【正文】 0=350mm。 所需基準長度的計算： 首先找的選取基準長度的尺寸 [8]，查表 表 普通 V 帶的基準長度表 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 26 所以選取基準長度 Ld=700mm。 根據(jù)公式： Ld0 202 ???? a (dd1+dd2)+ 04 )12( 2adddd ?? =1077mm () 實際軸間距的計算 [9]： 根據(jù)如下公式： mmLL d 1622 10777003502aa 0d0 ??????? () 確定單根 V 帶傳遞的額定功率 KP? 通過機械設計手冊查表可得知： KP?? 帶速和 V 帶根數(shù)： 通過查表 ： 表 包角修正系數(shù) ?? 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 27 小帶輪包角修正系數(shù) Ka= 帶長修正系數(shù) K1= 可求出： 帶速 V= 100060 nd 11?? =4 sm () V 帶的根數(shù) Z=LKK acaPP P）（ ?? =1 () 各項力的計 算 : 通過查表 ： 表 帶型的選擇 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 28 V 帶每米長的質(zhì)量 [10] q= mkg 有如下公式： 單根 V帶的預緊力 F0 =500 2a qvzvP c ?? ）（ K () =500（ ???? ） 24 = 作用在軸上的 壓軸 力 F 2azsin2 10r F? () =2 2180sin1 00 ??? F =225N 帶輪軸的設計 已知： 軸的傳遞功率 [11]P= 材料的選擇： 因為帶輪軸是傳動軸，且強度硬度要求不是很高，所以選用軸的材料為 45 碳鋼，熱處理的 要求為調(diào)質(zhì)處理，通過查詢機械設計手冊可以得出下面這些主要數(shù)據(jù)： 抗拉強度為 600Mpa 許用靜應力為 240 Mpa 彎曲疲勞極限強度為 240 Mpa 硬度為 170～ 217HB 屈服點為 300Mpa 許用疲勞應力為 160 Mpa 扭曲疲勞極限強度 [12]為 140Mpa 因為已經(jīng)知道軸的傳遞功率 P=，轉(zhuǎn)速 n=600r/min。 而且該軸的轉(zhuǎn)向方式為單向恒定轉(zhuǎn)向，工作環(huán)境為無腐蝕條件。 根據(jù)公式： 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 29 9550000P=Tn 可以求出軸的傳遞轉(zhuǎn)矩 T=9550Nmm 軸的最小直徑的確定： 首先選取軸用材料 [13]的 A 值； 注（當彎矩相對轉(zhuǎn)矩很小或只受轉(zhuǎn)矩時 A 取較小值，反之 A 取較大值；當用 Q235以及 35SiMn 時 A 取較大值；計算的截面上有一個鍵槽， A 值增大 4%~5%，有兩個鍵槽 A 值增大 7%~10%. 根據(jù)查表 ： 表 軸的材料 可以查得 : 許用剪應力為 30~40Mpa A 值為 115 [14]計算剖面處軸的直徑： d ? ?3 ?? 3 ???? ? 軸的結構圖圖如圖 所示： 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 30 圖 軸的結構圖 彎曲應力校核強度： 彎曲應力校核公式如下： ? ?122 ( ????? ?? M TM ） () 5 偏心凸輪傳動軸的設計 軸的相關數(shù)據(jù)的設計 選擇軸的材料，確定許用應力 [15] 選 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)許用 扭轉(zhuǎn) 切應力強度極限估計軸的最小直徑 初步確定軸的直徑 30 nPAd? mmd 3 ???,取 d6=26mm () . 設計 凸輪 軸的 結構形式 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 31 根據(jù)以上設計，凸輪軸 的 結構如圖 所示： 圖 凸輪軸 的結構 根據(jù)軸的定位要求確定各段軸的直徑和長度 (1)根據(jù)鍵的 尺寸 和帶輪尺寸等因素取 L1=35mm、 d1=28mm (2)根據(jù)鍵的 尺寸 和凸輪尺寸等因素取 L3=45mm， d3=42mm, (3)合理選擇其它個軸段的尺寸為： L2=52mm, d2=40mm, L4=7mm,d4=50mm, L5=23mm, d5=42mm, L6=39mm。 軸的校核 畫出軸的的空間受力簡圖 將凸輪受力簡化為集中力通過輪轂中點作用于軸上，軸的支點反力也簡化為集中力通過軸承載荷中心 O 作用于軸上，軸的受力簡圖如圖 所示： 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 32 圖 軸的受力簡圖 畫出水平面受力圖 如圖 所示，考慮到 C， B 兩處可能存在危險截面，計算出 C， B 兩處凸輪上圓周力 NdTFt 45 ?????? () 支點反力 NFFF tBHAH 44 ?????? () C 點彎矩 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 33 mmNmmFM AHCH ????? 