《機械設(shè)計課程設(shè)計[共26頁]》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機械設(shè)計課程設(shè)計[共26頁]（27頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 錯誤！未找到目錄項。 第1章 $：電機的選取 1． 數(shù)據(jù)及示意圖 輸送帶拉力F 2700N 輸送帶速度V 1.5m/s 滾筒直徑D 450mm 每日工作時數(shù) 24h 傳動工作年限 10年 二：選擇電動機系列 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y系列。 三：選取電動機功率 卷筒所需功率 Pw=FV/1000=2700*1.5/1000KW=

2、4.05KW。 按表2.2取v帶效率η1=0.96，軸承效率η2=0.98，斜齒輪嚙合效率η3=0.98，卷筒效率η4=0.96，V帶效率η5=0.97。. 傳動裝置的總效率ηa為 ηa=η1*η22*η3*η4*η5=0.96*0.982*0.97*0.99*0.96=0.85。 所以電動機所需功率為 Pd=Pw/ηa=4..05/0.85KW=4.76KW。 四：確定電動機的轉(zhuǎn)速、卷筒軸轉(zhuǎn)速 nw=60V/πD=60*1.5/(π*0.4)r/min=63.8r/min。 現(xiàn)以同步轉(zhuǎn)速為1000r/min及1500r/min兩種方案進行比較，由表16-1查得電動機數(shù)據(jù)，

3、計算出總傳動比如下所示： i1=nm1/nw=960/63.8=15.05。 同理i2=22.6。 電動機軸轉(zhuǎn)矩 Td1=9550*Pd/nm1=9550*4.76/960=47.35N.m。 同理Td2=31.57N.m。 五：各軸輸入功率 Ⅰ軸：PⅠ=Pd*1=4.76KW。 Ⅱ軸：PⅡ=PⅠ*η1=4.76*0.96KW=4.57KW。 Ⅲ軸：PⅢ=PⅡ*η2*η3=4.57*0.98*0.97=4.34KW。 卷筒軸：PⅣ=PⅢ*η2*η4=4.34*0.98*0.99=4.21KW。 六：選擇方案 以同步轉(zhuǎn)速為1000r/min電機進行計算，初選皮帶傳動的

4、傳動比i=3.76，齒輪傳動比i齒=i1/i=4，卷筒傳動比為1。 七：各軸的轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸：nⅠ=nm/i0=960/1 r/min=960r/min。 Ⅱ軸：nⅡ=nⅠ/i=960/3.76r/min=255.3r/min。 Ⅲ軸：nⅢ=nⅡ/i齒=255.3/4 r/min=63.8r/min。 卷筒軸：nⅣ=nw=63.8r/min。 八：各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸Td=9550*Pd/nm=9550*4.76/960 N.m=47.35N.m。 Ⅰ軸：TⅠ=Td=47.3N.m。 Ⅱ軸：TⅡ=TⅠ*i*η1=47.35*3.76*0.

5、96N.m=170.91N.m。 Ⅲ軸：TⅢ=TⅡ*i齒*η2*η3=170.91*4*0.98*0.97N.m=649.7N.m。 卷筒軸：TⅣ=i筒*TⅢη4η2=649.7*0.99*0.98=630.3N.m。 軸號 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 卷筒軸 轉(zhuǎn)速（r/min) 960 255.3 63.8 63.8 功率(kw) 4.76 4.57 4.34 4.21 轉(zhuǎn)矩(N.m) 47.35 170.91 649.7 630.3 傳動比 3.76 4 1 第2章 ：普通V帶的設(shè)計 一：確定計算功率Pca 由表8-8查得工作情況

6、系數(shù)KA=1.6， 故Pca=KA*P=1.6*5.5kw=8.8kw。 二：選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n由圖8-11選用B型 三：確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速V 1)初選小帶輪的基準直徑dd。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準直徑dd1=140mm。 2)驗算帶速V。按式（8-13）驗算帶的速度 V=πdd1*n1/(60*1000)=π*140*960/(60*1000)m/s=7.04m/s 因為5m/s

