【正文】 由書 p358表 151得 σB = 735Mpa σ。6 + \22 ?2? a = 35+542 ? 2? = 水平分力如下 。 （ 2）精確校核軸的疲勞強度 1）判斷危險截面 截面 8 的彎矩和扭矩合成后都不是最大的，應力集中也不是很大，不需要校核。7 = 20 +20 = 40mm。6 = T+ ?擋油環(huán) = +11 =，考慮到齒輪端面應超出截面 2 約 2mm，因此套筒長度l套筒 = ?2 ?2 +\1′。聯(lián)軸器計算轉矩 T][ = KAT3，查書 p347 表 141，考慮到工作機為運輸機且轉矩變化較小，取 KA = ，則 T][ = KAT3 = =956381Nmm，考慮到系統(tǒng)有輕度振動，計算轉矩 T][應小于聯(lián)軸器公稱轉矩等條件，查課程設計手冊 p103 表 87，選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器。3 = 107? 2 = 105mm。因直徑 d100mm， 有兩個鍵槽， 軸徑增大10%~15%,取 13%，然后將軸徑圓整為標準直徑，根據(jù)課程設計手冊 p11 表 114，按優(yōu)先數(shù)系得 dmin = . 軸的結構設計 （ 1）擬定軸上零件裝配方案，裝配方案草圖如下： (2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初選滾動軸承。3 = 20+ 20 = 40mm。2 = 48mm。 （ 2）齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，先 按書 p218 計算式 1017 中的各個參數(shù)。 tddb 1?? = = 2）計算實際載荷系數(shù) KH ①由 書 p192 表 102查得使用系數(shù) AK =。1[z1 cosα (z1 +2h[?)? ] =cos。 （ 2）齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，先 按書 p218 計算式 1017 中的各個參數(shù)。120176。 由 書 p211 圖 1025（ d）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 1limH? =600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限 2limH?=550Mpa。1[20176。? (315?106) ≈155176。查課程設計手冊 P4 表 15 得， V 帶傳動效率η 1 = ，一對軸承 (稀油潤滑 )的效率 η 2 = , 8 級 精度的一般齒輪傳動（油潤滑）效率 η 3 = ，因此，總傳動效率為 η = η 1η 23η 32 = = ，由手冊P195 式（ 141）得 P^ = P減速器輸出馬力 η = = 因為 P_^ ≥ P^， 查課程設計手冊 P173，故選電機額定功率 P_^=4kw 電動機轉速范圍的確定 根據(jù)課程設計手冊 P196， V 帶傳動比 iv = 2~4，二級圓柱齒輪傳動比 i齒 = 8~ n^ = nwi總 = nw (2~4)(8~40) = nw (16~160)= 42(16~160) =672~6720r/，無特殊情況，不選用低于750r/min 的電動機，因其價格昂貴，結構復雜，重量大。 機械設計 課程設計 設計題目 帶 式 運 輸 機 機 械 傳 動 裝 置 設 計 學院名稱 核 技 術 與 自 動 化 工 程 學 院 專業(yè)名稱 機 械 工 程 及 自 動 化 學生姓名 XX 學生學號 XXXXXXX 任課教師 XXX 設計成績 教務處 制 20xx 年 1 月 19 日 填寫說明 專業(yè)名稱填寫為專業(yè)全稱，有專業(yè)方向的用小括號標明； 格式要求：格式要求： ① 用 A4 紙雙面打?。ǚ饷骐p面打?。┗蛟?A4 大小紙上用藍黑色水筆書寫。也不選 電機額定功率 P_^=4kw 3 用同步轉速 3000r/min 的電機，因其計算出的總傳動比很大。 120176。/(20+ 21 cos14176。 由 書 p209 式 1015 計算應力循環(huán)次數(shù)： hjLnN 11 60? =604801(28 30010) = 109 N2 = N1i1= 1098020= 108 由 書 p208 圖 1023 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 1HNK =， 2HNK= 取失效率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由 書 p207 式 1014 得 [σH]1 = KHN1σHlim1S =??.???????????? = ???????????? [σH]2 = KHN2σHlim2S = 5501 = 539Mpa 取 1][ H? 、 2][ H? 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 ?][ H? [σH]2 =539Mpa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1t ≥ √2KHtT1?du:1u (ZHZEZεZβ[σH] )23 9 = √[2 597901 4:14 ( )2]3 = （ 2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 ①圓周速度 v。 = ④ 計算][ FSaFaYY?。為了節(jié)省篇幅，這里也僅給出計算結果： KA = ， ???? =， KFα = ,KFβ = ,KF = KA????KFαKFβ = , T1 =59790Nmm ,查圖 1017 得 YFa1 = , YFa2 = 10?18 得 YSa1 = , ,YSa2 = ,Yε = ,Yβ = ,β =176。