【正文】 25 e ） 作出當(dāng)量彎矩圖 M’ =√ M2+（α T） 2 ，并判斷危險(xiǎn)截面 因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，修正系數(shù)α = 由當(dāng)量彎矩圖可看到，安裝大齒輪的軸段的中間位置承受彎矩最大，設(shè)定為Ⅰ號(hào)危險(xiǎn)截面，①號(hào)軸段為最細(xì)軸段，也承受了較大的扭矩，設(shè)定為Ⅱ號(hào)危險(xiǎn)截面 ) ，以下對(duì)危險(xiǎn)截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。將軸 承裝到軸上，并取支承點(diǎn)為軸承寬度的中點(diǎn)，即可求 l1。套筒厚度按照將要將大小軸承與齒輪水平對(duì)正來(lái)取。如下圖所示： b ） 確定各段直徑和長(zhǎng)度 ① 段：軸段①的直徑為最小，已確定為 d1=32mm。 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 (1) 根據(jù)工作要求選擇材料 根據(jù)軸的使用要求，且考慮軸的制造成本，選擇 45 鋼，正火處理。 180=0 FAY179。 Ft=2T/d=（ 2179。 由于本設(shè)計(jì)載荷很小而且平穩(wěn)，參照軸徑要求按照經(jīng)驗(yàn)初步選擇型號(hào) 6206，其內(nèi)徑為 d3=30mm（ d7=30mm） 軸承的寬度為 16mm，考慮到大齒輪圓周速度小于 2m/s，所以可以采用脂潤(rùn)滑，擋油環(huán)的厚度為 6~9，則取軸段③、⑦的長(zhǎng)度為 L3=L7=16+8=24mm。由于是直齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)過(guò)程中只受徑向作用力，不會(huì)有軸向力，由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》第 187 頁(yè)表 121續(xù) 選用深溝球軸承。 50179。 2179。 K179。 =(mm) 軸孔直徑 d=Ф =42mm 輪轂直徑 1D ==179。 1） 2179。 確定齒輪模數(shù) m= d1/z1= / 25= 由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》第 118 頁(yè) 表 81，取 m=2 確定中心距 a=m(z1 + z2)/2=2(25+101)/2=126mm 計(jì)算齒輪的幾何參數(shù)： 分度圓直徑 d1=mz1=2179。 179。 ） = 將 Z取整為整數(shù)： Z=2 （ 7）確定帶的初拉力 F0 由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》第 87 頁(yè)，表 71，查得 V 帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量 q=按下式計(jì)算單根 V帶的初拉力： F0=500179。179。（ 125+250） +（ 125+250） 2/（ 4179。 960） / （ 60179。 m） 轉(zhuǎn)速 n/（ r/min） 傳動(dòng)比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電機(jī)軸 1 軸 2 軸 滾筒軸 960 480 2 5 1 三、 V 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 確定設(shè)計(jì)計(jì)算功率 Pd 由工作條件，載荷平穩(wěn)， 2 班 制工作，采用交流電動(dòng)機(jī)，參考《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》第 93 頁(yè)，表 75 得： KA= 設(shè)計(jì)計(jì)算功率 Pd=KAP=179。η 23=179。 (179。η V帶 =179。 在設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)裝置時(shí)，通常用電動(dòng)機(jī)所需的工作功率 Pd進(jìn)行計(jì)算，而不用電動(dòng)機(jī)的額定功率 Ped。 nw=（ 6~20）179。 （ 3）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 工作機(jī)轉(zhuǎn)速： nw=（ 60179。η 齒輪 179。 齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率高，適用的功率與速度范圍廣，使用壽命較長(zhǎng)，是現(xiàn)代機(jī)器中應(yīng)用最為廣泛的機(jī)構(gòu)之一。 傳動(dòng)方案采用了 1 級(jí)傳動(dòng)，帶傳動(dòng)承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時(shí)，結(jié)構(gòu)尺寸較其它形式大， 但有過(guò)載保護(hù)的優(yōu)點(diǎn)，還可緩和沖擊和振動(dòng)，故布置在傳動(dòng)的高速級(jí)，以降低傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)尺寸。η 軸承 2179。由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)》第 193 頁(yè)表 191 選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為 3KW。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為： n 電機(jī) =i 總 179。相鄰兩軸間的傳動(dòng)比表示為 i0 i1 i23；相臨兩軸間的傳動(dòng)效率為η 0η 1η 23； ；各軸的輸入功率為 P0、 PP P3；各軸的轉(zhuǎn)速為 n0、 n n n3；各軸的輸入轉(zhuǎn)矩為 T0、T T T3。