〈新〉齿轮受力分析.doc

作 业 3－1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限，取循环基数，，试求循环次数N分别为7000，25000，620000次时的有限寿命疲劳极限。 5－6 已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相连接。托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为250mm、大小为60kN的载荷作用。现有如图所示的两种螺栓布置形式，设采用铰制孔用螺栓连接，试问哪一种布置形式所用的螺栓直径较小？为什么 分析：螺栓组连接的受力：横向载荷、转矩、轴向、倾覆力矩 6－4 校核键的强度时注意键长l是工作长度。 10－1 主动轮 径向力：指向轴心；Fr 圆周力：与旋转方向相反 Ft 轴向力：Fa 斜齿轮和蜗杆：右手定则或左手定则 锥齿轮：由小端指向大端 从动轮：与主动轮方向相反 10－1(a) 10－1(b) 11－1 一根装有小圆锥齿轮的轴拟用如图13.3（a）所示的支承方案，两支点均选用轻系 列的圆锥滚子轴承。已知圆锥齿轮平均分度圆半径rm=100mm，所受圆周力Fte=859.5N，径向力Fre=300.7N，轴向力Fae=86.2N，载荷较为平稳，轴的转速n=500r/min，轴颈直径可在28~38mm范围内选择。其他尺寸如图所示。若希望轴承的基本额定寿命能超过60 000h，试选择合适的轴承型号。 解：（1）计算轴承所受的径向载荷。做计算简图如图13.3（b）所示，则 （2）计算轴承的轴向载荷。初选30206型轴承，查手册得：Cr=43.2kN，Y=1.6，e=0.37。查教材表13-7得Fd=Fr/(2Y)，则 （3）计算轴承的当量动载荷。由于载荷平稳，所以取fP=1。 查教材表13-5得X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=Y=1.6。 （4）验算轴承寿命。由于P1P2，故按P1验算轴承寿命，由滚动轴承的寿命计算公式得 所选轴承寿命满足要求。 附录 指出图13.4中的结构错误（在有错误处画○编号，并分析错误原因）。并在轴心线 下侧画出其正确结构图（齿轮油润滑，轴承脂润滑）。 图13.4 解： 正确结构如图13.5所示。 ①联轴器周向没有定位。 ②齿轮周向没有定位。 ③齿轮轴向定位不可靠，与轮毂相配的轴段长度应小于轮毂长。 ④转动件联轴器与静止件轴承端盖接触。 ⑤转动件轴与静止件轴承端盖接触。 ⑥箱体加工面与非加工面没有分开。 ⑦端盖没有砂轮越程槽。 ⑧端盖端面加工面太大。 ⑨轴外伸过长。 ⑩轴精加工面过长，装拆轴承不便。 因齿轮油润滑，轴承脂润滑，所以轴承内侧需要挡油圈。 没有垫片，无法调整轴承游隙。 外伸轴端没有密封设施。 轴肩过高，无法拆卸轴承。 请将图15.6中轴系结构有错误及不合理处，用序号标出，并按序号简要说明原因。 解：其错误如下： （1）轴的右端面应缩进带轮右端面1~2mm且应有轴端挡圈固定带轮； （2）带轮与轴间应有键联接； （3）带轮左端面靠轴肩定位，下一段轴径加大； （4）带轮两个槽中没有线； （5）取消套筒（若保留套筒对带轮定位也可，那么套筒应穿过透盖顶到轴承内圈右端面）； （6）透盖与轴之间应有间隙，且还应有密封毡圈； （7）应改为喇叭口斜线，用角接触球轴承； （8）与轮毂配合段轴颈长度应比轮毂长小1~2mm； （9）轮毂与轴之间应有键联接； （10）两个轴承端盖与箱体间应有调整垫片； （11）箱体上端盖接触面之外的外表面应低一些； （12）轴承端盖外圆外侧应倒角。 轴系结构改正如图15.7轴线上半部分。 [评注] 轴的结构改错问题通常可以从以下几方面考虑： ①轴与轴上零件如齿轮、带轮、联轴器等是否用键（或销、紧钉螺钉等）作周向固定联接，若有多个轴上零件时其键槽是否在同一母线上； ②轮毂长度是否略大于安装轴段的长度； ③轴上零件的（两端）轴向定位如何； ④轴上零件（特别是安装于轴中段的齿轮以及轴颈处的轴承等）是如何装上去的，有无该零件两端的轴段径向尺寸均大于轮毂孔（或轴承内径）而无法装拆问题； ⑤轴承的类型选择和组合是否合理，特别是采用向心推力轴承（角接触球轴承、圆锥滚子轴承）时应检查是否为成对使用，其内外圈传力点处是否设置有传力件，若两个向心推力轴承在轴的一端安装时，另一端游动支点处的轴承类型是否恰当等； ⑥轴承内圈、外圈的厚度是否高出与之相接触的定位元素的高度； ⑦若两支点的滚动轴承为同型号（如一对向心推力轴承在两端支承），且二者是由轴的一端依次装入时，座孔及轴颈的中段是否设有凹槽部分以利于轴承的装拆（同时可以减少精加工长度）； ⑧轴伸出透盖处的有无密封及间隙； ⑨轴承的游隙如何调节； ⑩整个轴系相对于箱体（或机架）轴向位置是否可调（例如使齿轮对在全