7、。根據(jù)表8-9，取標準值為 dd2=560mm。 四：確定帶的中心距a和基準長度Ld 1)根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=900mm 2)由式（8-22）計算帶所需的基準長度 Ld0≈2a0+π(dd1+ dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2*900+π(560+140)/2+(560-140)2/(4*900)mm =2949mm 由表8-2選取帶的基準長度Ld=2870。 3) 按式（8-23）計算實際中心距a a≈a0+(Ld-Ld0)/2=900+(2870-2949)/2mm=860mm。 按式（8

8、-24）amin=a-0.015Ld=860-0.015*2870mm=817mm。 amax=a+0.03Ld=860+0.03*2870mm=946mm。 中心距的變化范圍為817--946mm。 五：驗算小帶輪上的包角α1 α1≈1800-（dd2-dd1）*57.30/a =1800-(560-140)*57.30/860 ≈1520>1200 六：計算帶的根數(shù) 1)計算單根V帶的額定功率P 由dd1=140mm和n1=960r/min 查表8-4得P0=2.906kw。 根據(jù)n1=960r/min，i=3.76和B型帶。

9、 查表8-5得ΔP0=0.30kw。查表8-6得Kα=0.93， 表8-2得KL=1.05kw 于是Pr=(P0+ΔP0)*Kα*KL =(2.026+0.30)*0.93*1.05kw =2.34kw。 2) 計算V帶的根數(shù)z Z=Pca/Pr=8.84/2.34=3.78。取z=4 七：計算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得A帶的單位長度質(zhì)量q=0.170kg/m 所以F0=500*(2.5-Kα)*Pca/(Kα*z*v)+qv2 =500*(2.5-0.93)*8.8/(0.93*4*7.04)+0.170*7.042N =272.2N

10、八：計算壓軸力Fp Fp=2zF0*sin(α1/2)=2*4*272.2*sin(1520/2)N=2112.9N 九：主要設(shè)計結(jié)論 選用B型普通帶4根，帶基準長度2870mm。帶輪基準直徑 dd1=140mm，dd2=560mm，中心距控制在a=817--946mm， 單根帶初拉力F0=272.2N。 第3章 ：斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計 一：選精度等級、材料及齒數(shù) 1) 由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。 2) 帶式輸送機為一般工作機器，參考表10-6，選

11、用7級精度。 3) 選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=96。 4) 初選螺旋角β=140。 5) 壓力角α=200，齒數(shù)比u=z2/z1=4，Φd=1。 二：按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 1) 由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即 d1t≥[2KHt*(u+1)*（ZH*ZE*Zε*Zβ）2/Φd*u*[（σH）]2]1/3 ?試選載荷系數(shù)KHt=1.3 ?由圖（10-20）查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 ?由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合系數(shù)Zε α1=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan200/cos140)=20.5620 αa

12、t1=arccos[z1cosα/(z1+2h*an*cosβ)] = arccos [24* cos 20.5620/(24+2*1*cos140)] =29.9740 αat2=arccos[z2cosα1/(z2+2h*an*cosβ)] =arccos[96*cos 20.5620/(96+2*1*cos140)] =23.4020 εα=[z1(tanαat1-tanα1)+z2(tanαat2-tanα1)]/2π =[2

13、4*(tan29.9740-tan20.5620)+96*(tan23.4020-tan20.5620]/2π =1.652 εβ=Φd*z1*tanβ/π=1*24*tan(140)/π=1.905 Zε===0.667 ④由式（10-23)可得螺旋角系數(shù) Zβ==0.985 ⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8 Mpa1/2 ⑥計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH] 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 σHlim1=600Mpa、σHlim2=550Mpa 由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) N1=60*n1j*L

