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英文文獻(xiàn)翻譯 微動(dòng)疲勞下二階裂紋拓展的力學(xué)分析 B. Yang a,*, S. Mall b a美國(guó)，F(xiàn)L 32901，墨爾本，佛羅里達(dá)理工學(xué)院，機(jī)械與航空航天工程系 b 美國(guó)，OH 45433,代頓，賴特-帕特森空軍基地，航空技術(shù)學(xué)院，飛行技術(shù)與航空系 摘要 通過(guò)實(shí)驗(yàn)觀察的啟發(fā)，我們用高效，準(zhǔn)確的邊界元法對(duì)微動(dòng)疲勞下的兩階段裂紋擴(kuò)展進(jìn)行了數(shù)值分析。首先，我們?cè)谘h(huán)載荷中的應(yīng)力場(chǎng)變化開(kāi)始分析?？紤]到摩擦接觸區(qū)是已被證明的相當(dāng)影響應(yīng)力場(chǎng)系數(shù)的多種因素。那么，假設(shè)發(fā)生裂紋萌生于剪切模量中，表面開(kāi)口裂紋引入到標(biāo)本在剪應(yīng)力幅值最高位置。裂紋尖端的應(yīng)力強(qiáng)度因子（應(yīng)力強(qiáng)度因子）適合于各種不同裂縫長(zhǎng)度和裂縫角度，大致至左右的接觸面。結(jié)果表明，對(duì)于載荷比為0.5的來(lái)說(shuō)，它的循環(huán)模式- II的應(yīng)力強(qiáng)度因子裂紋長(zhǎng)度的增加幅度減少，同時(shí)其平均值就增加。這表明，在（第一階段）剪切裂縫遲早會(huì)成為休眠狀態(tài)，或切換到另一個(gè)模式，一個(gè)可以提供裂紋繼續(xù)擴(kuò)展的模式。然后，第一階段剪切裂縫被人為得彎折成第二個(gè)階段的開(kāi)放式裂紋，接著我們就要分析后續(xù)的驅(qū)動(dòng)力。事實(shí)表明，只有當(dāng)?shù)谝浑A段的裂紋增長(zhǎng)到一定的長(zhǎng)度時(shí)才能有利于彎折的結(jié)果。因此，本研究提供了兩個(gè)階段裂紋擴(kuò)展在力學(xué)上深刻見(jiàn)解，并且頻繁觀察了在微動(dòng)疲勞下的典型的燕尾結(jié)合。同時(shí)也建議改進(jìn)實(shí)驗(yàn)裝置來(lái)定量調(diào)查燕尾結(jié)合中的微動(dòng)疲勞。 關(guān)鍵詞：邊界元法；接觸力學(xué)；裂紋開(kāi)裂；裂紋彎折；燕尾結(jié)合；斷裂力學(xué)；摩擦力;微動(dòng)疲勞 1導(dǎo)論 危險(xiǎn)應(yīng)力狀態(tài)出現(xiàn)在兩配合零件的接觸區(qū)會(huì)導(dǎo)致局部塑性變形和損壞。如果載荷是循環(huán)的，就會(huì)更加危險(xiǎn)，從而導(dǎo)致裂紋開(kāi)裂且擴(kuò)展。這種包含裂紋擴(kuò)展的損壞過(guò)程被稱為微動(dòng)疲勞。它實(shí)際上已分為兩個(gè)階段，即萌生與擴(kuò)展階段，這取決于裂紋尺寸的大小，它可以由有效的無(wú)損評(píng)估技術(shù)檢測(cè)到。起始階段包括早期裂紋擴(kuò)展到幾百微米。與此同時(shí)，傳播階段是后續(xù)的裂紋增長(zhǎng)，直至結(jié)構(gòu)破壞。在起始階段，人們發(fā)現(xiàn)裂縫發(fā)展經(jīng)常傾向于從接觸面的表面。然后，他們彎折并最終傳播到大型張力正常，并表現(xiàn)出典型的兩階段裂紋的萌生和發(fā)展模式。 為了表征微動(dòng)疲勞裂紋萌生，研究員們利用剪應(yīng)力幅值作為以壓力為基礎(chǔ)方法的關(guān)鍵參數(shù)。萊金斯等人后來(lái)通過(guò)將數(shù)值模擬與實(shí)驗(yàn)相結(jié)合發(fā)現(xiàn)圓筒上的平面和平面上的平面接觸的微動(dòng)疲勞裂紋萌生的地點(diǎn)是可以合理地解釋這個(gè)參數(shù)配置分析。此外，楊和莫應(yīng)用了裂紋模擬模型/斷裂力學(xué)的方法來(lái)研究初始驅(qū)動(dòng)力模式- I和模式- II的裂縫邊緣的接觸帶的摩擦系數(shù)來(lái)作為關(guān)鍵參數(shù)。通過(guò)與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比較，他們發(fā)現(xiàn)，微動(dòng)疲勞裂紋萌生在剪切模式了。 另一方面，在一個(gè)最初磨損的縫隙所觀察到的扭結(jié)暗示從剪切斷裂機(jī)制到開(kāi)放模式轉(zhuǎn)變。一些裂縫力學(xué)為基礎(chǔ)的方法已被用于分析微動(dòng)疲勞裂紋的萌生和發(fā)展，沒(méi)有把它們分開(kāi)，在任何一種開(kāi)放模式或沿指定路徑混合模式的條件。然而，這兩個(gè)裂解過(guò)程中的關(guān)于微動(dòng)疲勞階段參數(shù)研究尚未文獻(xiàn)報(bào)道。與此同時(shí)，一些以關(guān)鍵平面為基礎(chǔ)的方法在沒(méi)有任何斷裂力學(xué)的原理的情況下提出了一些考慮預(yù)測(cè)裂紋萌生壽命的應(yīng)力以在接觸表面裂紋萌生應(yīng)變振幅為基礎(chǔ)。這些關(guān)鍵面為基礎(chǔ)的方法可以得到改善，如果兩個(gè)階段裂紋的萌生和早期生長(zhǎng)的考慮在內(nèi)。這促使現(xiàn)有的研究。 在目前的工作，我們數(shù)學(xué)上模擬了的兩個(gè)階段的開(kāi)裂微動(dòng)疲勞的實(shí)驗(yàn)觀察指導(dǎo)的過(guò)程。首先，對(duì)應(yīng)力場(chǎng)的一個(gè)典型負(fù)荷周期的變化進(jìn)行了分析。摩擦系數(shù)在接觸帶不同的值進(jìn)行檢查，這證明它是相當(dāng)?shù)挠绊懥藨?yīng)力場(chǎng)。然后，一個(gè)表面破剪型裂紋在最高剪應(yīng)力振幅接觸區(qū)的位置被引進(jìn)了。裂紋尖端的應(yīng)力強(qiáng)度因子（SIF）有各種計(jì)算裂紋長(zhǎng)度，范圍從25到45左右的接觸面不同裂縫方位角度。它是那么扭結(jié)成手動(dòng)對(duì)最大切向應(yīng)力幅標(biāo)準(zhǔn)為基礎(chǔ)的開(kāi)放式裂紋。這個(gè)參數(shù)的研究表明，裂縫應(yīng)成為休眠狀態(tài)，或切換到一個(gè)開(kāi)放的剪切模式，扭結(jié)傳播后一定距離。這與實(shí)驗(yàn)結(jié)果一致。在塞克申，摩擦接觸，非線性問(wèn)題，制定打擊。它是通過(guò)應(yīng)用解決邊界元（BE）的方法。在第二節(jié)，在裂紋萌生前接觸區(qū)應(yīng)力場(chǎng)分析了各種微動(dòng)疲勞參數(shù)，包括裝載率和摩擦系數(shù)。在塞克申，微動(dòng)疲勞裂紋萌生和早期生長(zhǎng)兩個(gè)階段進(jìn)行了分析 2問(wèn)題公式化 在燕尾聯(lián)合設(shè)計(jì)中一個(gè)主要的擔(dān)心和憂慮，例如，用于連接燃?xì)鉁u輪發(fā)動(dòng)機(jī)的刀片和磁盤（圖1a），就是所說(shuō)的微動(dòng)疲勞。當(dāng)循環(huán)加載應(yīng)用，動(dòng)力在連接部位接觸帶之間的（刀片和磁盤）的作用在正常和切向分量有差異。這兩個(gè)組件的耦合由幾何聯(lián)合確定的方式。然而，這往往是在實(shí)驗(yàn)上用微動(dòng)測(cè)試設(shè)置來(lái)研究，也是在理論上，當(dāng)正交力分量（或正常位移分量）保持不變，而切向分力是多種多樣的（大多數(shù)情況中）。實(shí)用幾何學(xué)中的燕尾結(jié)合也已考慮到一些微動(dòng)疲勞研究。在本研究中，我們考慮到正常和切向荷載的組件是耦合配置，如圖2所示。它更貼切地描述了聯(lián)合的現(xiàn)實(shí)狀況，如圖1b和1a中的一部分所示。此外，此設(shè)置可能很容易像以前的設(shè)置一樣在實(shí)驗(yàn)室里實(shí)現(xiàn)。 圖1，（a）渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)中一個(gè)典型的燕尾榫連接一個(gè)刀片和一個(gè)圓盤； （b）在（a）中選定的局部區(qū)域 如圖2所示的設(shè)置由兩部分組成：一個(gè)標(biāo)本，和一個(gè)應(yīng)用微動(dòng)負(fù)荷通過(guò)墊試樣組件。在我們的模擬，標(biāo)本和裝載組件采取的是同樣的材料，它是各向同性和線性彈性的。這個(gè)標(biāo)本是受制于沿其底部和右側(cè)的邊界平穩(wěn)滑導(dǎo)剛性壁。裝載組件是遭受了其左邊的邊界正常的牽引，然后它沿著上邊界平穩(wěn)的滑動(dòng)到剛性壁。裝載組件最初通過(guò)一個(gè)圓柱形墊和用平頂面標(biāo)本連接，在沒(méi)有預(yù)應(yīng)力的情況下。由于裝載組件是楔形形狀，所以襯墊和試樣上表面接觸有限區(qū)域，當(dāng)R應(yīng)用時(shí)。否則它的結(jié)構(gòu)將遠(yuǎn)離牽引力。邊界條件和其他細(xì)節(jié)都顯示在圖2示意。加載方向，可能需要進(jìn)行調(diào)整負(fù)荷之間的組件和標(biāo)本的密封性，其中分別緊密代表刀片的零件和燕尾磁盤中的一個(gè)關(guān)節(jié)。 當(dāng)機(jī)構(gòu)（圖2）承受疲勞載荷，即循環(huán)R，一個(gè)裂紋可能集中在標(biāo)本的接觸表面。裂紋可能會(huì)裂開(kāi)，閉合，或者局部處于這兩者之間的循環(huán)載荷。它的密封性取決于強(qiáng)加在墊和標(biāo)本之間的封閉裂紋的相對(duì)平面。接觸面之間切向作用力是以庫(kù)侖型摩擦定律為模型的， , （1） 其中，和p分別為摩擦力切向與法向的分力，f是摩擦系數(shù)，接觸表面間單位時(shí)間內(nèi)相對(duì)位移的變化，是它的大小。牽引力的分力，和p是根據(jù)標(biāo)本來(lái)定義的。 圖2，模擬了精密配合下的微動(dòng)疲勞的一種裝置。這個(gè)鑲嵌件展示了一個(gè)圓柱墊的載荷分量 和一個(gè)裂紋可能被引發(fā)并在接觸的后緣增長(zhǎng)。它的大小由一個(gè)特定的長(zhǎng)度尺寸L決定。 因?yàn)椴牧鲜蔷哂芯€性彈性的材料（各向同性），這個(gè)相對(duì)于邊界點(diǎn)的位移可以表示成加權(quán)位移的積分和沿著邊界線與裂紋的摩擦力。它是為了交換標(biāo)本上的載荷分量，他們分別為; （2） （3） 其中分別為載荷分量和標(biāo)本的界限，是裂紋的一面，u為位移，p是摩擦力，w是裂紋裂開(kāi)的寬度，和是位移和摩擦力的各向同性彈性的基本解式。為了解決構(gòu)想在單域內(nèi)的裂紋問(wèn)題，下面的對(duì)摩擦力的分析需要應(yīng)用積分方程。 （4） 其中是和的組合導(dǎo)數(shù)，公式（1）中也有，以上的公式（2）—(4)可以建立一個(gè)有效而準(zhǔn)確的伯努利方程在數(shù)學(xué)上解決上面提到的非線性邊界值問(wèn)題。這指的是[1]適用于數(shù)值模擬技術(shù)的一般細(xì)節(jié),[2-4]適用于詳細(xì)處理摩擦接觸和裂紋的非線性問(wèn)題。因此，依靠迭代方案解決目前的非線性問(wèn)題是必要的。 3接觸應(yīng)力分析 在下面的模擬中，我們?cè)O(shè)置了加載方向b = 30_，圓柱半徑墊? = 10升，其他如圖所示的幾何參數(shù)。 2，其中L是一個(gè)長(zhǎng)度尺度來(lái)規(guī)范的所有的長(zhǎng)度尺寸。在B或在R變化的對(duì)幅度有重大影響，但對(duì)接觸區(qū)的應(yīng)力場(chǎng)特征影響不大。楊氏模量E是用來(lái)規(guī)范所有壓力維度的。Poison的比率米??被設(shè)定為0.3。我們我們采用了一種自適應(yīng)網(wǎng)格與濃度元素及周邊地區(qū)的接觸區(qū)相符合。以下解決方案受到了所有與網(wǎng)格細(xì)化收斂檢查。最后網(wǎng)就是這樣，當(dāng)網(wǎng)密度增加一倍，位移相對(duì)變化小于0.1％。 第一次模擬運(yùn)行系統(tǒng)被加載單調(diào)到R = 0.005E，然后卸載完全。在接觸區(qū)摩擦系數(shù)F = 0.3。應(yīng)力沿試樣接觸面被記錄下高峰負(fù)荷和三個(gè)中間裝卸水平。結(jié)果被繪制在三維圖3a中。在圖3a中，該系統(tǒng)是受制于高峰負(fù)荷。受切引力組件sxy變化表明，接觸區(qū)是完整的下滑狀態(tài)，也就是在總滑移條件下。正切力組件Rx是具拉伸的和集中在接觸后緣，但壓（不集中）在接觸前沿。圖3B - D顯示卸載后的應(yīng)力狀態(tài)。在卸貨過(guò)程中，壓力，即正常牽引組件Ry的跌幅。反相滑移發(fā)生在在棍子區(qū)域內(nèi)雙方的接觸邊緣。棒子區(qū)逐漸減弱至消退。正切應(yīng)力組件RX在接觸后緣（在高峰負(fù)荷時(shí)拉伸）迅速變成壓縮。然而，在接觸前沿（在高峰負(fù)荷壓縮）切向應(yīng)力分量變成緊張，呈現(xiàn)出輕微的濃度，并最終消退。這些數(shù)字顯示在裂紋萌生前載荷循環(huán)期間接觸應(yīng)力變化的特點(diǎn)的一個(gè)模擬燕尾結(jié)合的，以及準(zhǔn)確的數(shù)值解周期裝置中。 為了解摩擦的作用，另一個(gè)模擬與上述參數(shù)相同除了接觸帶中的摩擦系數(shù)更改為0.7。該系統(tǒng)單調(diào)的裝載貨物至高峰負(fù)荷，然后卸載到一半，即載荷比R = 0.5。