 表 121查得： MPa180][ 1 ??? ，因此 1[]????ca ，故安全。截面 A， II， III， B 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕地確定的，所以截面 A， II， III， B 處均將無須校核。截面 V 的應(yīng)力集中的影響和截面 IV 的相近，但截面 V 不受扭矩作用，同時軸頸也較大，故不 必作強度校核。截面VI和 VII 顯然更不必校核。 （ 2） 截面 IV 左側(cè)， 由公式知： 抗彎截面系數(shù) 333 1 6 6 8 . 1 d W mm???? 抗扭截面系數(shù) 33 3 3 2 7 mmdW t ???? 截面 IV左側(cè)的彎矩 M為： M= Mv 612461 = 51179 61。 mm 機械設(shè)計課程設(shè)計 19 / 33 截面 IV左側(cè)的扭矩 M為： T3=566630 N由表 121查得： M P aTM P aM P aB 155,270,640 11 ??? ???? 截面上由于軸肩而形成的有效應(yīng)力集中系數(shù) ?? KK及 ，由機械設(shè)計手冊查取。, ?? ?? KK 查得尺寸系數(shù) 。 軸按車削加工，查得表面質(zhì)系數(shù)為 ,?? ?? ?? 軸未經(jīng)表妹強化處理，即 1?q? ，則按式 219得綜合影響系數(shù)為 )( ???? ?? ? ?? KK D )( ???? ?? ??? KK D 又由機械設(shè)計手冊查得應(yīng)力折合系數(shù) , ?? ?? ?? 于是，計算安全系數(shù) caS ，按式（ 126)(128)則得 ? ?? ?2/15523270221122?????????????????????????SSSSSSKSKScamaDmaD?????????????????? 故可知安全。2461 = 51179 61。 mm σB = 3104321600= Mpa 扭矩 3T 及扭矩切應(yīng)力為 T3=566630 N 軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為 ?? ?? ?? ；尺寸系數(shù)??? ；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) ??? 。本題因無大的瞬間時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 軸的最小直徑 根據(jù)資料可初步估算軸的最小直徑， 3min 0? IIPdAn 式中： 0A — 最小直徑系數(shù)，由表 123按 45鋼查得 0 112?A 2P — 中間軸的功率（ KW），由表 36可知： P2= KW 機械設(shè)計課程設(shè)計 21 / 33 2n — 中間軸的轉(zhuǎn)速（ r/min），由表 36可知： n2=180 r/min 因此： dmin=A0√P2n23 =112 √ = mm 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上零件的裝配方案 中間軸的裝配方案如下圖 所示： 中間軸的結(jié)構(gòu)與裝配 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①輸出軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處軸的直徑 ?IId和 ?VVId 。由表 131 中參照工作要求并根據(jù)dmin=，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30306，其基本尺寸資料如上表 所示