【正文】 Ⅷ 段的長(zhǎng)度應(yīng)比 1L 略短一些，現(xiàn)取 80l mm?Ⅷ 。 2） 初步選擇滾動(dòng)軸承。 因軸承主要受有徑 向力作用，可能伴有不大軸向力，故可選用深溝球軸承。 圓周力 322 2 5 6 0 3 0 0 9037124t TFNd ?? ? ? 長(zhǎng)沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 31 徑向力 00ta n ta n 2 09 0 3 7 3 2 8 9 . 2c o s c o s 0nrtF F N N??? ? ? ? 軸向力是變化的，暫取為 1600N 根據(jù)工作條件選取深溝球軸承。 軸承轉(zhuǎn)速 minrn? ,裝軸承處的軸頸直徑可在 60~70mm 內(nèi)選取，運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)有輕微沖擊，預(yù)期計(jì)算壽命 39。 20210 ~ 30000hLh? 。 （ 1） 求比值 1600 rFF ?? 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 135，深溝球軸承的最大 e 值為 ，故此時(shí) arF eF? 。 （ 2） 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 P，根據(jù)式（ 138a） ()p r aP f XF YF?? 按照表 136， 1 .0 ~ 1 .2 , 1 .2ppff??取 按照表 135， X=， Y 暫取一近似中間值 Y=，則 ( 1600) N N? ? ? ? ? ? （ 3） 根據(jù)式（ 136），求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值 39。 36660 6 0 3 7 . 5 2 5 0 0 05 1 3 5 . 6 1 9 6 7 7 . 31 0 1 0nnLC P N N? ??? ? ? ? （ 4） 按照軸承樣本或設(shè)計(jì)手冊(cè)選取 32021CN? 的 6013 軸承，此軸承的基本額定靜載荷 0 24800CN? 。驗(yàn)算如下： 求相對(duì)軸向載荷對(duì)應(yīng)的 e 值和 Y 值 按表 135 注 1 ， 對(duì) 深 溝 球 軸 承 取 0 ? ， 則 相 對(duì) 軸 向 載 荷 為0 0 1 4 .7 1 6 0 0 0 .9 4 824800afF C ???，在表中介于 ~ 之間，對(duì)應(yīng)的 e 值為~， Y值為 ~ 用線性插值法求 Y值 ( 1 . 7 1 1 . 5 5 ) ( 1 . 0 3 0 0 . 9 4 8 )1 . 5 5 1 . 5 91 . 0 3 0 0 . 6 8 9Y ? ? ?? ? ?? 故 , ?? 長(zhǎng)沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 32 求當(dāng)量動(dòng)載荷 P 1. 2 ( 0. 56 33 56 .6 1. 59 16 00 ) 53 08 .4 4PN? ? ? ? ? ? （ 5） 校核 6013 型深溝球軸承的壽命，根據(jù)式（ 135） 66 31 0 1 0 3 2 0 0 0( ) ( ) 8 5 0 0 0 3 0 0 0 06 0 6 0 3 7 . 5 5 3 0 8 . 4 4h CL h h hnP ?? ? ? ? ?? 即高于預(yù)期壽命，所以滿足。 參照工作要求并根據(jù) =65d mmⅦ ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承 6013，其尺寸為 65 10 0 18d D T mm mm mm? ? ? ? ?，故 = =65d d mmⅣ Ⅰ 。 左端滾動(dòng)軸承采 用軸肩進(jìn)行軸向定位。由 GB/T 29794 查得 6013 型軸承的定位軸肩處直徑 65ad mm? ，因此，取 =65d mmⅡ 。 3） 安裝齒輪處的軸段Ⅳ的直徑 =70d mmⅣ ；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度 160B mm? ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 =156l mmⅣ 。齒輪的左 端采取軸肩定位，軸肩高度 ? ，取 5h mm? ，則軸環(huán)處直徑 80d mm?Ⅲ 。軸環(huán)寬度 ? ，取 =10l mmⅢ 。 