應(yīng)力沿接觸面至最大負(fù)荷，最終卸載點(diǎn)繪制在圖4a和b中。相較于以前的情況下，較小的接觸區(qū)有較低接觸壓力Ry，較高的剪切牽引組件sxy，以及較高的切線（拉伸）應(yīng)力RX集中在接觸后緣地帶經(jīng)實(shí)驗(yàn)得出在接觸帶中有較高價(jià)值的摩擦系數(shù)f。然而，它似乎有些變化在沿接觸表面應(yīng)力分布的定性特征。 圖3,在摩擦系數(shù)的情況下,分別當(dāng)（a）（最大負(fù)載）；（b）（空載）（c）；（d）時(shí)，沿著接觸表面的應(yīng)力分量的變化情況。 圖4，當(dāng)摩擦系數(shù)的情況下，分別當(dāng)（a）（最大負(fù)載）和（b）（空載）時(shí)，沿著接觸表面的應(yīng)力分量的變化情況。 為了準(zhǔn)備兩個(gè)階段裂紋擴(kuò)展下一步分析，應(yīng)力振幅用裝載比R = 0.5來(lái)審查和摩擦系數(shù)f = 0.3和0.7。最大常應(yīng)力幅值，最大剪應(yīng)力幅，及最大剪應(yīng)力沿接觸面角度的變化幅度都分別繪制在圖5，6a和b。其最大正常應(yīng)力幅角等于最大剪應(yīng)力幅加45度角。首先，可以看出接觸后緣的經(jīng)歷著比接觸前沿更嚴(yán)重的疲勞載荷。因此，裂縫分析下一步將側(cè)重于前者。它也看到，有兩個(gè)最大正應(yīng)力振幅峰。在接觸邊緣高峰負(fù)荷存在一個(gè)更高的峰值，并在卸載（高峰負(fù)荷的一半）后的反滑帶鐘存在一個(gè)較低的。在反滑帶只有一個(gè)最大剪應(yīng)力振幅峰值。最重要的是，它表明，常最大應(yīng)力和最大剪應(yīng)力幅值都表現(xiàn)出更高規(guī)模，接觸區(qū)內(nèi)更高梯度及更高價(jià)值的摩擦系數(shù)。因此，合成應(yīng)力場(chǎng)在腐蝕疲勞期間會(huì)越來(lái)越對(duì)微動(dòng)裂紋萌生有害當(dāng)摩擦系數(shù)的規(guī)模增強(qiáng)（由于表面粗糙）。此外，最大剪應(yīng)力幅角變化約5至45從反粘滑邊界位置到高峰負(fù)荷接觸的邊緣。 圖5，當(dāng)摩擦系數(shù)和時(shí)，沿著接觸表面的最大的標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力幅值的變化情況。 圖6，（ a）摩擦系數(shù)和時(shí)，沿著接觸表面的最大的標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)力幅值的變化情況； （b）當(dāng)摩擦系數(shù)和時(shí)，沿著接觸表面的同位角的變化情況。 4裂紋分析 在一節(jié)中，我們考察了兩個(gè)階段微動(dòng)疲勞裂紋擴(kuò)展在燕尾關(guān)節(jié)樣的配置的過(guò)程，如圖2所示。摩擦系數(shù)在接觸區(qū)等于0.7和負(fù)載率等于0.5那是在上一節(jié)開(kāi)裂已經(jīng)研究過(guò)。分析裂紋，表面裂痕引入到標(biāo)本最高剪應(yīng)力幅位置，并在25?45左右的接觸面。這個(gè)角度范圍是因?yàn)轱w機(jī)，可觀的剪應(yīng)力幅已被實(shí)驗(yàn)出，如圖6所示。值得重視的剪應(yīng)力幅也已發(fā)現(xiàn)5至25角度。然而，在這個(gè)角度范圍內(nèi)，初始裂紋始終為已檢驗(yàn)的裂紋長(zhǎng)度范圍內(nèi)封閉。因此，它沒(méi)有考慮到下面的議論。初始裂紋的位置是固定在最高剪應(yīng)力幅位置，因?yàn)橥ㄟ^(guò)對(duì)初始裂紋的位置大量的模擬得出裂紋行為被認(rèn)為是敏感的位置。為了簡(jiǎn)單起見(jiàn)，裂紋表面被認(rèn)為是光滑的。裂紋表面摩擦被認(rèn)為是只能在數(shù)量上改變。裂紋尖端應(yīng)力強(qiáng)度因子在最大和最小負(fù)載的情況下可以被計(jì)算出各種裂縫長(zhǎng)度。在最低負(fù)載瞬間，裂紋全部關(guān)閉。在高峰負(fù)荷瞬間，裂紋是關(guān)閉所有的長(zhǎng)度如果25的角度。當(dāng)角大于25度，在小的裂縫長(zhǎng)度開(kāi)放，但在較長(zhǎng)的長(zhǎng)度封閉。該平均價(jià)格的變動(dòng)和循環(huán)模式—II的應(yīng)力強(qiáng)度因子沿裂紋路徑幅度被繪制在圖 7中。同時(shí)，模型 I應(yīng)力強(qiáng)度因子與裂紋長(zhǎng)度在高峰負(fù)荷變化圖被繪制于圖8中。 圖7的平均模式—II顯示應(yīng)力強(qiáng)度因子隨裂紋長(zhǎng)度增加。內(nèi)裂紋角由25至45是不敏感的范圍。另一方面，模式—II的SIF的幅度明顯變化當(dāng)角達(dá)40。當(dāng)裂紋角度大于40（小于45）的差異變得微不足道。在所有這些情況下，模式—II SIF的幅度先增加后裂紋的長(zhǎng)度減小。這意味著達(dá)到一定長(zhǎng)度后將破解，如果該進(jìn)程是只有這個(gè)參數(shù)控制?；蛘?，它會(huì)切換到開(kāi)放模式，或任何混合模式，它們可以提供持續(xù)增長(zhǎng)的支持。在圖7和8中曲線的尖銳扭結(jié)符合裂縫在高峰負(fù)荷增長(zhǎng)最初打開(kāi)能足夠增長(zhǎng)和轉(zhuǎn)變成在一個(gè)負(fù)荷周期完全封閉裂縫。圖8中清楚明白的告訴我們常態(tài)裂紋應(yīng)力強(qiáng)度因子變?yōu)榱恪ＤＪ健狪的歷史證明模式—I的幅度足以與模式—IISIF相比較。在模式轉(zhuǎn)型過(guò)程中它有可能在初始剪切裂紋擴(kuò)展提供援助。 圖7在模式II SIF下，（a）裂紋長(zhǎng)度在不同的裂紋角的平均值的變化情況； （b）裂紋長(zhǎng)度在不同的裂紋角的振幅的變化情況。 圖8，裂紋長(zhǎng)度在最大負(fù)載的情況下，不同裂紋角在模式—I SIF的變化情況。 圖9（a）在不同的一階裂紋長(zhǎng)度下的二階彎折裂紋的路徑；（b）模式—I SIF路徑上的振幅。 另一個(gè)模擬實(shí)驗(yàn)設(shè)置在當(dāng)初始剪裂縫根據(jù)最大切向應(yīng)力準(zhǔn)則被迫轉(zhuǎn)入到不同深度開(kāi)放式裂紋。然后，裂紋被允許在開(kāi)放模式增長(zhǎng)成同樣的標(biāo)準(zhǔn)。請(qǐng)注意，在振幅方面是按照SIF標(biāo)準(zhǔn)來(lái)應(yīng)用的，即沿裂縫傳播沿著模式—I SIF最大幅值和零度模擬—II SIF的幅度的方向。然而，模式- IISIF本身可能是非0度的。例如，圖9A顯示了兩階段裂縫軌跡的各種扭曲深度。第一階段裂縫傾向于在35度時(shí)。與此同時(shí)，圖9B顯示是模式二沿著裂縫的應(yīng)力強(qiáng)度因子幅度軌跡?？梢钥闯?，裂縫，在任何情況下，在接觸面的方向從73扭結(jié)。這是拉應(yīng)力幅度最大批量的方向。此外，模式- I SIF的振幅模式對(duì)扭結(jié)深度是不敏感的，它似乎是所有這些不同的扭結(jié)深度的主曲線。沿著這條主曲線，模式一SIF幅值先增加后裂紋長(zhǎng)度減小，裂紋的長(zhǎng)度。這顯示了在一個(gè)區(qū)域內(nèi)其早期裂紋增長(zhǎng)的過(guò)渡是接觸應(yīng)力占主導(dǎo)地位所在地區(qū)對(duì)他的影響削弱了。最后，它清楚地表明，彎折過(guò)程只在第一個(gè)階段剪裂縫已發(fā)展到一定的深度。以上力學(xué)中兩個(gè)階段的微動(dòng)疲勞裂紋擴(kuò)展的討論應(yīng)分析定性不變的加載方向b或墊半徑與力學(xué)，因此按照在參數(shù)方面做一些詳細(xì)的參數(shù)研究是不必要的。當(dāng)然，他們是在實(shí)際設(shè)計(jì)中是很重要的。 總之，第一階段的剪切裂縫啟動(dòng)后，經(jīng)歷了在一個(gè)遞減驅(qū)動(dòng)力下的增長(zhǎng)。在的模式-II的裂紋增長(zhǎng)的驅(qū)動(dòng)力變得無(wú)效之前，如果在過(guò)渡過(guò)程中提供足夠的驅(qū)動(dòng)力，裂紋將切換到一個(gè)開(kāi)放模式。我們現(xiàn)在研究所顯示出來(lái)的的早期的微動(dòng)疲勞的裂紋增長(zhǎng)的二階力學(xué)過(guò)程與以前所廣泛引用的以前實(shí)驗(yàn)觀察的結(jié)果是相一致的。它可能將范圍拓展到渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)上的燕尾榫上早期的微動(dòng)疲勞裂紋增長(zhǎng)，同時(shí)考慮到在配合實(shí)際幾何和載荷條件下的模型/預(yù)測(cè)。 5結(jié)語(yǔ) 我們用數(shù)值計(jì)算，分析了微動(dòng)疲勞下的二階斷裂的過(guò)程。首先,對(duì)一個(gè)鳩尾榫連接類的裝置接觸應(yīng)力場(chǎng)進(jìn)行了微動(dòng)疲勞各種參數(shù)的分析，包括疲勞載荷率和接觸區(qū)的摩擦系數(shù)。例如,在載荷比是0.5的情況下，最大切應(yīng)力振幅被證明是可以發(fā)生在滑粘邊界附近的瞬間和在最小載荷和尾緣的接觸區(qū)負(fù)荷高峰的瞬間。相應(yīng)的角度如下，相應(yīng)的飛機(jī)到達(dá)最大切應(yīng)力振幅的情況下,范圍從5度到45度的接觸表面。兩個(gè)最大的標(biāo)準(zhǔn)和最大切應(yīng)力振幅都集中在開(kāi)頭和結(jié)尾的聯(lián)系—更嚴(yán)重的邊緣在后者的位置。 然后,一個(gè)裂縫被介紹給標(biāo)本最高切應(yīng)力所在地之振幅。計(jì)算了裂紋尖端應(yīng)力場(chǎng)突變型多模光纖為各種各樣的裂紋取向角、不同的長(zhǎng)度。結(jié)果表明:突變型多模光纖振幅二期先增大后減小,隨著裂紋長(zhǎng)度,同時(shí)意味著值增加。這表明,第一期的裂縫被逮捕,或者保持較快增長(zhǎng)通過(guò)切換到開(kāi)放的模式。因此,一個(gè)初始剪切裂縫是故意氣氣在不同深度手動(dòng)。沿裂紋路徑后,一期彎折期貨振幅被證明是可以提高最初但減少以后的學(xué)習(xí)。這意味著,第一期角剪切裂縫遲早會(huì)成為休眠/被捕狀態(tài),或轉(zhuǎn)換最初模式中保證其疲勞增長(zhǎng)能持續(xù)下去。所有這些數(shù)值計(jì)算與以往的實(shí)驗(yàn)定性觀察結(jié)果非常吻合。 參考文獻(xiàn) [1] Brebbia CA, Telles JCF, Wrobel LC. Boundary element techniques: theory and applications in engineering. Springer-Verlag; 1984. [2] Chan KS, Lee YD, Davidson DL, Hudak Jr SJ. A fracture-mechanics approach to high cycle fretting fatigue based on the worst case fret concept: I. Model development. Int J Fracture 2001;112:299–330. [3] Chan KS, Davidson DL, Owen TE, Lee YD, Hudak Jr SJ. A fracture-mechanics approach to high cycle fretting fatigue based on the worst case fret concept: II. Experimental evaluation. Int J Fracture 2001;112:331–53. [4] Endo K, Goto H. Initiation and propagation of fretting-fatigue cracks. Wear 1976;38:311–24. [5] Fellows LJ, Nowell D, Hills DA. On the initiation of fretting-fatigue cracks. Wear 1997;205:120–9. [6] Giannakopoulos AE, Lindley TC, Suresh S. Aspects of equivalence between contact mechanics and fracture mechanics: theoretical connections and life-prediction methodology for fretting-fatigue. Acta Mater 1998;46:2955–68. [7] Giannakopoulos AE, Venkatesh TA, Lindley TC, Suresh S. The role of adhesion in contact fatigue. Acta Mater 1999;47:4653–64. [8] Juuma T. Torsional fretting-fatigue strength of a shrink-fitted shaft. Wear 1999;231:310–8. [9] Kondo Y, Bodai M. The fretting-fatigue limit based on local stress at the contact edge. Fatigue Fract Engng M 2001;24:791–801. [10] Lamacq