PC轧机换辊小车设计 - 图文(6)

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v??d1tn160?1000???181.82?15.7760?1000?0.15m/s

(3)计算齿宽b及模数mnt

b??dd1t?1?181.82?181.82mm； mnt?d1tcos?181.82?cos12???9.9mm； z18h?2.25mn1?2.25?9.9?22.23mm

b?181.82?8.18； h22.23(4)计算纵向纵向重合度??

???0.318?dz1tan??0.318?1?21?tan12??1.419；

(5)计算载荷系数K

查文献[1]表10-2得，使用系数KA?1.50； 根据v?9.13m ，8级精度；动载系数kV?1.10；

sKHB的计算公式

2KHB?1.11?0.18?d?0.15?10?3b

?1.11?0.18?12?0.15?10?3?145.39?1.31

由b?9.55 ，KHB?1.31，查文献[1]图10-13得kFB?1.26；KHa?KFa?1.1。

h故载荷系数K:

K?KAKvKHaKH??1.5?1.06?1.1?1.31?2.29

(6)按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径d1

d1?d1t3K(7)计算模数mn

?181.82?32.29?204.90mm Kt1.6mn?d1cos?204.90?cos12???11.13mm z118 第20页

4.3.3按齿根弯曲强度设计

2KT1Y?cos2?YFaYSa? ??F??dz12?a mn?3(1)计算载荷系数

K?KAKVKFaKF??1.5?1.06?1.1?1.26?2.20

(2)根据纵向重合度???1.419，螺旋角影响系数Y??0.88； (3)计算当量齿数： Zv1?Z118??19.15 cos3?cos312? Zv2?Z239.6??42.13 33cos?cos12?(4)查取齿形系数：查文献[1]表10-5得YFa1?2.69，YFa2?2.18； (5)查取应力校正系数:查文献[1]表10-5得YSa1?1.57，YSa2?1.79； (6)小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?620MPa；

大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?430MPa； 弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.84；KFN2?0.88；

(7)计算弯曲疲劳许用应力，取实效概率为1%，弯曲疲劳安全系数S?1.25：

??F1??KFN1?FE10.84?620??416.64 S1.25?0.88?430?302.72

1.25??F2??KFN2?FE2S(8)计算大小齿轮的

YFaYSa??F?并加以比较

YFa1YSa1??F1??2.69?1.57?0.01014416.642.18?1.79 ?0.0128 9302.72

YFa2YSa2??F2??大齿轮的数值大。

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2.设计计算

mn?32KT1Y?cos2?YFaYSa? ??F??dz12?a4322?1.6?1.67?10?10?0.88?cos12??3?0.01289?10.3mm1?182?1.65

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn?12㎜，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1?204.90mm，来计算应有的齿数。于是由

z1?d1cos?204.90?cos12???16.7 mn12取z1?18，z2??z1?2.2?18?39.6?40 4.3.4. 几何尺寸计算 1.计算中心距

a?圆整中心距为355mm。

2.按圆整后的中心距修正螺旋角

??atccos?z1?z2?mn2cos???18?40??12?355.1mm

2cos12??z1?z2?mn2a?arccos?18?40??12?11?23'42''

2?355因?值改变不多，故参数?a、K?、ZH等不必修正。 3.计算大、小齿轮的分度圆直径

d1?z1mn18?12??220.4mm cos?cos11?23'42''z2mn40?12??489.8mm '''cos?cos11?2342d2? 第22页

4.计算齿轮宽度

b??dd1?1?220.4.?220.4mm

圆整后取B2?220mm，B1?225mm。

4.4 轴的设计及其校核

4.4.1 选择轴的材料并确定其机械性能

由于减速器的输出轴的受力较大，并要求限制其尺寸与重量，需提高其耐磨性，以及处于短时或断续下工作，所以采用45#钢，为提高其强度(尤其是疲劳强度)和耐磨性，对其需要进行调质处理。

机械性能由[6]表15-1查得：

?B?640MPa ?S?355MPa

??1?275MPa ??1?155MPa

关系式：??1?0.27??B??S?MPa，??1?0.15??B??S?MPa按四舍五入原则圆整。

4.4.2 轴上的功率P4,转速n4和转矩T4见(3.4.3) 4.4.3 求作用在齿轮上的力

因已知齿轮的分度圆的直径为 ：

d2?489.8mm

圆周力：

2T42?32393?103Ft???132270N

d2489.8径向力 ：

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Fr?轴向力:

Fr?tan?132270?tan20N??240700N '\tan?tan112342 Fa?Ft?tan??132270?tan1123\42'?26670N 圆周力Ft,径向力Fr, 轴向力Fa的方向如图4-2a所示 4.4.4 初步确定轴的最小直径

先按[6]表15-2初步估算轴的最小直径。根据[6]表15-3，因该轴转速低且单向旋转，故取小值，取A=103，于是得：

dmin?A03p424.32?1033mm?200mm (4.16) n47.17考虑轴上花键槽，轴径应增大10～15％，取d = 230mm。 4.4.5 轴的结构设计

1．确定轴径

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

取轴颈处的直径为230mm，其余各直径均按5-10mm放大，各轴段配合选择如下：

与齿轮配合的轴端处为H9/h9 与滚动轴承配合处为H9/f9 齿轮的轴向固定采用轴肩固定