η 01=179。η 齒輪 )=179。 m 8 P3=P2179。 m 運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果匯總?cè)缦卤?： 軸名 功率 P/KW 轉(zhuǎn)矩 T（ N178。 125179。 600+（ ）179。 176。 179。 2179。 i為理論傳動(dòng)比， i’為實(shí)際傳動(dòng)比。（ 25（ 2179。 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結(jié)構(gòu)大齒輪的關(guān)尺寸計(jì)算如下： [ σ H2]= MPa z1=25 z2=101 m=2 a=126mm d1=50mm d2=202mm da1=54mm da2=206mm df1=45mm df2=197mm b1=55mm b2=50mm h= S= 12 齒距 P = 2179。 180+275=401MPa； SF= 按下式計(jì)算齒輪輪齒許用彎曲應(yīng)力： [σ F1]= σ Flim1/SF =580/= MPa [σ F2]= σ Flim2/SF =401/= MPa 由《機(jī)械基設(shè)計(jì)礎(chǔ)》第 129 頁(yè) 84 取標(biāo)準(zhǔn)齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)： YFS1= YFS2= σ F1=（ 2179。 ）/（ 50179。 1000） =（ 179。由于小齒輪尺寸很小，所以和軸一起做成齒輪軸。 ③、⑦段：根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》第 187 頁(yè)表 121 續(xù) 選用深溝球軸承。此外，皮帶輪傳遞進(jìn)來(lái)扭矩 T與軸壓力 FQ。 179。 =0 FAZ = 974N ∑ FZ=0 FAZ + F t+ FBZ = 0 974+1948+ FBZ = 0 FAY= FBY= FAZ = 974N 17 FBZ=9741948= 974N b） 作出 XY面彎矩圖與 XZ 面彎矩圖 XY 面彎矩圖 MXY： XZ 面彎矩圖 MXZ： c ） 作出合成 彎矩圖 M=√ MXY2+MXZ2 FBZ=974N 18 d ）作出扭矩圖 e ） 作出當(dāng)量彎矩圖 M’ =√ M2+（α T） 2 ，并判斷危險(xiǎn)截面 因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，修正系數(shù)α = Ⅰ Ⅱ 19 由當(dāng)量彎矩圖可看到，小齒輪的中間位置承受彎矩最大，設(shè)定為Ⅰ號(hào)危險(xiǎn)截面，①號(hào)軸段與②號(hào)軸段的連接處也承受了較大的扭矩，而且此處也是軸的最細(xì)段，設(shè)定為Ⅱ號(hào)危險(xiǎn)截面 . Ⅱ號(hào)危險(xiǎn)截面處的彎矩保守取 (29220+)/2=. f ) 對(duì)危險(xiǎn)截面強(qiáng)度校核 由 《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》第 173 頁(yè)表 111選 [σ 1W]=60Mpa Ⅰ號(hào)危險(xiǎn)截面 : d1 ? ?31WeM?? ? =3 ? = Ⅱ號(hào)危險(xiǎn)截面 : d2 ? ?31WeM?? ? =3 ? = 故該軸強(qiáng)度滿足要求，合格。軸段③用于安裝軸承與套筒；軸段④用于安裝齒輪；軸段⑤是軸環(huán)，對(duì)齒輪定位；軸段⑥用于安裝軸承。其中 8為擋油環(huán)厚度， 12 為套筒厚度。 則輸出軸的基本尺寸如圖 ： c ） 確定兩軸承之間的支承跨距 l1（兩支反力作用點(diǎn)距離） 由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》第 131 頁(yè)表 153 查出代號(hào)為 6008的深溝球軸承的外形尺寸， D=68mm， B=15mm。 由于空間平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分別作出 XY 平面與 XZ 平面上的受力簡(jiǎn)圖，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出 FAY、 FAZ、 FBY、 FBZ。 16 （小時(shí)） = 38400 h。 ） ]3/（ 60179。 Cr） /（ fp179。由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》第 78 頁(yè)表 611，選擇 b179。 mm 將以上數(shù)據(jù)代入鍵的擠壓應(yīng)力計(jì)算公式 σ p=（ 4179。 h1179。 40 的鍵。 187180） /（ 32179。 28） = [σ p] 所以鍵的聯(lián)結(jié)強(qiáng)度足夠 . σ p= [σ p] σ p1= [σ p] σ p2= [σ p] 29 聯(lián)軸器的選擇 由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無(wú)特殊要求，考慮拆裝方便及經(jīng)濟(jì)問(wèn)題，選用彈性套柱聯(lián)軸器。 30GB 5780— 20xx 螺栓 安裝端蓋 16 Q235 M8179。 33 參考文獻(xiàn) 《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》 李建 功 王春雨 馮麗艷 主編 機(jī)械工業(yè)出版社 出版 《 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》 馮麗艷 陸玉 主編 機(jī)械工業(yè)出版社 出版 《機(jī)械制圖》 王新 主編 北京郵電大學(xué)出版社 出版 《工程力學(xué)》 北京科技大學(xué) 高等教育出版社 出版