V, Dubourg MC. Modeling of initial fatigue crack growth and crack branching under fretting conditions. Fatigue Fract Engng M 1999;22:535–42. [11] Lykins CD, Mall S, Jain VK. A shear stress-based parameter for fretting-fatigue crack initiation. Fatigue Fract Engng M 2001;24:461–73. [12] Lykins CD, Mall S, Jain VK. Combined experimental-numerical investigation of fretting crack initiation. Int J Fatigue 2001;23:703–11. [13] Mugadu A, Hills DA. A generalised stress intensity approach to characterising the process zone in complete fretting contacts. Int J Solids Struct 2002;39:1327–35. [14] Mutoh Y, Xu JQ. Fracture-mechanics approach to fretting fatigue and problems to be solved. Tribol Int 2003;36:99–107. [15] Nix KJ, Lindley TC. The application of fracture mechanics to fretting fatigue. Fatigue Fract Engng M 1985;8:143–60. [16] Nowell D, Hills DA. Mechanics of fretting-fatigue tests. Int J Mech Sci 1987;29:355–65. [17] Rape JA, Neu RW. Influence of contact configuration in fretting-fatigue testing. Wear 1999;225–229:1205–12. [18] Ruiz C, Boddington PHB, Chen KC. An investigation of fatigue and fretting in a dovetail joint. Exp Mech 1984;24:208–17. [19] Sato K, Fujii H, Kodama S. Crack propagation behavior in fretting fatigue. Wear 1986;107:245–62. [20] Sinclair GB, Cormier NG. Contact stresses in dovetail attachments, physical modeling. J Engng Gas Turb Power 2002;124:325–31. [21] Swalla DR, Neu RW. Influence of coefficient of friction on fretting-fatigue crack nucleation prediction. Tribol Int 2001;34:493–503. [22] Szolwinski Matthew P, Farris Thomas N. Mechanics of fretting-fatigue crack formulation. Wear 1996;198:93–107. [23] Waterhouse RB, Taylor DE. The initiation of fatigue cracks in a 0.7% carbon steel by fretting. Wear 1971;17:139–47. [24] Yang B, Ravi-Chandar K. A single-domain dual-boundary-element formulation incorporating a cohesive zone model for elastostatic cracks. Int J Fracture 1998;93:115–44. [25] Yang B, Mall S. On crack initiation mechanisms in fretting fatigue. ASME J Appl Mech 2001;68:76–80 大學(xué) 畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）任務(wù)書 論文（設(shè)計(jì)）題目： 多速輸出變速箱(A)設(shè)計(jì) 學(xué)號(hào)： 姓名： 專業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 指導(dǎo)教師： 系主任： 周友行 一、主要內(nèi)容及基本要求 設(shè)計(jì)一個(gè)有18種輸出轉(zhuǎn)速的多速輸出變速箱設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)包括傳動(dòng)部分與操縱機(jī)構(gòu)。 其主要技術(shù)指標(biāo)與要求如下： 輸入轉(zhuǎn)速：1450r/min； 輸入功率：7.5kW; 輸出轉(zhuǎn)速：30~1500r/min 要求操作簡(jiǎn)單，有效。 設(shè)計(jì)工作的主要內(nèi)容： 1、變速箱的傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)； 2、完成結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，繪制總裝配圖、部件裝配圖及零件圖的繪制。 3、進(jìn)行了強(qiáng)度校核計(jì)算，完成設(shè)計(jì)說(shuō)明書； 4、查閱了相關(guān)資料，完成3000字的英文文獻(xiàn)翻譯。 二、重點(diǎn)研究的問(wèn)題 變速箱傳動(dòng)部分與操縱機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 三、進(jìn)度安排 序號(hào) 各階段完成的內(nèi)容 完成時(shí)間 1 查閱資料、調(diào)研 第1、2周 2 方案論證、制訂設(shè)計(jì)方案 第3、4周 3 齒輪與軸設(shè)計(jì)計(jì)算及強(qiáng)度校核 第5、6、7周 4 總裝配圖、部件裝配圖及零件圖的繪制 第8、9、周 5 設(shè)計(jì)說(shuō)明書初稿 第10、11、周 6 修改，寫出第二稿 第12周 7 準(zhǔn)備答辯材料 第13、14周 8 答辯 第15周 四、應(yīng)收集的資料及主要參考文獻(xiàn) 1、濮良貴、紀(jì)名剛編，《機(jī)械設(shè)計(jì)》，高等教育出版社，2008 2、機(jī)械電子工業(yè)部編《銑工工藝學(xué)》，機(jī)械工業(yè)出版社，2009.9 3、戴曙編，《金屬切削機(jī)床》，機(jī)械工業(yè)出版社，2007.12 4、吳宗澤編，《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)（第三版）》，高等教育出版社，2007 5、第一機(jī)械工業(yè)部編，《金屬切削機(jī)床產(chǎn)品樣本 銑床 1977》機(jī)械工業(yè)出版社 1980.3 6、孫桓、陳作模、葛文杰編，《機(jī)械原理》，高等教育出版社，2006.5 多速輸出變速箱設(shè)計(jì) 大學(xué) 畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書 題 目： 多速輸出變速箱（A）設(shè)計(jì) 學(xué) 院： 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué) 號(hào)： 姓 名： 指導(dǎo)教師： 54 目 錄 摘要 9 第一章 緒論 10 一、機(jī)床傳動(dòng)系統(tǒng) 10 二、 變速箱發(fā)展趨勢(shì) 10 三、設(shè)計(jì)提要 10 第二章 方案設(shè)計(jì) 12 一、 參數(shù)的擬定 12 二、 傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 12 三、 齒輪運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的確定 12 第三章 齒輪設(shè)計(jì) 15 一、 齒輪齒數(shù)表 15 二、齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 15 三、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 51 第四章 軸的設(shè)計(jì) 52 一、 初步確定各軸的最小軸徑 52 二、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 53 三、 軸承壽命計(jì)算 54 第五章 操縱機(jī)構(gòu)的方案選擇 59 摘要 多速輸出變速箱是將一種轉(zhuǎn)速輸入，經(jīng)過(guò)變速輸出不同所需轉(zhuǎn)速的機(jī)構(gòu)。該機(jī)構(gòu)廣泛應(yīng)用于在機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)與進(jìn)給系統(tǒng)中。多速輸出變速箱的設(shè)計(jì)涉及機(jī)械原理，機(jī)械設(shè)計(jì)，機(jī)械制造等多個(gè)機(jī)械專業(yè)課程的內(nèi)容。本次設(shè)計(jì)主要完成了齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算，軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核，軸承的壽命計(jì)算箱體總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及附件設(shè)計(jì)。本次所設(shè)計(jì)的多速輸出變速箱主要用于立式銑床的主傳動(dòng)系統(tǒng)中。 關(guān)鍵詞 速輸出 變速箱 主傳動(dòng)系統(tǒng) 立式銑床 ABSTRACT Multi-speed output gearbox is a kind of mechanism make an input speed change into different speed.This mechanism used in main drive and feeding system of machine tool widely.The design of Multi-speed output gearbox related to many professional courses of Machinery，such as，Mechanical principle，Machine design，Machine manufacturing and so on.In the design of Multi-speed output gearbox,I has completed gear design,axis design and strength check,bearing life calculation and so on.The Multi-speed output gearbox designed this time mostly used in the Main drive of Vertical Milling Machine KEY WORDS Multi-speed output.Transmission.Main drive.Vertical Milling Machine  第一章 緒論 一、機(jī)床傳動(dòng)系統(tǒng) 機(jī)床的主傳動(dòng)系統(tǒng)的布局可分成集中傳動(dòng)和分離傳動(dòng)兩種類型。主傳動(dòng)系統(tǒng)的全部變速結(jié)構(gòu)和主軸組件集中裝在同一個(gè)箱體內(nèi)，稱為集中傳動(dòng)布局；傳動(dòng)件和主軸組件分別裝在兩個(gè)箱體內(nèi)，中間采用帶或鏈傳動(dòng)，稱為分離傳動(dòng)布局。 集中傳動(dòng)式布局的機(jī)床結(jié)構(gòu)緊湊，便于實(shí)現(xiàn)集中操控，且只用一個(gè)箱體，但傳動(dòng)結(jié)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)中的振動(dòng)和熱變形。當(dāng)采用背輪傳動(dòng)時(shí)，皮帶將高速直接傳給主軸，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，加工質(zhì)量好，低速時(shí)經(jīng)背輪機(jī)構(gòu)傳動(dòng)，轉(zhuǎn)矩大，適應(yīng)粗加工要求。 變速箱變速方式分為有級(jí)變速和無(wú)級(jí)變速。