4） 軸承端蓋的總寬度為 12mm 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便利對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器端面的距離 30l mm? ，故取 =42l mmⅦ 。 5） 取齒 輪距箱體內(nèi)壁之距離 16a mm? ?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s ，取 8s mm? ，已知滾動(dòng)軸承寬度 18T mm? ，則 = ( 5 4 5 0 ) 1 8 8 1 6 4 4 6l T s a m m? ? ? ? ? ? ? ? ?Ⅴ Ⅵ 16 8 10 34l a s l m m? ? ? ? ? ? ?Ⅱ Ⅲ 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 軸上零件的周向定位 齒輪 ，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按 dⅣ 由手冊(cè)查得平鍵截面2 0 1 2 m mb h m m? ? ?（ GB/T 109679），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為 40mm (標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)GB/T 109579)， 齒 輪軸鍵槽深度 0. ?? 聯(lián)軸器上鍵槽深度 0. ?? 長(zhǎng)沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 33 同時(shí)為了保證齒輪 與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇 齒輪 輪轂與軸的配合為 7 6Hh 。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 6m 。 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 152，取軸端倒角為 02 45? ，各個(gè)軸肩處圓角半徑 為 R2。 軸的校核 對(duì)于僅承受轉(zhuǎn)矩或者主要承受轉(zhuǎn) 矩的傳動(dòng)軸，可以直接用轉(zhuǎn)矩法，對(duì)承受彎矩、轉(zhuǎn)矩復(fù)合作用的軸，常用此法作軸徑估算。軸的強(qiáng)度條件為 pTTTTTPW W n??? ? ? T? — 扭應(yīng)力 T— 轉(zhuǎn)矩 TW — 軸的抗扭系數(shù)，見《中國(guó)機(jī)械設(shè)計(jì)大典》表 pT?— 許用應(yīng)力，見《中國(guó)機(jī)械設(shè)計(jì)大典》表 。 代入數(shù)據(jù) 420 200 /6 312 =? ? 符合 要求 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 ，見圖 37 長(zhǎng)沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 34 軸的受力圖T= 42 02 00F r2 =6 56 5. 6N F r1 =6 56 5. 6NF AH =6 863N F BH =6 119NF BV = AV =8 3. 62 5NF t1 =8 0NFt2 =8 0NF r2F r1F t2F t1軸的平面受力圖F V,F H/N平面彎矩圖M V，M H/N mm合成彎矩圖M/Nmm轉(zhuǎn)矩圖T/ Nmm當(dāng)量彎矩圖M e/N mm 圖 37 軸的載荷分析圖 長(zhǎng)沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 35 根據(jù)《中國(guó)機(jī)械設(shè)計(jì)大典》式 ： 1ee bpMW????? 式中： e? —— 當(dāng)量彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力 eM —— 當(dāng)量彎矩 W —— 軸的抗彎截面系數(shù) 計(jì)算得 41. 45 60e M P a M P a? ?? 滿足要求 1bp?? — 根據(jù)《中國(guó)機(jī)械設(shè)計(jì)大典》表 選取 此軸 合適的話， 那么 蝸輪軸也一定合適。 曲軸 曲 軸的材料為 45 鋼并調(diào)質(zhì) ， 軸的直徑與長(zhǎng)度的確定 求曲軸上的功率 3P ,轉(zhuǎn)速 3n 和轉(zhuǎn)矩 3T 若取聯(lián)軸器傳動(dòng)效率 1 ?? ,蝸桿減速器傳動(dòng)效率 2 ?? （均包括軸承效率），則 223 1 2 2. 