【正文】 荷 PrⅡ =fa(X2FrⅡ +Y2FaⅡ )=( 6500+ 3048) =7371N 驗算軸承壽命 因 PrⅠ ＜ PrⅡ ,故只需驗算Ⅱ軸承。 ( 3)、計算軸上的作用力： Ft4=2T4/d4=2 986380/=7488N Fr4=Ft4tan α n/cosβ 4=tan 20o/=2805N Fα 4=Ft4tan β 4=7488tan =684N (4)、計算支反力 繞支點 B 的力矩和 Σ MBZ=0，得 RAZ=[Fr4 141+Fa4d 4/2]? 208 =2335N 同理： Σ MAZ=0 ,得 RBZ=[Fr4 67Fa4d 4/2] ? 208 =470N 校核： Σ Z=RAZ－ Fr1+RBZ =4708+23352805=0 計算無誤 同樣，由繞支點 B 的力矩和 Σ MBy=0，得 RAY=7488 141/2208=5076 由Σ MAy=0，得 RBY=7488 67/208=2412N 校核： Σ Z=RAY+ RBY － Ft1=2412+50767488=0 計算無誤 (5)、轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖 垂直平面內(nèi)的彎矩圖。 由表 15— 3 查得，取 A0=112 軸伸出段直徑 d1≥ A0(p3/n3)1/3=112( )1/3= 考慮與卷筒軸半聯(lián)軸器相匹配的孔徑標準尺寸的選用，取 d1=50mm,則軸孔長度 L1=84mm 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1)、劃分軸段 d1。 T2=533660Nmm (8)、計算當量彎矩 應(yīng)力按正系數(shù) α =[δ 1b]/[δ 0b]=55/95= α T2= 533660=309523Nmm C 處： M′ C 左 =MC 左 =286640 M′ C 右 =[M2C 右 +(α T2)2]1/2=(2874732+3095232)1/2=422428Nmm D 處： M′ D 左 =[M2D 左 +(α T2)2]1/2=(5073682+3095232)1/2=588346Nmm M′ D 右 =M2D 右 =468027Nmm (9)、校核軸徑。 初選滾動軸承，代號為 30208 .軸頸直徑 d1=d5=dmin=40mm. 齒輪 2 處軸頭直徑 d2=45mm 齒輪 2 定位軸角厚度。 AC=57mm CD=170mm AB=227mm (2)、繪軸的受力圖。 計算大小齒輪分度圓直徑： 33 c os c os ??? ? ??? ? = 44 c os c os 13 .7Zmd ??? ?? ??? ? = 計算齒輪寬度： 3dbd?? =1 = 取 2B =90mm, 1B =95mm 低數(shù)級齒輪傳動的幾何尺寸 名稱 計算公式 結(jié)果 /mm 面 基數(shù) mn 2 面壓力角 α n 20o 螺旋角 β 分度圓直徑 d3 d4 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha*mn=+2 12 da2=d2+2ha*mn=+2 1 2 齒根圓直徑 df1=d1－ 2hf*mn=－ 2 2 df2=d2－ 2hf*mn=－ 2 2 中心距 a=mn(Z1+Z2)/2cosβ 177 齒寬 b2=b 90 b1=b2+(5～ 10)mm 95 六、軸的設(shè)計 （一）、 高速軸的設(shè)計 軸的材料與齒輪 1 的材料相同為 40Cr調(diào)質(zhì)。 代號 結(jié)構(gòu)尺寸計算公式 結(jié)果 /mm 輪轂處直徑 D1 D1==45 72 輪轂軸向長 L L=(～ )d≥ B 54 倒角尺寸 n n= 1 齒根圓處厚度 σ 0 σ 0=(～ 4) mn 8 腹板最大直徑 D0 D0=df2－ 2σ 0 216 板孔分布圓直徑 D2 D2=(D0+D1) 144 板孔直徑 d1 d1=(D0－ D1) 35 腹板厚 C C= 18 （二）、低速齒輪機構(gòu)設(shè)計 已知 3n ＝ 選擇齒輪精度為 7 級，小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS,大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240HBS,兩者材料硬度差為 40HBS. 2d = 齒寬 b= 1B =60mm 2B =54mm, 減速器采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為 ? =14176。那么大齒輪齒 數(shù)為 81。mm 軸編號 名稱 轉(zhuǎn)速 /(r/min) 轉(zhuǎn)矩 /() 功率 /KW I 電動機轉(zhuǎn)軸 1440 410 II 高速軸 480 510 III 中間軸 510 總效率 η = Y132S— 4電動機 P= N=1440(r.min1) IV 低速軸 510 V 卷筒軸 510 四、三角帶的傳動設(shè)計 確定計算功功率 caP 1． 