【正文】 (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。 RazFa1Fr1RbzCA（b)B C 處彎矩： MCZ 左 = RAZ 67=156445Nmm MCZ 右 = RBZ 141=340374Nmm MCY=RAY 67=340092Nmm (6)、合成彎矩 MC 左 =(M2CZ 左 +M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614Nmm MC 右 =(M2CZ 右 +M2CY)1/2=(3403742+340072)1/2=481162Nmm (7)、轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖。 45 鋼調(diào)質(zhì) 選擇滾動軸承 30211 T2=986380Nmm (8)、計算當量彎矩 應(yīng)力按正系數(shù) α =[δ 1b]/[δ 0b]=55/95= α T2= 986380=572100Nmm C 處： M′ C 左 =MC 左 =374614 M′ C 右 =[M2C 右 +(α T2)2]1/2=(5721002+3764142)1/2=684826Nmm (9)、校核軸徑。 C 剖面： dC= (M′ C 右 /[δ 1b])1/3=(684826/55) 1/3 =50mm＜ 62mm 強度足夠。 (10)、軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計 由表 6— 1 查出鍵槽尺寸： b h=18 11 由表 6— 2 查出鍵長： L=70； RazFa1RbzBCA（b)Rb y(d)(c)BCARb y 七、滾動軸承的校核計算 （一）中間滾動軸承的校核計算 選用的軸承型號為 30208 由表 9－ 16 查得 Cr= kN, 0rC = e= 作用在軸承上的負荷。 1)、徑向負荷 A 處軸承 FRⅠ =(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512N B 處軸承 FRⅡ =(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N 2)、軸向負荷 3)、軸承受力簡圖。 Fr 1Fa S2S1Fr II 外部軸向力 FA=Fa3－ Fa2=1926— 917=1009N 從最不利受力情況考慮 FA 指向 B 處軸承，如上圖所示。 軸承內(nèi)作軸向力 SⅠ =е FrⅠ = 5512=2039N SⅡ =F rⅡ = 6500=2405N 因 FA+SⅠ =1009+2039=3048＞ 2405=SⅡ 軸承 Ⅱ 被壓緊，為緊端，故 FaⅠ =SⅠ =2039N FaⅡ =FA+SⅠ =3048N 計算當量功負荷。 Ⅰ 軸承， FaⅠ /Cor=2039/42800= 查 [課 ]表 135， е = FaⅠ /FrⅠ =2039/5512=＜ е ,X1=1 Y1=0 動載荷系數(shù) fp= 當量動載荷 prⅠ =fp(X1FrⅠ +Y1FaⅠ )= 5512=6063N Ⅱ 軸承： FaⅡ /Cor=3048/42800= е = FaⅡ /FrⅡ =3048/6500=＞ е =， X2=， Y2= 當量功載荷 PrⅡ =fa(X2FrⅡ +Y2FaⅡ )=( 6500+ 3048) =7371N 驗算軸承壽命 因 PrⅠ ＜ PrⅡ ,故只需驗算Ⅱ軸承。 軸承預期壽命與整機壽命相同，為： 8 30016=38400h 軸承實際壽命 Lh10=16670/n2(Cr/PrⅡ )ε =16670/(59800/7371)3 =128554h＞ 38400 具有足夠使用壽命。 軸承靜負荷計算 經(jīng)計算，滿足要求；計算過程略。 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。 由前面軸的設(shè)計已知本處軸徑為： d2=45 由表 6— 1 選擇鍵 14 9 50 鍵的接觸長度 L=d2－ b=50－ 14=36,接觸度 h′ =h/2=9/2= 由《機械設(shè)計》表 6— 2 查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應(yīng)力 [δ p]=120MPa δ p=2T2/d2lh′ =(2 10 3)/(453 6)= 98MPa＜ [δ P] 鍵聯(lián)接強度足夠 低速軸與齒輪 4 的鍵聯(lián)接選用及計算。 