有級(jí)變速機(jī)構(gòu)有下列幾種： l 交換齒輪變速機(jī)構(gòu) 這種變速機(jī)構(gòu)的變速簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)緊湊，主要用于大批量生產(chǎn)的自動(dòng)或半自動(dòng)機(jī)床，專用機(jī)床及組合機(jī)床等； l 滑移齒輪變速機(jī)構(gòu) 這種變速機(jī)構(gòu)廣泛應(yīng)用于通用機(jī)床和一部分專用機(jī)床中； l 離合器變速運(yùn)動(dòng) 在離合器變速機(jī)構(gòu)中應(yīng)用較多的有牙嵌式離合器，齒輪式離合器和摩擦片式離合器。 2、 變速箱發(fā)展趨勢(shì) 變速箱發(fā)展三大趨勢(shì) l 高水平、高性能 圓柱齒輪普遍采用滲碳淬火、磨齒，承載能力提高4倍以上，體積小、重量輕、噪聲低、效率高、可靠性高。 l 積木式組合設(shè)計(jì) 基本參數(shù)采用優(yōu)先數(shù)，尺寸規(guī)格整齊，零件通用性和互換性強(qiáng)，系列容易擴(kuò)充和花樣翻新，利于組織批量生產(chǎn)和降低成本。 l 型式多樣化，變型設(shè)計(jì)多。 三、設(shè)計(jì)提要 設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容是一個(gè)18級(jí)多速輸出的變速箱的設(shè)計(jì)，這種變速箱廣泛應(yīng)用于各種機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)，給機(jī)床提供多種主軸轉(zhuǎn)速。設(shè)計(jì)的對(duì)象設(shè)計(jì)完成后預(yù)計(jì)要達(dá)到普通機(jī)床的的加工與精度要求。調(diào)速機(jī)構(gòu)能便于操縱人員操縱。同時(shí)有利于提高工人在工作中的工作效率，帶來(lái)一定的效益。 完成設(shè)計(jì)的基本步驟為：1、收集相關(guān)資料，為設(shè)計(jì)做準(zhǔn)備；2、完成齒輪的設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核，初步得出齒輪的基本尺寸；3、軸及軸上零件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)4、計(jì)算軸承壽命；5、對(duì)操縱機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)；6、對(duì)整體布局做設(shè)計(jì)，同時(shí)根據(jù)所得的布局圖進(jìn)一步調(diào)節(jié)各個(gè)齒輪的尺寸機(jī)相互位置關(guān)系；7、根據(jù)箱體內(nèi)部結(jié)構(gòu)和外部的尺寸，對(duì)箱體做結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；8、繪制變速箱的裝配圖及零件圖；9、將設(shè)計(jì)提交給指導(dǎo)老師檢查指導(dǎo)，對(duì)設(shè)計(jì)做進(jìn)一步的修正；10、書寫設(shè)計(jì)說(shuō)明書，并做設(shè)計(jì)的后期處理。 第二章 方案設(shè)計(jì) 1、 參數(shù)的擬定 1、 確定輸出轉(zhuǎn)速 根據(jù)選題要求，輸出轉(zhuǎn)速為30~1500r/min，18級(jí)。取傳動(dòng)公比 φ=1.26。 擬定輸出轉(zhuǎn)速為：1500r/min，1180r/min，950r/min，750 r/min，600r/min，475r/min，375r/min，300r/min，235r/min，190r/min，150r/min，118r/min，95r/min，75 r/min，60r/min，47.5r/min，37.5r/min，30r/min。 2、 主電機(jī)的選取 根據(jù)主傳動(dòng)系統(tǒng)所需的功率及要達(dá)到的最大轉(zhuǎn)速，選取電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為：Y132M-4，其基本參數(shù)為：額定功率為7.5Kw，滿載轉(zhuǎn)速為1450r/min。 2、 傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 1、 主傳動(dòng)方案擬定 集中傳動(dòng)式布局的機(jī)床結(jié)構(gòu)緊湊，便于實(shí)現(xiàn)集中操控，且只用一個(gè)箱體，此次設(shè)計(jì)中將采用集中傳動(dòng)式布局，并采用滑移齒輪來(lái)變換傳動(dòng)路線，達(dá)到多速輸出的目的。 2、 傳動(dòng)式的擬定 18級(jí)轉(zhuǎn)速傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)組和傳動(dòng)副可能的方案有： 18=9×2； 18=2×9； 18=3×6； 18=6×3； 18=3×3×2； 18=2×3×3； 18=3×2×3 為盡可能使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊，應(yīng)避免單一軸上齒輪過(guò)多，前4種方案，一根軸上齒輪將達(dá)到12個(gè)之多，軸的軸向尺寸將過(guò)大，故不宜選取。同時(shí)考慮到變速箱具體結(jié)構(gòu)，從電動(dòng)機(jī)到主軸一般為降速傳動(dòng)，將傳動(dòng)副較多的傳動(dòng)副放在接近電動(dòng)機(jī)處，這樣可以使小尺寸的零件多一些，大尺寸的零件少一些，節(jié)省材料，也就是“先多后少”的原則。故選取傳動(dòng)式 3、 結(jié)構(gòu)式及結(jié)構(gòu)網(wǎng)的確定 對(duì)于的傳動(dòng)式，根據(jù)“前密后稀”的原則，即級(jí)比指數(shù)增大，選擇結(jié)構(gòu)式為：，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2-1。 4、 參考X62w確定各齒輪齒數(shù)，傳動(dòng)方案及轉(zhuǎn)速圖 傳動(dòng)方案如圖2-2所示； r/min 轉(zhuǎn)速圖如圖2-3。 3、 齒輪運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的確定 1、 各軸輸入功率 圖2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖 圖2-2 傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖 圖2-3 轉(zhuǎn)速圖 2、 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 3、 綜合以上參數(shù)，制表 表格如表2-1： 表2-1 各軸功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 軸號(hào) 軸Ⅰ 軸Ⅱ 軸Ⅲ 軸Ⅳ 軸Ⅴ 功率（） 7.39 7.17 6.96 6.72 6.49 轉(zhuǎn)速(） 1500 698.1 286.4 109.7 30 轉(zhuǎn)矩（） 48903 98565 235416 596311 2163799 第三章 齒輪設(shè)計(jì) 本章節(jié)中計(jì)算公式及計(jì)算參數(shù)均來(lái)自濮良貴、紀(jì)名剛編?！稒C(jī)械設(shè)計(jì)》[M]。北京：高等教育出版社，2008。 1、 齒輪齒數(shù)表 參考立式升降臺(tái)銑床x62w，定各齒輪齒數(shù)如表3-1： 表3-1 各齒輪齒數(shù) Ⅰ、Ⅱ軸間 Ⅱ、Ⅲ軸間 Ⅲ、Ⅳ軸之間 Ⅳ、Ⅴ軸之間 第1對(duì) 第2對(duì) 第3對(duì) 第4對(duì) 第5對(duì) 第6對(duì) 第7對(duì) 第8對(duì) 第9對(duì) 二、齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 （一）第一對(duì)齒輪（） 1、 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)： ① 確定齒輪類型 因?yàn)樵搶?duì)齒輪無(wú)須承受軸向力，故選兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪。 ② 材料選擇 小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為255~265HBS；大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為215~225HBS二者硬度差為30~50HBS,這樣有利于提高兩個(gè)齒輪的壽命 ③ 銑床為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級(jí)制造精度 ④ 小齒輪齒數(shù)為26，大齒輪齒數(shù)為54，傳動(dòng)比為i==2.0 2、 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式10-9a進(jìn)行試算即： d≥2.32 ① 確定公式中的各計(jì)算數(shù)值： a、 由設(shè)計(jì)對(duì)象知外嚙合時(shí)公式中的正負(fù)號(hào)取正號(hào) b、 對(duì)于直齒圓柱齒輪，試選K=1.3 c、 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩： T= 其中P==7.425Kw；n==1450r/min 代入數(shù)據(jù)得： T==48903N·mm d、 根據(jù)齒輪的裝置狀況，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7中選取齒寬系數(shù)=0.7 e、 根據(jù)配對(duì)齒輪的材料類型為鍛鋼-鍛鋼，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6查得的彈性影響系數(shù)Z=189.8 。 f、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21d中并按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=700MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa g、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)得:(已知銑床為兩班制，工作壽命為15年) N=60 njL=60×1450×1×2×8×300×15=6.22×10 N==3.11×10 h、根據(jù)齒輪的材料、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查《機(jī)械設(shè)計(jì)》中圖10-19取小齒輪的接觸疲勞系數(shù)K=0.88；大齒輪的接觸疲勞系數(shù)為K=0.89 i、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，對(duì)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果，故安全系數(shù)S=1。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式10-12得： ===616MPa ===490MPa ② 計(jì)算： a、試算小齒輪分度圓直徑，代入與中較小的值： ≥2.32= 2.32= 24.3×2.32=56.3mm b、計(jì)算圓周速度為V： V===4.27m/s c、計(jì)算齒寬： b=·d=0.7×56.3=56.3mm d、計(jì)算齒寬與齒高的比： 模數(shù) ===2.17 mm 齒高 h=2.25=2.25×2..17mm=4.88 mm ==11.5 e、計(jì)算載荷系數(shù)： 根據(jù)齒輪V=4.27m/s,且齒輪精度等級(jí)為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K=1.15； 對(duì)直齒輪有==1； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)K=1.25； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4并且運(yùn)用插值法查得對(duì)于7級(jí)精度，且小齒輪做非對(duì)稱布置時(shí)，取=1.249； 由=8.1，=1.249查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-13得=1.21； 故載荷系數(shù)K= KK=1×1.15×1×1.249=1.436 f、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-10a得： d= d=56.3=58.2mm g、 計(jì)算模數(shù)m： ===2.24mm 3、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： m≥ ① 確定公式中的各個(gè)計(jì)算數(shù)值： a、由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=400MPa