2 0. 97 0. 8 1. 65P P k w??? ? ? ? ? 又32 113 7 . 5 2 0m in m in1 . 8 7 5 rrnn i? ? ? ? 于是 33 3 1 . 6 59 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 0 7 8 7 8 7 520PT N m m N m mn? ? ? ? ? ? 求作用在齒輪上的力 因已知齒輪 分度圓直徑為 2 240d mm? 而 圓周力 312 2 7 8 7 8 7 5 6 5 6 5 . 6240t TFNd ?? ? ? 徑向力 00ta n ta n 2 06 5 6 5 . 6 2 3 8 9 . 9c o s c o s 0nrtF F N N??? ? ? ? 軸向力 0ta n 6 5 6 5 .6 ta n 0 0atF F N N?? ? ? ? 長(zhǎng)沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 36 初步確定軸的最小直徑 先 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 153，取0 112A? ，于是得 3 33m i n 031 . 6 51 1 2 4 03 7 . 5Pd A m m m mn? ? ? ? 軸的最小直徑顯然是安裝軸承的直徑 6d 。 為了使所選的軸直徑 6d 與軸承 的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取軸承型號(hào)。 圓周力22 2 5 6 0 3 0 0 9037124t TFNd ?? ? ? 徑向力 00ta n ta n 2 09 0 3 7 3 3 5 6 . 6c o s c o s 1 1 . 3 1nrtF F N N??? ? ? ? 軸向力 0ta n 9 0 3 7 ta n 1 1 .3 1 1 8 0 7 .4atF F N N?? ? ? ? 根據(jù)工作條件選取深溝球軸承。 軸承轉(zhuǎn)速 20 minrn? ,裝軸承處的軸頸直徑可在 60~70mm 內(nèi)選取，運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)有輕微沖擊，預(yù)期計(jì)算壽命 39。 20210 ~ 30000hLh? 。 1)求比值 rFF ?? 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 135，深溝球軸承的最大 e 值為 ，故此時(shí) arF eF? 。 2)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 P，根據(jù)式（ 138a） ()p r aP f XF YF?? 按照表 136， 1 .0 ~ 1 .2 , 1 .2ppff??取 按照表 135， X=， Y 暫取一近似中間值 Y=，則 1. 2 ( 0. 56 33 56 .6 1. 5 18 07 .4 ) 45 90 .7 9P N N? ? ? ? ? ? 3)求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值 長(zhǎng)沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 37 39。 36660 6 0 3 7 . 5 2 5 0 0 04 5 9 0 . 7 9 1 7 5 8 9 . 81 0 1 0nnLC P N N? ??? ? ? ? 4)按照軸承樣本或設(shè)計(jì)手冊(cè)選取 32021CN? 的 6013 軸承，此軸承的基本額定靜載荷0 24800CN? 。驗(yàn)算如下： 求相對(duì)軸向載荷對(duì)應(yīng)的 e 值和 Y 值 按表 135 注 1 ， 對(duì) 深 溝 球 軸 承 取 0 ? ， 則 相 對(duì) 軸 向 載 荷 為0 0 1 4 . 7 1 8 0 7 . 4 1 . 0 724800afF C ???，在表中介于 ~ 之間，對(duì)應(yīng)的 e 值為~， Y值為 ~ 用線性插值法求 Y值 ( 1 . 5 5 1 . 4 5 ) ( 1 . 3 8 0 1 . 0 7 )1 . 4 5 1 . 5 41 . 3 8 0 1 . 0 3 0Y ? ? ?? ? ?? 故 , ?? 求當(dāng)量動(dòng)載荷 P 1. 2 ( 0. 56 33 56 .6 1. 