【正文】 均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面 C也不必校核。 精確校核軸的疲勞強度 （ 1）判 斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 4和 5 處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面 C 上的應力最大。由公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取α =，軸的計算應力 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面。 求軸上的載荷 首先，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取 a 值。 （ 4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 由課本表 152得，取左端面倒角為 ，右軸端倒角為 2 。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 同理，帶輪與軸的連接，選用平鍵為 b h l=10mm 8mm 36mm。已知滾動軸承寬度 B=16mm。 ④ 軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定），根據(jù)軸承端蓋的裝坼及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外 端面與帶輪右端面間的距離為 l=30mm，故取 ⑤ 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間距離 a=15mm。 齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度 h= 48=，故取 h=4mm.則軸環(huán)處的直徑。齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。故。故選用角機械設計課程設計 13 接觸球軸承?，F(xiàn)取 ② 初步選擇滾動軸承。 取帶輪與軸的配合的轂孔長度為。 12軸段右端面需制出一軸肩，故取 23段的直徑為。查表，取，于是得 輸入軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ① 試選 = ② 查課本圖 1030選取區(qū)域系數(shù) = ③ 查課本圖 1026選取 =， =，則 =+=+= ④ 查課本表 107選取齒寬系數(shù) =1 ⑤ 查 課本 表 107選取材料彈性影響系數(shù) =（） ⑥ 由 課本 圖 1021d，按齒面 硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 =600，大齒輪接觸疲勞強度極限 =550 ⑦ 應力循環(huán)次數(shù) =60 j =60 1 (2 8 365 8)= == ⑧ 由 課本 圖 1019可取接觸疲勞壽命系數(shù) =， = ⑨ 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 ，安全失效 S=1，故 == 600=540， == 550= (2)計算 ① 計算小齒輪的分度圓直徑 ，代入公式 == ② 計算圓周速度 ν = == ③ 計算齒寬 b及模數(shù) b==， ===， h== =， = ④ 計算縱向重合度 == 1 22 = ⑤ 計算載荷系數(shù) K 已知使用系數(shù) =1，由 ν =， 7級精度，由 課本 圖 108知動載系數(shù) =，由 課本 表 104得 =， 課本 圖 1013 得 =， 課本 表 103 得 ==，故 K==1 = ⑥ 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 機械設計課程設計 11 == = ⑦ 計算 === 按齒根彎曲強度設計 按 計算 (1) 確定計算參數(shù) ① 計算載荷系數(shù)： K== ② 由 =，從 課本 圖 1028 得：螺旋角影響系數(shù) = ③ 計算當量齒數(shù)： ===， === ④ 查取齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)：由課本表 105查得（插值法） 由表查得（插值法）， ⑤ 查取彎曲強度極限：查表得， ⑥ 查取彎曲疲勞壽命系數(shù)：， ⑦ 計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù) S= = ⑧ 計算大、小 齒輪的值，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 (2) 設計計算 。小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS；大齒輪為 45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。為使帶的工作面與輪槽 工作面緊密貼合，將輪槽的工作面的夾角做成小于 . V 帶安裝到輪槽之后，一般不應超出帶輪外圓，也不應與輪槽底部接觸。 計算帶的根數(shù) z （ 1） 計算單根 V 帶的額定功率 由 =200mm 和 =970（ r/min），查表 84a（《機械設計》，西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室 編著， 第八版）并進行計算： =,得 =（ Kw） .根據(jù) =970（ r/min）， i=3 和帶型為普通 B 型帶，查表并計算： =，得 =（ Kw） .繼續(xù)查表 =， =，于是 =()=(+) = (Kw). （ 2） 計算 V 帶的根數(shù) z z= = =，取 z=3 計算單根 V 帶的初拉力的最小 值 查表知道普通 B型帶的單位長度質(zhì)量 q=（ kg/m），所以 =500 +q =500 + =+=（ N） .應使帶的實際初拉力 . 計算壓軸力 壓軸力的最小值為： =2z=2 3 = （ N） 帶輪的結(jié)構(gòu)設計 （ 1） 選材 由于帶輪的轉(zhuǎn)速適中，功率也不大，故選材為鑄鐵，并選用常用的 HT150或 HT200 （ 2） 結(jié)構(gòu)形式設計 機械設計課程設計 9 由于 300mm，且 100mm，故小帶輪可采用孔板式；而 300mm，可采用輪輻式。所以帶輪的中心距的變動范圍為 驗算主動輪上的包角 小帶輪上的總摩擦力總是小于大帶輪上的總摩擦力，因此帶輪打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。 確定 V 帶的基準長度和傳動中心距 （ 1） 根據(jù) （） a2（） ,即 560mma1600mm,初選 =1000mm，所以 =2+（） + ， 得 =2 1000+（ 600+200） +=3296mm，查表選帶的基準長度 =3550mm。 電動機的安裝 動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如下表所示 H= A=254 B=210 C=108 D= E=110 F=12 G=37 H=160 AC=325 AB=330 AD=255 BB=270 HD=385 L=600 K=15 三 帶傳動的設計 確定計算功率 此帶式運輸機工作是兩班制，故一天工作 16個小時；載荷較平 穩(wěn)，空載啟動，查表可知工作情況系數(shù) Ka=，故 =KaP,而 P=，從而可得 = =（ Kw） 選取 V 帶帶型 根據(jù) =（ Kw）以及小帶輪的轉(zhuǎn)速 =970（ r/min），查圖 （《機械設計教程—— 理論、方法與標準》，黃平、朱文堅主編）可確定選取普通 V帶 B型 選取 V 帶的傳動比 由推薦的傳動比為 2到 4，可取 i=3， i=， 因此 =（ r/min） =（ r/min） 機械設計課程設計 8 確定帶輪基準直徑 （ 1） 查表初選主動輪的直徑 =125mm，由 ===(m/s),速度偏小，不適宜。因此，在選電動機轉(zhuǎn)速時，綜合考慮與傳動裝置有關(guān)的各種因素，通過分析比較，一般選 1000（ r/min）和 1500（ r/min）的電動機為宜。 故電動機的轉(zhuǎn)速可選范圍為： =i =(624) （ r/min）， 故 =（ r/min） . （ 3） 同一功率的異步電動機，一般轉(zhuǎn)速為 3000（ r/min）、 1500（ r/min）、1000（