b、根據(jù)齒輪材料類型、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18中取彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)=0.87，=0.9 c、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 對(duì)于彎曲疲勞強(qiáng)度來(lái)說(shuō)，一旦發(fā)生斷齒就會(huì)引起嚴(yán)重的事故，故取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-12得： ===310MPa ===257MPa d、計(jì)算載荷系數(shù)K 由前面查得的數(shù)據(jù)并代入表達(dá)式得： K= KK=1.25×1.15×1×1.21=1.74 e、查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)： 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5取=2.6，=2.30 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5取=1.595，=1.71 f、計(jì)算大小齒輪的，并加以比較： ==0.0134 ==0.0153 由上述計(jì)算值知大齒輪的數(shù)值更大 ② 設(shè)計(jì)計(jì)算： m≥= mm=1.57mm 對(duì)比以上兩種設(shè)計(jì)方案的計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度所算得的模數(shù)1.64 mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值為2mm，但是由此模數(shù)算得的d=m×Z=2×26=52 mm小于接觸疲勞強(qiáng)度所算得的d=58.2mm，因而不能滿足接觸疲勞強(qiáng)度。所以應(yīng)該將m取為2.5由此得到的d=2.5×26=65 mm﹥d=58.2mm 4、 幾何尺寸的計(jì)算： ① 計(jì)算分度圓直徑： d= m×Z=2.5×26=65 mm d= m×Z=2.5×54=135 mm ② 計(jì)算中心距： a===120 mm ③ 計(jì)算齒輪寬度： b==1×65=65 mm ① 為了防止齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷，所以將小齒輪齒寬在圓整的基礎(chǔ)上人為地加寬5mm，取B=65mm，B=70mm （二）第二對(duì)齒輪（） 1、 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)： ① 確定齒輪類型 因?yàn)樵搶?duì)齒輪無(wú)須承受軸向力，故選兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪。 ② 材料選擇 小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為275~285HBS；大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為235~245HBS二者硬度差為30~50HBS,這樣有利于提高兩個(gè)齒輪的壽命 ③ 銑床為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級(jí)制造精度 ④ 小齒輪齒數(shù)為22，大齒輪齒數(shù)為33，傳動(dòng)比為==1.5 2、 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式10-9a進(jìn)行試算即： d≥2.32 ① 確定公式中的各計(jì)算數(shù)值： a、 由設(shè)計(jì)對(duì)象知外嚙合時(shí)公式中的正負(fù)號(hào)取正號(hào) b、 對(duì)于直齒圓柱齒輪，試選K=1.3 c、 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩： T= 其中==7.204Kw；n==698.15r/min； 代入數(shù)據(jù)得： T==98565N·mm d、 根據(jù)齒輪的裝置狀況，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7中選取齒寬系數(shù)=0.7 e、 根據(jù)配對(duì)齒輪的材料類型為鍛鋼-鍛鋼，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6查得的彈性影響系數(shù)Z=189.8 。 f、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21d中并按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=700Mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa g、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)得:(已知銑床為兩班制，工作壽命為15年) N=60 njL=60×698.15×1×2×8×300×15=2.99×10 N==1.99×10 h、根據(jù)齒輪的材料、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查《機(jī)械設(shè)計(jì)》中圖10-19取小齒輪的接觸疲勞系數(shù)K=0.9；大齒輪的接觸疲勞系數(shù)為K=0.95 i、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，對(duì)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果，故安全系數(shù)S=1。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式10-12得： ===630Mpa ===570Mpa ② 計(jì)算： a、試算小齒輪分度圓直徑，代入與中較小的值： ≥2.32= 2.32= 2.32=32.4×2.32=75mm b、計(jì)算圓周速度為V： V===2.72m/s c、計(jì)算齒寬： b=·d=0.7×75=52.5mm d、計(jì)算齒寬與齒高的比： 模數(shù) ===3.4mm 齒高 h=2.25=2.25×3.4 mm=7.65mm ==6.86 e、計(jì)算載荷系數(shù)： 根據(jù)齒輪V=2.72m/s,且齒輪精度等級(jí)為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K=1.11； 對(duì)直齒輪有==1； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)K=1.25； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4并且運(yùn)用插值法查得對(duì)于7級(jí)精度，且小齒輪做非對(duì)稱布置時(shí)，取=1.25； 由=6.86，=1.25查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-13得=1.2； 故載荷系數(shù)K= KK=1×1.11×1×1.2=1.332 f、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-10a得： d= d=75=75.6mm g、 計(jì)算模數(shù)m： ===3.44mm 3、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： m≥ ① 確定公式中的各個(gè)計(jì)算數(shù)值： a、由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=400Mpa b、根據(jù)齒輪材料類型、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18中取彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)=0.87，=0.9 c、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 對(duì)于彎曲疲勞強(qiáng)度來(lái)說(shuō)，一旦發(fā)生斷齒就會(huì)引起嚴(yán)重的事故，故取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-12得： ===373Mpa ===257Mpa d、計(jì)算載荷系數(shù)K 由前面查得的數(shù)據(jù)并代入表達(dá)式得： K= KK=1×1.11×1×1.2=1.332 e、查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)： 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5取=2.72，=2.47 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5取=1.57，=1.64 f、計(jì)算大小齒輪的，并加以比較： ==0.0114 ==0.0158 由上述計(jì)算值知大齒輪的數(shù)值更大 ② 設(shè)計(jì)計(jì)算： m≥= mm=2.3 mm 對(duì)比以上兩種設(shè)計(jì)方案的計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度所算得的模數(shù)2.3mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值為2.5mm，但是由此模數(shù)算得的d=m×Z=2.5×22=55 mm小于接觸疲勞強(qiáng)度所算得的d=75.6 mm，因而不能滿足接觸疲勞強(qiáng)度。所以應(yīng)該將m取為4由此得到的d=3.5×22=77 mm﹥d=75.6 mm 4、 幾何尺寸的計(jì)算： ① 計(jì)算分度圓直徑： d= m×Z=3.5×22=77mm d= m×Z=3.5×33=115.5mm ② 計(jì)算中心距： a===96.25mm ③ 計(jì)算齒輪寬度： b==0.7×77=53.9 mm 為了防止齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷，所以將小齒輪齒寬在圓整的基礎(chǔ)上人為地加寬5mm，取B=55mm，B=60mm （三）第三對(duì)齒輪（） 1、 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)： ① 確定齒輪類型 因?yàn)樵搶?duì)齒輪無(wú)須承受軸向力，故選兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪。 ② 材料選擇 小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為275~285HBS；大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為235~245HBS二者硬度差為30~50HBS,這樣有利于提高兩個(gè)齒輪的壽命 ③ 銑床為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級(jí)制造精度 ④ 小齒輪齒數(shù)為19，大齒輪齒數(shù)為36，傳動(dòng)比為==1.9 2、 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式10-9a進(jìn)行試算即： d≥2.32 ① 確定公式中的各計(jì)算數(shù)值： a、 由設(shè)計(jì)對(duì)象知外嚙合時(shí)公式中的正負(fù)號(hào)取正號(hào) b、 對(duì)于直齒圓柱齒輪，試選K=1.3 c、 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩： T= 其中P==7.204Kw；==698.15r/min； 代入數(shù)據(jù)得： T==98565N·mm d、 根據(jù)齒輪的裝置狀況，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7中選取齒寬系數(shù)=0.7 e、 根據(jù)配對(duì)齒輪的材料類型為鍛鋼-鍛鋼，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6查得的彈性影響系數(shù)Z=189.8 。 