14、h=60*255.3*1*(3*8*320*10) =1.176442109 N2=N1/u=1.1764224109/(96/24)=2.94105109 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.96、KHN2=1.08 取失效概率為1％、安全系數(shù)s=1，由式(10-14)得 [σH]1=KHN1*σHlim1/s=0.96*600/1Mpa=576Mpa [σH]2=KHN2*σHlim2=1.08*550/1Mpa=594Mpa 取[σH]1和[σH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[σH]=[σH]2=576Mpa

15、。 ⑦計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55106p/n1=1.7091105N.m 2) 計算小齒輪分度圓直徑 d1t≥ = =53.583mm (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 ?圓周速度V V==m/s=0.716m/s ?齒寬b b=Φd*d1t=1*53.583mm=53.583mm 2)計算實際載荷系數(shù)KH ?由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 ?根據(jù)V=2.62m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.02 ?齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2*1.7091105/53.583N=6.

16、379103N KAFt1/b=1*6.379103/53.583N/mm=119.04N/mm>100N/mm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2 ④由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHβ=1.419，則載荷系數(shù)為 KH=KA*KV*KHα*KHβ=1*1.02*1.2*1.420=1.738 3) 由式（10-12）可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1=d1t=53.583* mm=59.028mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d1cosβ/z1=59.028*cos140/24mm=2.386mm。 三：按齒根彎

17、曲疲勞強度設(shè)計 （1） 由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即 mnt≥ 1)確定公式中各參數(shù)值 ?試選載荷系數(shù)KFt=1.3 ?由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε βb=arctan(tanβcosα1)=arctan(tan140cos20.5620)=13.140 εαv=εα/cos2βb=1.562/cos13.140=1.742 Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/1.742=0.681 ?由式（10-19),可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Yβ Yβ=1-εβ*β/1200=1-1.905*140/1200=0

18、.778 ④計算 由當量齒數(shù)Zv1=z1/cos3β=24/cos3140=26.27 Zv2=z2/cos3β=96/cos3140=105.09 查圖10-17，得齒形系數(shù)YFa1=2.61，YFa2=2.19 查圖10-18，得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.6,Ysa2=1.8 =2.61*1.6/314.28=0.0133 =2.19*1.8/244.29=0.0161 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 ==0.0161 2) 試算齒輪模數(shù) mnt≥ = =1.837mm (2) 調(diào)整齒輪模數(shù) 1) 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備

19、?圓周速度V d1=mnt*z1/cosβ=1.837*24/cos140mm=45.438mm V=πd1n1/60*1000=π*45.438*960/60*1000 m/s=0.61m/s ?齒寬b b=Φd*d1=1*45.438mm=45.438mm。 ?齒高h及齒高比b/h h=(2h*an+c*n)*mnt=(2*1+0.25)*1.837mm=4.133mm。 b/h=45.438/4.133=10.99。 2)計算實際載荷系數(shù)KF ?根據(jù)V=0.610m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.03。 ? 由Ft1=2T1/d1=2*1.70911

20、05/45.438=7.523103 由Ft1/b=1*7.523103/45.438N/mm=165.56N/mm>100N/mm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2 ?由表10-4用插值法查得KHβ=1.418,結(jié)合b/h=11.00，查圖10-13，得KFβ=1.35,則載荷系數(shù)為 KF=KA*KV*KFα*KFβ=1*1.03*1.2*1.35=1.669。 3) 由式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) mn=mnt*=1.837*mm=1.997 mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲強度計算的法面模數(shù)。

21、從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取mn=2mm；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d1=59.028mm，來計算小齒輪的齒數(shù)，即 z1=d1cosβ/mn=59.028*cos140/2=28.637 取z1=29，則z2=u*z1=4*29=116 取z2=117，z1與z2互為質(zhì)數(shù) 四：幾何尺寸計算 （1） 計算中心距 a=mn(z1+z2)/2cosβ=2(29+117)/2cos140 mm=150.47mm 考慮模數(shù)從1.997mm增大圓整至2mm，為此將中心距減小圓整為150mm （2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arcco