由前面軸的設(shè)計已知本處軸徑為： d4=62 由表 6— 1 選擇鍵 18 11 70 鍵的接觸長度 L=d2－ b=70－ 18=52,接觸度 h′ =h/2=11/2= 由《機械設(shè)計》表 6— 2 查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應(yīng)力 [δ p]=120MPa δ p=2T2/d2lh′ =(2 10 3)/(62 52 )=111MPa＜ [δ P] 鍵聯(lián)接強度足夠 九．聯(lián)軸器的選擇計算 由于低速級的轉(zhuǎn)矩較大，故選用彈性柱銷 聯(lián)軸器，型號為 HL5 計算轉(zhuǎn)矩： caT ＝ K3T =? 986380= 轉(zhuǎn)速 n= d=50 所以由表可知：強度和轉(zhuǎn)速均滿足要求 十、 箱體及其附件的設(shè)計選擇 零部件 名稱 符號 件速器的尺寸關(guān)系 箱座壁厚 δ 18 箱蓋壁厚 δ 1 8 箱蓋凸緣厚度 b1 30 箱座凸緣厚度 b 13 地腳螺釘直徑 df M20 地腳螺釘數(shù)量 n 6 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d1 M6 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 M14 聯(lián)接螺栓 d2 的間距 L 125~200 軸承端蓋螺釘直徑 d3 M8 檢查孔蓋螺釘直徑 d4 M8 定位銷直徑 d 8 油標尺的尺寸設(shè)計 如圖 由表 7— 21，選取為 M12d 的。 D=20 b=6 h=28 d2=12 a=10 D1=16 d1=4 參考文獻 ： 沒有注明的為《機械設(shè)計課程設(shè)計》書。 《機械設(shè)計》教材。 《機械原理》教材。 畢業(yè)論文（設(shè)計）原創(chuàng)性聲明 本人所呈交的畢業(yè)論文（設(shè)計） 是我在導師的指導下進行的研究工作及取得的研究成果。據(jù)我所知， 除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文（設(shè)計）不包含其他個人已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的研究成果。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。 作者簽名： 日期： 畢業(yè)論文（設(shè)計 ）授權(quán)使用說明 本論文（設(shè)計）作者完全了解 **學院有關(guān)保留、使用畢業(yè)論文（設(shè)計）的規(guī)定，學校有權(quán)保留論文（設(shè)計）并向相關(guān)部門送交論文（設(shè)計）的電子版和紙質(zhì)版。有權(quán)將論文（設(shè)計）用于非贏利目的的少量復制并允許論文（設(shè)計）進入學校圖書館被查閱。學校可以公布論文（設(shè)計）的全部或部分內(nèi)容。保密的論文（設(shè)計）在解密后適用本規(guī)定。 作者簽名： 指導教師簽名： 日期： 日期： 注 意 事 項 （論文）的內(nèi)容包括： 1）封面（按教務(wù)處制定的標準封面格式制作） 2）原創(chuàng)性聲明 3）中文摘要（ 300 字左右）、關(guān)鍵詞 4）外文摘要、關(guān)鍵詞 5）目次頁（附件不統(tǒng)一編入） 6）論文主體部分：引言（或緒論）、正文、結(jié)論 7）參考文獻 8）致謝 9）附錄（對論文支持必要時） ：理工類設(shè)計（論文）正文字數(shù)不少于 1 萬字（不包括圖紙、程序清單等），文科類論文正文字數(shù)不少于 萬字。 ：任務(wù)書、開題報告、外文譯文、譯文原文（復印件）。 、圖表要 求： 1）文字通順，語言流暢，書寫字跡工整，打印字體及大小符合要求，無錯別字，不準請他人代寫 2）工程設(shè)計類題目的圖紙，要求部分用尺規(guī)繪制，部分用計算機繪制，所有圖紙應(yīng)符合國家技術(shù)標準規(guī)范。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（復印件）次序裝訂 3）其它