f、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21d中并按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=700Mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa g、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)得:(已知銑床為兩班制，工作壽命為15年) N=60 njL=60×698.15×1×2×8×300×15=2.99×10 N==1.57×10 h、根據(jù)齒輪的材料、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查《機(jī)械設(shè)計(jì)》中圖10-19取小齒輪的接觸疲勞系數(shù)K=0.9；大齒輪的接觸疲勞系數(shù)為K=0.95 i、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，對(duì)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果，故安全系數(shù)S=1。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式10-12得： ===630Mpa ===570Mpa ② 計(jì)算： a、試算小齒輪分度圓直徑，代入與中較小的值： ≥2.32= 2.32= 2.32=31.4×2.32=72.8mm b、計(jì)算圓周速度為V： V===2.64m/s c、計(jì)算齒寬： b=·d=0.7×72.8=50.96mm d、計(jì)算齒寬與齒高的比： 模數(shù) ===3.8mm 齒高 h=2.25=2.25×3.8 mm=8.55mm ==5.96 e、計(jì)算載荷系數(shù)： 根據(jù)齒輪V=2.64m/s,且齒輪精度等級(jí)為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K=1.1； 對(duì)直齒輪有==1； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)K=1.25； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4并且運(yùn)用插值法查得對(duì)于7級(jí)精度，且小齒輪做非對(duì)稱布置時(shí)，取=1.25； 由=5.96，=1.25查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-13得=1.19； 故載荷系數(shù)K= KK=1×1.1×1×1.25=1.375 f、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-10a得： d= d=72.8=74.2mm g、 計(jì)算模數(shù)m： ===3.9mm 3、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： m≥ ① 確定公式中的各個(gè)計(jì)算數(shù)值： a、由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=400Mpa b、根據(jù)齒輪材料類型、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18中取彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)=0.87，=0.9 c、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 對(duì)于彎曲疲勞強(qiáng)度來(lái)說(shuō)，一旦發(fā)生斷齒就會(huì)引起嚴(yán)重的事故，故取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-12得： ===373Mpa ===257Mpa d、計(jì)算載荷系數(shù)K 由前面查得的數(shù)據(jù)并代入表達(dá)式得： K= KK=1×1.1×1×1.19=1.309 e、查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)： 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5取=2.85，=2.45 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5取=1.54，=1.65 f、計(jì)算大小齒輪的，并加以比較： ==0.0118 ==0.0157 由上述計(jì)算值知大齒輪的數(shù)值更大 ② 設(shè)計(jì)計(jì)算： m≥= mm=2.52 mm 對(duì)比以上兩種設(shè)計(jì)方案的計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度所算得的模數(shù)2.52 mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值為3mm，但是由此模數(shù)算得的d=m×Z=3×19=57mm小于接觸疲勞強(qiáng)度所算得的d=74.2mm，因而不能滿足接觸疲勞強(qiáng)度。所以應(yīng)該將m取為4由此得到的 d=4×19=76 mm﹥d=74.2mm 4、 幾何尺寸的計(jì)算： ① 計(jì)算分度圓直徑： d= m×Z=4×19=76mm d= m×Z=4×36=144mm ② 計(jì)算中心距： a===110mm ③ 計(jì)算齒輪寬度： b==0.7×76=53.2 mm 　　為了防止齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷，所以將小齒輪齒寬在圓整的基礎(chǔ)上人為地加寬5mm，取B=55mm，B=60mm （四）第四對(duì)齒輪（） 1、 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)： ① 確定齒輪類型 因?yàn)樵搶?duì)齒輪無(wú)須承受軸向力，故選兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪。 ② 材料選擇 小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為275~285HBS；大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為235~245HBS二者硬度差為30~50HBS,這樣有利于提高兩個(gè)齒輪的壽命 ③ 銑床為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級(jí)制造精度 ④ 小齒輪齒數(shù)為16，大齒輪齒數(shù)為39，傳動(dòng)比為==2.44 2、 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式10-9a進(jìn)行試算即： d≥2.32 ① 確定公式中的各計(jì)算數(shù)值： a、 由設(shè)計(jì)對(duì)象知外嚙合時(shí)公式中的正負(fù)號(hào)取正號(hào) b、 對(duì)于直齒圓柱齒輪，試選K=1.3 c、 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩： T= 其中P=P=7.204Kw；n==698.15r/min； 代入數(shù)據(jù)得： T==98565mm 根據(jù)齒輪的裝置狀況，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7中選取齒寬系數(shù)=0.7 d、 根據(jù)配對(duì)齒輪的材料類型為鍛鋼-鍛鋼，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6查得的彈性影響系數(shù)Z=189.8 。 e、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21d中并按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=700Mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa f、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)得:(已知銑床為兩班制，工作壽命為15年) N=60 njL=60×693×1×2×8×300×15=2.99×10 N==1.57×10 h、根據(jù)齒輪的材料、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查《機(jī)械設(shè)計(jì)》中圖10-19取小齒輪的接觸疲勞系數(shù)K=0.9；大齒輪的接觸疲勞系數(shù)為K=0.95 i、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，對(duì)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果，故安全系數(shù)S=1。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式10-12得： ===630Mpa ===570Mpa ② 計(jì)算： a、試算小齒輪分度圓直徑，代入與中較小的值： ≥2.32= 2.32= 2.32=30.6×2.32=71mm b、計(jì)算圓周速度為V： V===2.57m/s c、計(jì)算齒寬： b=·d=0.7×71=49.7mm d、計(jì)算齒寬與齒高的比： 模數(shù) ===4.4mm 齒高 h=2.25=2.25×4.4 mm=9.9mm ==5 e、計(jì)算載荷系數(shù)： 根據(jù)齒輪V=2.57m/s,且齒輪精度等級(jí)為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K=1.1； 對(duì)直齒輪有==1； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)K=1.25； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4并且運(yùn)用插值法查得對(duì)于7級(jí)精度，且小齒輪做非對(duì)稱布置時(shí)，取=1.25； 由=5，=1.25查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-13得=1.18； 故載荷系數(shù)K= KK=1×1.1×1×1.25=1.375 f、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-10a得： d= d=71=72.3mm g、 計(jì)算模數(shù)m： ===4.5mm 3、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： m≥ ① 確定公式中的各個(gè)計(jì)算數(shù)值： a、由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=600Mpa 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=400Mpa b、根據(jù)齒輪材料類型、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18中取彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)=0.87，=0.9 c、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 對(duì)于彎曲疲勞強(qiáng)度來(lái)說(shuō)，一旦發(fā)生斷齒就會(huì)引起嚴(yán)重的事故，故取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-12得： ===373Mpa ===257Mpa d、計(jì)算載荷系數(shù)K 由前面查得的數(shù)據(jù)并代入表達(dá)式得： K= KK=1×1.1×1×1.18=1.298 e、查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)： 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5，并運(yùn)用插值法取=3.03，=2.41 取=1.51，=1.67 f、計(jì)算大小齒輪的，并加以比較： ==0.0123 ==0.0156 由上述計(jì)算值知大齒輪的數(shù)值更大 ② 設(shè)計(jì)計(jì)算： m≥= mm=2.85mm 對(duì)比以上兩種設(shè)計(jì)方案的計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度所算得的模數(shù)2.85 mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值為3mm，但是由此模數(shù)算得的d=m×Z=3×16=48mm小于接觸疲勞強(qiáng)度所算得的d=72.3mm，因而不能滿足接觸疲勞強(qiáng)度。所以應(yīng)該將m取為5由此得到的d=5×16=80mm=d>72mm 4、 幾何尺寸的計(jì)算： ① 計(jì)算分度圓直徑： d= m×Z=5×16=80mm d= m×Z=5×39=195mm ② 計(jì)算中心距： a===137.5mm ③ 計(jì)算齒輪寬度： b==0.7×80=56mm 為了防止齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷，所以將小齒輪齒寬在圓整的基礎(chǔ)上人為地加寬5mm，取B=55mm，B=60mm 由于小齒輪齒數(shù)小于17，故需采用變位避免根切。 