54 18 07 .4 ) 55 95 .7PN? ? ? ? ? ? 5)校核 6013 型深溝球軸承的壽命，根據(jù)式（ 135） 66 31 0 1 0 3 2 0 0 0( ) ( ) 1 5 0 0 0 0 3 0 0 0 06 0 6 0 2 0 5 5 9 5 . 7h CL h h hnP ?? ? ? ? ?? 即高于預(yù)期壽命，所以滿足。 安裝軸承處直徑 65d mm? ，同 傳動(dòng) 軸，安裝齒輪處結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)也可參照 傳動(dòng) 軸。 曲軸采用整體鑄造 . 曲軸的疲勞強(qiáng)度校核 曲軸各過(guò)渡圓角處，由于應(yīng)力集中大，是曲軸最容易發(fā)生疲勞破壞的部位，因此需要考慮疲勞缺口因數(shù)和尺寸因數(shù)。疲勞強(qiáng)度的校核公式為： 22 pSSSSSS??????? 1mS K?????? ? ????? 1mS K?????? ? ????? 式中 S? —— 只考慮彎矩作用時(shí)的安全因數(shù)； 長(zhǎng)沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 38 S? —— 只考慮轉(zhuǎn)矩作用時(shí)的安全因數(shù)； mm??、 —— 彎曲和扭轉(zhuǎn)的平均應(yīng)力 ????、 —— 彎曲和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅； 11????、 —— 材料的 彎曲和扭轉(zhuǎn)疲勞極限； KK??、 —— 彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)曲軸的疲勞缺口因數(shù)； ? —— 曲軸的尺寸因數(shù)； ????、 —— 材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱 性的敏感因數(shù) 在大多數(shù)情況下，曲軸過(guò)渡圓角處疲勞強(qiáng)度的計(jì)算過(guò)程中，分母中的第二項(xiàng)遠(yuǎn)小于第一項(xiàng)，故可略去。將簡(jiǎn)化后的 兩 式代入 公式 得 12 2 211( ) ( ) ( ) pSSKK? ? ? ????????????? 推薦 ~ ? 式中的 ?? 和 ?? 按下式計(jì)算： m ax m in2yyyMMW???? max min2xxxTTW?? ?? 式中： max minyyMM、 —— 曲軸旋轉(zhuǎn)一周過(guò)程中，作用在曲柄過(guò)渡圓角所在界面處的最大和最小繞 y 軸的彎矩； max minxxTT、 —— 曲軸旋轉(zhuǎn)一周過(guò)程中，作用在曲頸過(guò)渡圓角所在截面處的最大和最小繞 x 軸的轉(zhuǎn)矩； yW —— 曲柄抗彎截面系數(shù) xW —— 曲頸抗扭截面系數(shù)。 長(zhǎng)沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 ) 39 KK???、 、 可分別從《中國(guó)機(jī)械設(shè)計(jì)大典》（ 3）圖 、圖 中查取。 ?? ? ?= 、 =2 、 代入計(jì)算得 pSS??，即曲軸強(qiáng)度合適。 壓緊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 壓緊書籍的力由圓柱壓縮彈簧提供 彈簧的最大工作載荷的確定。已知斜刃刀片的刃傾角為 07 ，設(shè)力為 1200FN? ，則裁切時(shí)書本受到的水平力為 01 sin = 12 00 sin 7 = 14 4F F N???，要保持書本靜止，工作臺(tái)面應(yīng)提供較大的摩擦力。設(shè)工作臺(tái)面與書之間的摩擦系數(shù)為 = ，摩擦力 39。fF?μ ，1fF? ，彈簧提供的下壓力可取為 1500N，即為彈簧的最大工作負(fù)載。 彈簧變形量 2f 的確定。曲軸行程為 200mm，即壓緊機(jī)構(gòu)的行程為 200mm，考慮到彈簧的彈性極限，選取彈簧時(shí)應(yīng)將行程擴(kuò)大，不妨取為 250mm。 查取《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表 （ GB208980）選取圓柱螺旋壓縮彈簧的尺寸及參數(shù)。 材料直徑 dmm 8 彈簧中徑 2D mm 70 節(jié)距 pmm 工作極限載荷 limFN 1510 單圈彈簧工作極限載荷下變形量 jdf mm 單圈彈簧剛度 39。 Nk mm