0 0 () B 點彎矩 mmNmmFM AHBH ????? () 畫出垂直面受力圖 計算支點反力和 C、 B 兩處的彎矩，畫出垂直面彎矩圖如圖 所示： 支點反力 NFdFF raAV 2097105 ???? () NFFF rAVBV 243??? () C 點彎矩 1 1 0 0 1 ??? mmFM AVCV N () B 點彎矩 6 2 3 .5 8 7 6 4 7 3 9 2 .1dv A V dM F l N m m? ? ? ? ? ? () 求合成彎矩圖 C 點合成彎矩 2 2 2 21 0 9 4 4 5 4 1 1 5 6 .3 1 1 6 8 0 0C CH CVM M M N m m? ? ? ? ? () B 點合成彎矩 2 2 2 29 8 5 0 0 5 4 7 3 9 2 .1 1 1 4 2 1 9 .8D D H D VM M M N m m? ? ? ? ? ? () 畫出轉(zhuǎn)矩圖， 如圖 所示 計算 C、 B 處當量彎矩，畫出當量彎矩圖 ? ? 22 2 2( ) 9 0 5 0 6 . 7 0 . 6 3 9 4 0 0 9 3 5 4 3 . 1CCM M a T N m m? ? ? ? ? ? ?′ () ? ? 22 2 2( ) 1 0 4 2 1 9 . 8 0 . 6 3 9 4 0 0 1 0 6 8 6 7 . 3DdM M a T N m m? ? ? ? ? ? ?′ () 校核軸的強度 根據(jù)彎矩大小及軸的直徑選定 C、 B 兩面進行 強度校核。 20 r n iGMTA 合金鋼 1079 aMP??B [16],按插值法得 ] 99 aMP?? ?1b 。 C 面當量彎曲應力 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 34 ? ? 133 9 3 5 4 3 . 1 4 2 . 0 2 [ ]0 . 1 0 . 1 2 9 0 . 9 7CC bMM N m mWd ? ??? ? ? ? ? ???C ′ ′′ () B 面當量彎曲應力 ? ? 133 1 0 6 8 6 7 . 3 4 6 . 7 4 [ ]0 . 1 0 . 1 2 9 . 2 6 0 . 9 6DD bMM N m mWd ? ??? ? ? ? ? ???D ′ ′′ C 和 B 兩面是安全的。 6 螺栓螺紋的計算 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 35 動態(tài) 變載荷 螺栓螺紋的計算 大 徑 d=9mm； 螺距 p=2mm； H= 23 p(原始三角形高度 ) 通過公式計算： 中徑 d2=d283 H== () 小徑 d1=d285 H== () 外螺紋大徑公差如下 [16]： 螺距 P/mm: 2 大徑公差 / μm|公差等級 4: 180 大徑公差 /μm|公差等級 6: 280 大徑公差 /μm|公差等級 8: 450 選取第一種，公差為 180μm 。 螺距 P/mm: 2 外螺紋中徑公差查表 ： 選取中徑螺紋公差等級為 4 級，公差為 85μm 公差精度為中等，公差帶位置 f|N:6f。 液體動壓軸承上的螺紋連接結構設計： 螺栓連接：因為液體動壓軸承上用于連接的兩個零件較薄，在被連接件上開有通孔，所以采用鉸制孔螺栓 [17]，這種連接能精確固定被連接件間的相對位置，適用于承載橫載荷，因為螺栓數(shù) Z 通常取 4 的倍數(shù) ，所以螺栓數(shù)取 12. 表 外螺紋中徑公差 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 36 受橫向載荷鉸制孔螺栓連接的基本計算 圖 鉸制孔螺栓 受橫向載荷鉸制孔螺栓 已知： 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 37 橫向載荷 FA = 10 kN 螺栓受剪直徑 d0 = 10 mm 受擠壓高度 δ = 6 mm 受剪面?zhèn)€數(shù) m = 1 螺栓機械性能等級為 擠壓安全系數(shù) Ss1 = 抗剪安全系數(shù) Ss2 = 螺栓許用 切應力 [η] = MPa 螺栓計算壓應力 ζp = MPa 螺栓計算切應力 η = MPa 擠壓強度 ? ? M pa2560?? ?? dFIAF () 抗剪強度 ? ?2039。d4m?? AF? =128Mpa () 校核計算結果 [18]： 擠壓強度： ζ≤[ζ] 滿足 抗剪強度： η≤[η] 滿足 動態(tài)螺栓變載荷的上的螺紋計算 [19] 大徑 d=13mm； 螺距 p=2mm； H= 23 p(原始三角形高度 ) 通過公式計算： 中徑 d2=d283 H== () 小徑 d1=d285 H== () 外螺紋大徑公差如下： 螺距 P/mm: 2 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 38 大徑公差 /μm |公差等級 4: 180 大徑公差 /μm|公差等級 6: 280 大徑公差 /μm|公差等級 8: 450 選取第一種，公差為 180μm 。 外螺紋中徑公差查表 ： 螺距 P/mm: 2 選取中徑螺紋公差等級為 4 級，公差為 100μm 公差精度為中等，公差帶位置 f|N:6f。 根據(jù)上個計算同理可知： 動態(tài)螺栓變載荷的上受橫向載荷鉸制孔螺栓連接的基本計 算： 受橫向載荷鉸制孔螺栓已知： 橫向載荷 FA = 10 kN 螺栓受剪直徑 d0 = 10 mm 受擠壓高度 δ = 8 mm 受剪面?zhèn)€數(shù) m = 1 螺栓機械性能等級 擠壓安全系數(shù) Ss1 = 抗剪安全系數(shù) Ss2