小齒輪采用正變位mm；大齒輪采用負(fù)變位mm （5） 第五對(duì)齒輪（） 1、 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)： ① 確定齒輪類型 因?yàn)樵搶?duì)齒輪無(wú)須承受軸向力，故選兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪。 ② 材料選擇 大、小齒輪材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒輪齒面硬度為40~50HRC。 ③ 銑床為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級(jí)制造精度 ④ 小齒輪齒數(shù)為26，大齒輪齒數(shù)為39，傳動(dòng)比為==0.66；u==1.5； 2、 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式10-9a進(jìn)行試算即： d≥2.32 ① 確定公式中的各計(jì)算數(shù)值： a、 由設(shè)計(jì)對(duì)象知外嚙合時(shí)公式中的正負(fù)號(hào)取正號(hào) b、 對(duì)于直齒圓柱齒輪，試選K=1.3 c、 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩： T= 其中P==6.85Kw；=698.15××=429.6r/min； 代入數(shù)據(jù)得： T==152275N·mm d、 根據(jù)齒輪的裝置狀況，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7中選取齒寬系數(shù)=0.7 e、 根據(jù)配對(duì)齒輪的材料類型為鍛鋼-鍛鋼，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6查得的彈性影響系數(shù)Z=189.8 。 f、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21e中并按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限= =1100Mpa g、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)得:(已知銑床為兩班制，工作壽命為15年) N=60 njL=60×426.5×1×2×8×300×15=1.84×10 N==1.23×10 h、根據(jù)齒輪的材料、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查《機(jī)械設(shè)計(jì)》中圖10-19取小齒輪的接觸疲勞系數(shù)K=0.9；大齒輪的接觸疲勞系數(shù)為K=0.95 i、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，對(duì)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果，故安全系數(shù)S=1。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式10-12得： ==0.9×1100=990Mpa ==0.95×1100=1045Mpa ② 計(jì)算： a、試算小齒輪分度圓直徑，代入與中較小的值： ≥2.32= 2.32= 2.32=25.8×2.32=60mm b、計(jì)算圓周速度為V： V===1.34m/s c、計(jì)算齒寬： b=·d=0.7×60=42mm d、計(jì)算齒寬與齒高的比： 模數(shù) ===2.3mm 齒高 h=2.25=2.25×3.3 mm=5.175mm ==11.6 e、計(jì)算載荷系數(shù)： 根據(jù)齒輪V=1.34m/s,且齒輪精度等級(jí)為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K=1.07； 對(duì)直齒輪有==1； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)K=1.25； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4并且運(yùn)用插值法查得對(duì)于7級(jí)精度，且小齒輪做非對(duì)稱布置時(shí)，取=1.243； 由=8.1，=1.243查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-13得=1.2； 故載荷系數(shù)K= KK=1×1.07×1×1.243=1.33 f、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-10a得： d= d=60=60.5mm g、 計(jì)算模數(shù)m： ===2.33mm 3、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： m≥ ① 確定公式中的各個(gè)計(jì)算數(shù)值： a、由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限==620Mpa b、根據(jù)齒輪材料類型、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18中取彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)=0.87，=0.9 c、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 對(duì)于彎曲疲勞強(qiáng)度來(lái)說(shuō)，一旦發(fā)生斷齒就會(huì)引起嚴(yán)重的事故，故取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-12得： ===385Mpa ===398.6Mpa d、計(jì)算載荷系數(shù)K 由前面查得的數(shù)據(jù)并代入表達(dá)式得： K= KK=1×1.07×1×1.2=1.28 e、查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)： 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5，并運(yùn)用插值法取=2.62，=2.41 取=1.595，=1.67 f、計(jì)算大小齒輪的，并加以比較： ==0.0109 ==0.0101 由上述計(jì)算值知大齒輪的數(shù)值更大 ② 設(shè)計(jì)計(jì)算： m≥= mm=2.07 mm 對(duì)比以上兩種設(shè)計(jì)方案的計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度所算得的模數(shù)2.06mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值為3mm，但是由此模數(shù)算得的d=m×Z=3×26=78mm大于接觸疲勞強(qiáng)度所算得的d=61.4mm，能滿足接觸疲勞強(qiáng)度。所以應(yīng)該將m取為3。 4、 幾何尺寸的計(jì)算： ① 計(jì)算分度圓直徑： d= m×Z=3×26=78mm d= m×Z=3×39=117mm ② 計(jì)算中心距： a===97.5mm ③ 計(jì)算齒輪寬度： b==0.7×78=54.6mm 　　為了防止齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷，所以將小齒輪齒寬在圓整的基礎(chǔ)上人為地加寬5mm，取B=55mm，B=60mm (6) 第六對(duì)齒輪（） 1、 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)： ① 確定齒輪類型 因?yàn)樵搶?duì)齒輪無(wú)須承受軸向力，故選兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪。 ② 材料選擇 大、小齒輪材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒輪齒面硬度為40~50HRC。 ③ 銑床為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級(jí)制造精度 ④ 小齒輪齒數(shù)為28，大齒輪齒數(shù)為37，傳動(dòng)比為==1.32； 2、 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式10-9a進(jìn)行試算即： d≥2.32 ① 確定公式中的各計(jì)算數(shù)值： a、 由設(shè)計(jì)對(duì)象知外嚙合時(shí)公式中的正負(fù)號(hào)取正號(hào) b、 對(duì)于直齒圓柱齒輪，試選K=1.3 c、 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩： T= 其中P==7.06Kw；==286.42r/min； 代入數(shù)據(jù)得： T==235416N·mm d、 根據(jù)齒輪的裝置狀況，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7中選取齒寬系數(shù)=0.7 e、 根據(jù)配對(duì)齒輪的材料類型為鍛鋼-鍛鋼，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6查得的彈性影響系數(shù)Z=189.8 。 f、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21e中并按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限= =1100Mpa。 g、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)得:(已知銑床為兩班制，工作壽命為15年) N=60 njL=60×286.42×1×2×8×300×15=1.23×10 N==9.3×10 h、根據(jù)齒輪的材料、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查《機(jī)械設(shè)計(jì)》中圖10-19取小齒輪的接觸疲勞系數(shù)K=0.9；大齒輪的接觸疲勞系數(shù)為K=0.95 i、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，對(duì)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果，故安全系數(shù)S=1。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式10-12得： ==0.9×1100=990Mpa ==0.95×1100=1045Mpa ② 計(jì)算： a、試算小齒輪分度圓直徑，代入與中較小的值： ≥2.32= 2.32= 2.32=30.4×2.32=70.5mm b、計(jì)算圓周速度為V： V===1.05m/s c、計(jì)算齒寬： b=·d=0.7×70.5=49.35mm d、計(jì)算齒寬與齒高的比： 模數(shù) ===2.52mm 齒高 h=2.25=2.25×2.52mm=5.67mm ==8.7 e、計(jì)算載荷系數(shù)： 根據(jù)齒輪V=1.05m/s,且齒輪精度等級(jí)為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K=1.05； 對(duì)直齒輪有==1； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)K=1.25； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4并且運(yùn)用插值法查得對(duì)于7級(jí)精度，且小齒輪做非對(duì)稱布置時(shí)，取=1.246； 由=8.7，=1.246查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-13得=1.2； 故載荷系數(shù)K= KK=1×1.05×1×1.246=1.31 f、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-10a得： d= d=70.5=70.7mm g、 計(jì)算模數(shù)m： ===2.53mm 3、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： m≥ ① 確定公式中的各個(gè)計(jì)算數(shù)值： a、由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限==620Mpa b、根據(jù)齒輪材料類型、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18中取彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)=0.87，=0.9 c、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 對(duì)于彎曲疲勞強(qiáng)度來(lái)說(shuō)，一旦發(fā)生斷齒就會(huì)引起嚴(yán)重的事故，故取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-12得： ===385Mpa ===398.6Mpa d、計(jì)算載荷系數(shù)K 由前面查得的數(shù)據(jù)并代入表達(dá)式得： K= KK=1×1.05×1×1.2=1.26 e、查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)： 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5，并運(yùn)用插值法取=2.55，=2.47 取=1.61，=1.66 f、計(jì)算大小齒輪的，并加以比較： ==0.0107 ==0.0103 由上述計(jì)算值知大齒輪的數(shù)值更大 ② 設(shè)計(jì)計(jì)算： m≥= mm=2.26 mm 對(duì)比以上兩種設(shè)計(jì)方案的計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度所算得的模數(shù)2.26mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值為3mm，但是由此模數(shù)算得的d=m×Z=2.5×28=70mm小于接觸疲勞強(qiáng)度所算得的d=70.2mm，因而不能滿足接觸疲勞強(qiáng)度。