22、s=arccos=13.270 (3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1==29*2/cos13.270mm=59.59mm d2==117*2/cos13.270=240.42mm (4) 計算齒輪寬度 b=Φd*d1=1*59.59mm=59.59mm 取b2=60mm，b1=65mm 五：圓整中心距后的強度校核 齒輪副的中心距在圓整之后，KH、Zε、和KF、Yε、Yβ等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 （1）齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似方法，先計算式（10-22）中各參數(shù) 1）計算校核參數(shù)KH ?由表10

23、-2查得使用系數(shù)KA=1， ?根據(jù)V=0.82m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.05 齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2*1.709105/59.59 N=5.736103 KA*Ft1/b=1*5.736103/59.59 N/mm=96.26N/mm<100N/mm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.4 ④由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， KHβ=1.421 KH=KA*KV*KHα*KHβ=1*1.05*1.4*1.421=2.09 同理，其它各參數(shù)d1=59.59mm，T1=1.7091105N.mm Φd=

24、1，u=4，ZH=2.45，ZE=189.8 Mpa1/2，Zε=0.627， Zβ=0.987。將它們代入式（10-22）得 σH=*ZH*ZE*Zε*Zβ =*2.45*189.8*0.627*0.987 Mpa =538.55 Mpa <[σH] 滿足齒面接觸疲勞強度條件。 （1） 齒根彎曲疲勞強度校核 查表10-2得KA=1， 查圖10-8得KV=1.05. 查表10-3得KFα=1.4，由表10-4，圖10-13得KFβ=1.38， 因此 KF=KA*KV*KFα*KFβ=1*1.05*1.4*1.38=2.03。 TⅠ=Td1=1.70911

25、05N.m。 因為Zv1=Z1/cos3β=29/cos313.270=31.45. Zv2=Z2/cos3β=117/cos313.270=126.90. 由圖10-17知YFa1=1.63,YFa2=2.14. 由圖10-18知Ysa1=1.63,Ysa2=1.81. αt=arctan(tanan/β)=arctan(tan200/cos13.270)=20.4910 αt1=arccos[Z1cosαt/(Z1+2h*an*cosβ)] =arccos[29cos20.4910/(29+2*1*cos13.270) =32.156 αt2=arccos[

26、Z2cosαt/(Z2+2h*an*cosβ)] =arccos[117cos20.4910/(117+2*1*cos13.270) =23.2200 εα = [Z1(tanαt1-tanαt’)]+Z2(tanαt2-tanαt’)]/2π =[29(tan32.1560-tan20.4910)]+117(tan23.2200-tan20.4910)]/2π =1.962 εβ = Φd*Z1*tanβ/π=1*22*tan11.780/π = 1.46 βb=arctan(tanβ*ccosαt)=arctan(ta

27、n13.270*cos20.4910) = 12.460 εαv=εα/cos2βb=1.962/cos212.460=2.05 Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/2.05=0.624 Yβ=1-εβ*β/1200=1-1.46*12.460/1200=0.79 β=13.270,Φd=1,mn=2mm,Z1=29 將它們代入式（10-17），得到 σF1=2KF*T1*YFa1*YSa1*Yε*Yβ*cos2β/Φd/Mn3/Z12 =2*1.669*1.7091*105*2.55*1.63*0.624*0.79*cos213.270/8/29/29

28、 =153MPa<[σF1] σF2=2KF*T1*YFa2*YSa2*Yε*Yβ*cos2β/Φd/Mn3/Z12 =2*1.669*1.7091105*2.14*1.81*0.0.624*0.79*cos213.270/8/29/29 =142.8<[σF2] 齒根彎曲疲勞強度滿足要求,并且小齒輪抵抗彎曲疲勞強度破壞的能力大于大齒輪 六:主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)Z1=29,Z2=117,模數(shù)m=2,壓力角α=200,螺旋角β=13.270, 變位系數(shù)x1=x2=0,中心距a=150mm,齒寬b1=60mm,b2=65mm.小齒輪選用40Cr(調(diào)質(zhì)),大齒輪選用4