1[24cos20176。 ②根據(jù) v = 、 8 級精度，由 書 p194 圖 108 查得動載系數(shù) kv = 。為了節(jié)省篇幅，這里也僅給出計算結果： KA = ， ???? =， KFα = ,KFβ = ,KF = KA????KFαKFβ = ， T1 =,229670Nmm,查圖 1017 得 YFa1 = ,YFa2 = 10?18 得 YSa1 = , ,YSa2 = , ?d = ,mn = ,Z1 =37。 2）初步選擇滾動軸承。 5)低速級齒輪傳動中的小齒輪左端面與箱體內(nèi)壁的距離?2= 10mm，小齒輪齒寬 b1′ = 107mm，兩級齒輪端面間距 C=8mm（課程設計手冊 p212），考慮到擋油環(huán)伸出箱體內(nèi)壁部分取 2mm，則 l4。因軸承同時承受徑向和軸向載荷，故初選角接觸球軸承，采用脂潤滑。直齒輪右端用軸環(huán) 固定，參照書 p360表 152,3 處倒圓角為 ，故取軸環(huán)高度 h = (2~3)R= 3mm,軸環(huán)寬度等于兩級齒輪端面間距 C=8mm，即 l3。半聯(lián)軸器孔徑 d=45mm,故 dmin = 45mm，半聯(lián)軸器長度 l=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1 = 84mm。\2′2 = 10 ?2 +107。 至此，已初步確定各軸直徑和長度。截面 C 的彎矩和扭矩達到最大，但此處軸徑最大，無需校核。 ∑MA = 0 Fr1LAB ? FrLAC+ M[ + FNH2LAD = 0 ∑MD = 0 ? FNH1LAD ?FNH1LBD + M[ + FrLCD = 0 解得 FNH1 = ?693N FNH2 = ?283N 各段軸的水平彎矩為： MAB = ?693x MBC = 1111x? 135300 MCD = ? 從軸的水平彎矩圖可以看出，危險截面為 B 截面，其彎矩值為MB = 51975Nmm 垂直 分力如下： 34 ∑MA = 0 ?Ft1LAB ?FtLAC +FNV2LAD = 0 ∑MD = 0 ? FNV1LAD + Ft1LBD +FtLCD = 0 解得 FNV1 = 3675N FNV2 = 3488N 各段軸的水平彎矩為： MAB = 3675x MBC = ?1281x+ 371700 MCD = ?+ 從軸的 垂直 彎矩圖可以看出，危險截面為 B 截面，其彎矩值為MB′ = 275625Nmm 軸的扭矩圖如下： 從軸的彎矩和扭矩圖可以看出，截面 B 是危險截面，計算結果如下表： 35 載荷 水平面 H 垂直 面 V 支反力 F FNH1 = ?693N FNH2 = ?283N FNV1 = 3675N FNV2 = 3488N 彎矩 M MB = 51975Nmm MB′ = 275625 Nmm 總彎矩 M = √519752 +2756252 = 280483Nmm 扭矩 T T2 = 229219Nmm 2） 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)書 p369 式 155及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 α = ，軸的計算應力 σ][ = √M2:(αT)2w = √2804832:(229219)2π37332 。1 = 355Mpa ,τ。 3）截面 3右側 37 抗彎截面系數(shù) W = = 433 = 抗扭截面系數(shù) WT = = 433 = 截面 3右側彎矩 M = 141333Nmm 截面 3上的扭矩 T2 = 229219Nmm 截面上的彎曲應力 σ\ = MW = = 截面上的扭轉切應力 τT = T1WT= = 軸的材料為 40Cr，調(diào)質(zhì)處理。4 = 1072 +542 +8 = 33 LCD = l5。1]，故安全。542 +10 ?2 = 4)右側 滾動軸承的右端用軸承端蓋固 定，取其總寬度為 20mm，據(jù)手冊 p217，軸承端蓋與聯(lián)軸器端面距離 L′ = 15~20mm，取L′ = 20mm，則 l6。5 = 57mm，根據(jù)手冊 p216 圖 1712取擋油環(huán)長度 ?擋油環(huán) = 11mm，故 l5。根據(jù)書 p366 表 153，取A0 = 110，于是得 dmin = A0√p3n33 = 110 √3 = 輸出軸最小直徑用于安裝半聯(lián)軸器，故先選聯(lián)軸器。因直齒輪寬度為 b1′ = 107mm，故l2。根據(jù)書 p366表 153，取 A0 = 110，于是得 dmin = A0√p2n23 = 110 √ 3 = 根據(jù)書 p366，因軸截面開有鍵槽，應增大軸徑來考慮鍵槽對軸的強度的減弱。 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定），根據(jù)軸承端蓋 的裝拆以及箱體外零件不可離軸承端蓋過近的原則，參考課程設計手冊 p217，取端蓋外端面與帶輪右端面的距離 L=20mm，故 l2。大帶輪與軸配合的轂孔長度 B=50mm，考慮到軸端擋圈應壓在帶輪上，故 12 段長度比 B 略短，取 l1。為了節(jié)省篇幅，這里僅給出 簡要過程及 計算結果： 查 p192 表 102得 KA = ， 查 p194 圖 108 得 ???? = ,查書 p195 表 10?3 得 KHα = ,KHβ = ,則 KH = KA????KHαKHβ = , T1 =229670Nmm， ?d = ， d1 = ， u = ， 查書 p203 圖 1020 模 數(shù) m= b1 =107mm b2 =102mm 20 得 ZH = ， ZE = 12， Zε = ，將它們代入式 1010，得到 σ H = √2kHT1?dd13u:1u2 zHzEzε =√2 : =515Mpa[σH] 滿足齒面接觸疲勞強度條件。 v= πd1tn1601000 =π