所以應(yīng)該將m取為3由此得到的d=3×28=84mm>d=70.2mm 4、 幾何尺寸的計(jì)算： ① 計(jì)算分度圓直徑： d= m×Z=3×28=84mm d= m×Z=3×37=108mm ② 計(jì)算中心距： a===96mm ③ 計(jì)算齒輪寬度： b==0.7×84=58.8mm 　　為了防止齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷，所以將小齒輪齒寬在圓整的基礎(chǔ)上人為地加寬5mm，取B=60mm，B=65mm (7) 第七對(duì)齒輪（） 1、 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)： ① 確定齒輪類型 因?yàn)樵搶?duì)齒輪無(wú)須承受軸向力，故選兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪。 ② 材料選擇 大、小齒輪材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒輪齒面硬度為40~50HRC。 ③ 銑床為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級(jí)制造精度 ④ 小齒輪齒數(shù)為18，大齒輪齒數(shù)為37，傳動(dòng)比為==2.01； 2、 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式10-9a進(jìn)行試算即： d≥2.32 ① 確定公式中的各計(jì)算數(shù)值： a、 由設(shè)計(jì)對(duì)象知外嚙合時(shí)公式中的正負(fù)號(hào)取正號(hào) b、 對(duì)于直齒圓柱齒輪，試選K=1.3 c、 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩： T= 其中P==7.06Kw；==286.42r/min代入數(shù)據(jù)得： T==235416N·mm d、 根據(jù)齒輪的裝置狀況，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7中選取齒寬系數(shù)=0.7 e、 根據(jù)配對(duì)齒輪的材料類型為鍛鋼-鍛鋼，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6查得的彈性影響系數(shù)Z=189.8 。 f、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21e中并按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限= =1100Mpa。 g、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)得:(已知銑床為兩班制，工作壽命為15年) N=60 njL=60×286.42×1×2×8×300×15=1.23×10 N==6.1×10 h、根據(jù)齒輪的材料、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查《機(jī)械設(shè)計(jì)》中圖10-19取小齒輪的接觸疲勞系數(shù)K=0.9；大齒輪的接觸疲勞系數(shù)為K=0.95 i、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，對(duì)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果，故安全系數(shù)S=1。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式10-12得： ==0.9×1100=990Mpa ==0.95×1100=1045Mpa ② 計(jì)算： a、試算小齒輪分度圓直徑，代入與中較小的值： ≥2.32= 2.32= 2.32=28.9×2.32=66.8mm b、計(jì)算圓周速度為V： V===0.99m/s c、計(jì)算齒寬： b=·d=0.7×66.8=46.76mm d、計(jì)算齒寬與齒高的比： 模數(shù) ===3.7mm 齒高 h=2.25=2.25×3.7 mm=8.325mm ==5.6 e、計(jì)算載荷系數(shù)： 根據(jù)齒輪V=0.99m/s,且齒輪精度等級(jí)為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)K=1.05； 對(duì)直齒輪有==1； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)K=1.25； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4并且運(yùn)用插值法查得對(duì)于7級(jí)精度，且小齒輪做非對(duì)稱布置時(shí)，取=1.244； 由=5.6，=1.244查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-13得=1.2； 故載荷系數(shù)K= KK=1×1.05×1×1.244=1.31 f、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-10a得： d= d=66.8=67.3mm g、 計(jì)算模數(shù)m： ===3.74mm 3、 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-5得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： m≥ ① 確定公式中的各個(gè)計(jì)算數(shù)值： a、由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限==620Mpa b、根據(jù)齒輪材料類型、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18中取彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)=0.87，=0.9 c、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 對(duì)于彎曲疲勞強(qiáng)度來(lái)說(shuō)，一旦發(fā)生斷齒就會(huì)引起嚴(yán)重的事故，故取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-12得： ===385Mpa ===398.6Mpa d、計(jì)算載荷系數(shù)K 由前面查得的數(shù)據(jù)并代入表達(dá)式得： K= KK=1×1.05×1×1.2=1.26 e、查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)： 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5，并運(yùn)用插值法取=2.91，=2.34 取=1.53，=1.68 f、計(jì)算大小齒輪的，并加以比較： ==0.0116 ==0.0098 由上述計(jì)算值知大齒輪的數(shù)值更大 ② 設(shè)計(jì)計(jì)算： m≥= mm=3.11 mm 對(duì)比以上兩種設(shè)計(jì)方案的計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度所算得的模數(shù)3.11 mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值為4mm，但是由此模數(shù)算得的d=m×Z=4×18=72mm大于接觸疲勞強(qiáng)度所算得的d=66.8mm，因而、能滿足接觸疲勞強(qiáng)度。所以將m取為4 4、 幾何尺寸的計(jì)算： ① 計(jì)算分度圓直徑： d= m×Z=4×18=72mm d= m×Z=4×47=188mm ② 計(jì)算中心距： a===95mm ③ 計(jì)算齒輪寬度： b==0.7×72=50.4mm 　　為了防止齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷，所以將小齒輪齒寬在圓整的基礎(chǔ)上人為地加寬5mm，取B=50mm，B=55mm (8) 第八對(duì)齒輪（） 1、 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)： ① 確定齒輪類型 因?yàn)樵搶?duì)齒輪無(wú)須承受軸向力，故選兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪。 ② 材料選擇 大、小齒輪材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒輪齒面硬度為40~50HRC。 ③ 銑床為一般工作機(jī)器，速度不高，選用7級(jí)制造精度 ④ 小齒輪齒數(shù)為38，大齒輪齒數(shù)為82，傳動(dòng)比為==0.46；u==2.16； 2、 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式10-9a進(jìn)行試算即： d≥2.32 ① 確定公式中的各計(jì)算數(shù)值： a、 由設(shè)計(jì)對(duì)象知外嚙合時(shí)公式中的正負(fù)號(hào)取正號(hào) b、 對(duì)于直齒圓柱齒輪，試選K=1.3 c、 計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩： T= 其中P==6.65Kw；=×=236.7r/min； 代入數(shù)據(jù)得： T==268304N·mm d、 根據(jù)齒輪的裝置狀況，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7中選取齒寬系數(shù)=0.7 e、 根據(jù)配對(duì)齒輪的材料類型為鍛鋼-鍛鋼，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6查得的彈性影響系數(shù)Z=189.8 。 f、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21e中并按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限= =1100Mpa。 g、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)得:(已知銑床為兩班制，工作壽命為15年) N=60 njL=60×235×1×2×8×300×15=1.02×10 N==4.7×10 h、根據(jù)齒輪的材料、熱處理方法及應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查《機(jī)械設(shè)計(jì)》中圖10-19取小齒輪的接觸疲勞系數(shù)K=0.9；大齒輪的接觸疲勞系數(shù)為K=0.95 i、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力： 取失效概率為1%，對(duì)接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果，故安全系數(shù)S=1。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式10-12得： ==0.9×1100=990Mpa ==0.95×1100=1045Mpa ② 計(jì)算： a、試算小齒輪分度圓直