29、5鋼(調(diào)質(zhì)).齒輪按7級精度設(shè)計. 第四章:軸的計算 一:求輸出軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3 P3=P*η*η=5.04Kw, n3=86r/min, T3=575N.m 二:求作用在齒輪上的力 d2=mt*Z2=2*71mm=142mm, Fr=Ft*tanαn/cosβ=2984N Fa=Ft*tanβ=1138N 圓周力Ft,徑向力Fr,軸向力Fa的方向如下圖所示: <暫無> 三:初步確定軸的最小直徑 先按式(15-2)

30、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15-3,取A0=112,于是得dmin=A0*=112*mm=43.5mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dⅠ-Ⅱ,為了使所選軸直徑dⅠ-Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=Ka*T3,查表14-1考慮轉(zhuǎn)矩變化較小,取Ka=1.3,則Tca=1.3*575N.m=747.5N.m,按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查手冊,選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m.半聯(lián)軸器的孔徑為dⅠ=45mm,故取dⅠ-Ⅱ=45mm,半聯(lián)軸器長度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸

31、配合的觳孔長度L1=84mm. 四:軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)擬定軸上零件裝配方案 選用圖15-22a所示的裝配方案 (2)根據(jù)軸上定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸上定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=52mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm.半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度L1=84mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故Ⅰ-Ⅱ段長度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取LⅠ-Ⅱ=82mm, 2) )初步選擇滾動軸承.因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=

32、52mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組,標準精度級的單列圓錐滾子軸承30311,其尺寸為dDT=55mm120mm31.5mm.故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=55mm; 而LⅦ-Ⅷ=31.5mm,右端滾動軸承采用軸肩進行軸肩定位,由手冊查得30311型軸承的定位軸肩高度h=6mm,因此,取dⅥ-Ⅶ=67mm. 3) 取安裝齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅣ-Ⅴ=60mm,齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪觳的寬度為80mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪觳寬度,故取LⅣ-Ⅴ=76mm,齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度h=(2~3)R,由軸徑d=60mm,軸環(huán)寬度b>=1

33、.4h,取LⅤ-Ⅵ=10mm. 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(shè)計而定),根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加韻滑脂的要求，取端蓋的外端 面與聯(lián)軸器右端面的距離L=30mm，故取LⅡ-Ⅲ=50mm. 5) 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離C=20mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸車位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=8mm，已知滾動軸承寬度T=31.5，大錐齒輪輪觳長L=50mm，則 LⅢ-Ⅳ=T+S+Δ+(80-76)mm=59.5mm LⅥ-Ⅶ=L+C+Δ+S-LⅤ-Ⅵmm=84mm (3) 軸向零件的周向

34、定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅣ-Ⅴ由表6-1查得平鍵截面bh=1811mm,鍵槽用鍵槽冼刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為，同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵16mm10mm70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合保證的，此處的直徑尺寸公差為m6 (4) 確定軸向圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為C2,各軸肩初的圓角半徑如下圖所示： 《略》 五：求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖2），做出軸的計算簡圖（圖1）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取Δ值

35、，對于30311型圓錐滾子軸承由手冊查得Δ=29mm，因此作為簡支梁的軸的支承跨距L2+L3=67+135mm=202mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面出的及的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=5412N, FNH2=2686N FNV1=569N,FNV2=569N 彎矩M MH=362604N.mm MV1=38123N.mm,MV2=76815N.mm 總彎矩 M1==364602N.mm M2=370

36、651N.mm 扭矩T T3=575N.m 六：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取α=0.6，軸的計算應(yīng)力 σca==Mpa =14.6Mpa 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得[σ-1]=60Mpa， 因此σca<[σ-1]，故安全。 七：精確校核軸的疲勞強度 （1） 判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確