由 [課 ]表 86 查得工作情況系數(shù) AK =，故 caP = AK eP =? = kw V 帶類型 根據(jù) caP on 由 [課 ]圖 89 確定選用 SPZ 型。 5% 設(shè) 計 要 求 指導(dǎo)教師 簽字 系主任 簽字 主管院長 簽章 二、 電動機的選擇 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓 380V,Y型。2? 3? =? ? ? = 3 軸（低速軸）的輸入功率： 3P ? 0P 1? 22? 23? =? ? ? = 4 軸（滾筒軸）的輸入功率 : 4P ? 0P 1? 32? 23? 4? 5? =? ? ? ? = 各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算： 0 軸（電動機）的輸入 轉(zhuǎn)矩： 0T ? 5 0095 5 10Pn? ? = 5 5 10 1440? ? =? 310 NdL = 2 oa +2? （ 1d + 2d ） + 221()4ddoa? =2? 500+2? （ 250+80） + 2(250 80)4 500?? = 由 [2]表 82 選帶的 基準長度 dL =1600 mm 按 [2]式（ 812）計算實際中心距 a a = oa + 39。 查表得：材料彈性影響系數(shù) ZE= 12MPa 再按齒面硬度查得：小齒輪得接觸疲勞強度極限 lim1H? ＝ 590MPa，大齒輪得接觸疲勞強度極限： lim2H? ＝ 560MPa. 由計算公式： N=60ihnjL 算出循環(huán)次數(shù)： 1N ＝ 60 480 1（ 2 8 8 300） ＝ 910 2N = 1Ni = 810 再由 N1,N2 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 1HNK =, 2HNK =. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù) S=1,失效概率 1％。 由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。 2)、確定各軸段的直徑 由于軸伸直徑比強度計算的值要大許多，考慮軸的緊湊性，其它階梯軸段直徑應(yīng)盡可能從較小值增加，因此，取 d2=34mm，選擇滾動軸承 30207，軸頸直徑 d3=d7=35mm。 T2=100670Nmm (8)、計算當量彎矩 應(yīng)力按正系數(shù) α =[δ 1b]/[δ 0b]=55/95= α T2= 100670=58389Nmm C 處： M′ C 左 =MC 左 =159144 M′ C 右 =[M2C 右 +(α T2)2]1/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm (9)、校核軸徑。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 (10)、軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計 由表 6— 1 查出鍵槽尺寸： b h=14 9(t=， r=)； 由表 6— 2 查出鍵長： L=45； Mcz 右Mcz 左Ft2 Ft3Rb3McyMdyMc 右Md 左Md 右TaT（e)(d)(c)B C DAMdz 左Mdz 右Mc 左 (11)中間軸的精確校核： 對照軸的晚矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強度和應(yīng)力集中分析 Ⅰ，Ⅱ， G 都是危險段面，但是由于 Ⅰ，Ⅱ還受到扭矩作用，再由 II 斷面的彎矩要大于 I 處，所以現(xiàn)在就對 II 處進行校核。軸承安裝定位軸段 d4；軸身 d5,d7；軸頭 d6。 C 剖面： dC= (M′ C 右 /[δ 1b])1/3=(684826/55) 1/3 =50mm＜ 62mm 強度足夠。 經(jīng)校核，高、低軸的軸承均滿足要求 八 、平鍵聯(lián)接的選用和計算 中間軸與齒輪Ⅰ的鍵聯(lián)接運用及計算。對本論文（設(shè)計）的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中作了明確說明并表示謝意。圖表整潔，布局合理，文字注釋必須使用工程字書寫，不準用徒手畫 3）畢業(yè)論文須用 A4 單面打印，論文 50 頁以上的雙面打印 4）圖表應(yīng)繪制于無格子的頁面上 5）軟件工程類課題應(yīng)有程序清單，并提供電子文檔 1）設(shè)計（論文） 2）附件：按照任務(wù)書、開題報告、外文譯文、譯文原文（復(fù)印件）次序裝訂 3）其它