37、定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重;從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不需做強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必校核。 由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。 (2) 截面Ⅳ的左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W=0.1*d3=0.1*553mm3=16637mm3 抗扭截面系數(shù) Wτ=0.2*d3=

38、0.2*553mm3=33274mm3 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩 M=370651*N.mm=171495N.mm 截面Ⅳ上的扭矩 T3=575000N.mm 截面上的彎曲應(yīng)力 σb==171495/16637Mpa=10.31Mpa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 τt==575000/33274Mpa=17.28Mpa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得σH=640Mpa, σ-1=275Mpa,τ-1=155Mpa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及ατ按附表3-2查取。 因 r/d=2/65=0.031, D/d=70/65=1.08 通過插

39、值后可查得ασ=2，ατ=1.31 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為qσ=0.82,qτ=0.85，故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(附3-4)為 Kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82*(2-1)=1.82. Kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85(1.31-1)=1.26. 由附圖3-2得尺寸系數(shù)εα=0.67；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) ετ=0.82，軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 βσ=βτ=0.92 軸未通過表面處理，即βq=1，即按式（3-12）及（3-14b） 得綜合系數(shù)為: Kσ=+-1=+-1=2.8. Kτ=+-1=

40、+-1=1.62. 又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)為： Φσ=0.1~0.2，取Φσ=0.1，Φτ=0.05~0.1，取Φτ=0.05 于是，計算安全系數(shù)Sca值,按式(15-6)~(15-8)得: Sσ=σ-1/(Kσ*σa+Φσ*σm)=275/(2.8*4.86+0.1*0)=20.21 Sτ=τ-1/(Kτ*τa+Φτ*τm)=155/(1.62*+0.05*)=10.62 Sca=Sσ*Sτ/ =20.21*10.62/ =9.4>>S=1.5 故可知其安全 (3) 截面Ⅳ的右側(cè) 抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算 W=0

41、.1*d3=0.1*603=21600mm3 抗扭截面系數(shù) Wτ=0.2*d3=0.2*603=43200mm3 彎矩M及彎曲應(yīng)力為 M=370651*N.mm=171495N.mm σb==Mpa=7.94 Mpa 扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為:T3=575000N.mm τT=T3/Wτ=Mpa=13.3Mpa 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取 =0.8， 于是得 =3.16 ， =0.8*3.16=2.53 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為： βσ=βτ=0.92，故得綜合系數(shù)為： Kσ=+-1=3.16+-1=3.25 Kτ=+-1

42、=2.53+-1=2.62. 所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為： Sσ=σ-1/(Kσ*σa+Φσ*σm)=275/(3.25*3.89+0.1*0)=21.75 Sτ=τ-1/(Kτ*τa+Φτ*τm)=155/(2.62*7+0.05*7)=8.29 Sca=Sσ*Sτ/ =21.75*8.29/ =7.75>>S=1.5 故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強度也是足夠的。 八：繪制軸的工作圖，如圖3所示： 第五章:滾動軸承的計算 一:求解軸承徑向載荷Fr軸向載荷Fa 由前面條件知T=576

43、0N.m,d=400mm,故軸承圓周力Ft=2T/d=1440N. Fa=Ft/tanβ=1440/tan200=3956N. Fr=Ft*tanαn/cosβ=1440*0.364/0.9397=557N. 二:選擇軸承型號 1. 求比值 Fa/Fr=3956/557=7.09 根據(jù)表13-5,角接觸球軸承7000B最大e值為1.14,此時Fa/Fr>e 2. 計算當量動載荷p 根據(jù)式(13-8a) p=fd(XFr+YFa) 按照表(13-6), fd=1~2,取fd=1.2 P=1.2*(0.35*557+0.57*3956)N=2940N Lh,=365*10*24h=87600h 3. 根據(jù)式(13-6),求球軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值 C=P*=2940*N=185772N 4. 驗算7000B軸承的壽命,根據(jù)式(13-5) Lh=()ε=()3=876100>Lh, 第 27 頁