《機械課程設計.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械課程設計.doc（21頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

《機械設計》課程設計報告 設計名稱 帶式運輸機減速器的設計 學 院 班 級 學 號 姓 名 指導教師 教學單位 2015年 1月 5 日  設　計　說　明　書 計算項目及內容 主要結果 一、傳動方案的確定（如下圖）： 二、原始數(shù)據(jù)： a) 帶拉力： F=2700N b) 帶速度： v=1.1m/s c) 滾筒直徑： D=400mm 三、確定電動機的型號： 1．選擇電動機類型： 選用Y系列三相異步電動機。 2．選擇電動機功率： 運輸機主軸上所需要的功率： Pw=Fv1000η=27001.110000.96=2.85kW 傳動裝置的總效率： η總=η聯(lián)軸η軸承4η齒輪ηV帶ηwη齒輪 其中，查《機械設計課程設計》P13表3-1 ηV帶，V帶傳動的效率ηV帶=0.96 η齒輪，閉式圓柱齒輪的效率（精度等級8）η齒輪=0.97 η軸承，滾子軸承的效率η軸承=0.98 η聯(lián)軸，彈性聯(lián)軸器的效率η聯(lián)軸=0.99 ηw，工作機的效率ηw=0.96 所以： η總=η聯(lián)軸η軸承4η齒輪ηV帶ηwη齒輪=0.990.9840.970.960.960.97=0.792 電動機所需功率：Pd=Pwη=2.850.792=3.6kW 查《機械設計課程設計》P178的表17-7，取電動機的額定功率為4kW。 3．選擇電動機的轉速： 選擇電動機同步轉1500r/min，滿載轉速nm=1440r/min。 四、確定傳動裝置的總傳動比及各級分配： 工作機的轉速： nw=v601000πD=1.16010003.14400=52.55r/min 傳動裝置得總傳動比：i=nmnw=144052.55=27.4 根據(jù)《機械設計課程設計》P14表3-2 V帶傳動比范圍i1=2~4， 圓柱齒輪傳動比i2=3~5， 取V帶傳動比：i1=2； 一級圓柱齒輪減速器傳動比：i2=4.22 二級圓柱齒輪減速器傳動比：i3=3.25 1．計算各軸的輸入功率： 電動機軸Pm=4kW 軸Ⅰ（高速軸）　　P1=ηV帶Pm=0.964=3.84kW 軸Ⅱ（中間軸）　　P2=η齒輪η軸承P1=0.970.983.84=3.65kW 軸Ⅲ（低速軸）　　P3=η齒輪η軸承P2=0.970.983.65= 3.47kW 2．計算各軸的轉速 電動機軸　　nm=1440r/min 高速軸Ⅰn1=nmi1=14402=720r/min 中間軸Ⅱn2=n1i2=7204.22=170.62r/min 低速軸Ⅲn3=n2i3=170.623.25=52.5r/min 3．計算各軸的轉矩 電動機軸Td=9550Pmnm=955041440=26.53N?m 高速軸ⅠT1=9550P1n1= 95503.84720=51N?m 中間軸ⅡT2=9550P2n2=95503.65170.62=204.3N?m 低速軸ⅢT3=9550P3n3=95503.4752.5=631.21N?m 4．上述數(shù)據(jù)制表如下： 參數(shù) 軸名 輸入功率 P（kW） 轉速 n（r/min） 輸入轉矩 T（N?m） 傳動比 i 效率 η 電動機軸 4 1440 26.53 2 0.96 軸Ⅰ（高速軸） 3.84 720 51 4.22 0.96 軸Ⅱ（中間軸） 3.65 170.62 204.3 軸Ⅲ（低速軸） 3.47 52.5 631.21 3.25 0.96 五、傳動零件的設計計算: 1．普通V帶傳動的設計計算: ① 確定計算功率Pc Pc=KAPm=1.24=4.8kW KA根據(jù)《機械設計》P156表8-8，此處為帶式運輸機，載荷變動小，每天兩班制工作每天工作8小時，選擇工作情況系數(shù)KA=1.2 ② 選擇V帶型號 根據(jù)《機械設計》P151圖8-11表8-7 8-9，此處功率Pc=4.8kW與小帶輪的轉速nm=1440r/min，選擇A型V帶，d=90mm。 ③ 確定帶輪的基準直徑dd1，dd2 根據(jù)公式Dd2=iDd1（i=2） 小帶輪直徑Dd1=90mm 大帶輪的直徑Dd2=180mm ④ 驗證帶速 v=πDd1nm601000=6.7824m/s 在5m/s~25m/s之間。故帶的速度合適。 ⑤ 確定V帶的基準長度和傳動中心距a0 初選傳動中心距范圍為：0.7(Dd1+ Dd2)≤a0≤2(Dd1+ Dd2)， 即189≤a0≤540，初定a0=400mm V帶的基準長度： L0=2a0+π2Dd1+ Dd2+ (Dd2-Dd1)24a0=2400+3.142270+9024400=1228.9625mm 根據(jù)《機械設計》P145表8-2，選取帶的基準直徑長度Ld=1250mm。 實際中心距： a=a0+Ld-L02=400+1250-1228.96252=410.52mm ⑥ 驗算主動輪的包角 α1=180-Dd2-Dd1410.5260=166.8 故包角合適。 ⑦ 計算V帶的根數(shù)z z=Pc(P0+?P0)KaKL 由nm=1440r/minDd1=90mm 根據(jù)《機械設計》P151/153表8-4 8-5， P0=1.07W ?P0=0.17kW 根據(jù)《機械設計》表8-6，Ka=0.96 根據(jù)《機械設計》表8-2，KL=0.93 z=4.81.07+0.170.960.93=4.336 取z=5根。 ⑧ 計算V帶的合適初拉力F0 F0=500Pczv2.5Ka-1+qv2 根據(jù)《機械設計》P149表8-3，q=0.105 F0=5004.856.78242.50.96-1+0.1056.78242=118.36N ⑨ 計算作用在軸上的載荷 Q=2zF0sinα12=620.2064N ⑩ V帶輪的結構設計 （根據(jù)《機械設計》表8-11）（單位：mm） 帶輪 尺寸 小帶輪 大帶輪 槽型 A A 基準寬度bp 11 11 基準線上槽深hamin 2.75 2.75 基準線下槽深hfmin 8.7 8.7 槽間距e 150.3 150.3 槽邊距fmin 9 9 V帶輪采用鑄鐵HT200制造，其允許的最大圓周速度為25m/s 2．齒輪傳動設計計算 高速齒輪系設計 （1）選擇齒輪類型，材料，精度，及參數(shù) ① 選用直齒圓柱齒輪傳動（外嚙合） ② 選擇齒輪材料（考慮到齒輪使用壽命較長）： 根據(jù)《機械設計》P191表10-1《機械課程設計》P87圖11-10取 小齒輪材料取為40Cr，調質處理，HBS1=280 大齒輪材料取為45鋼，調質處理，HBS2=240 ③ 初選取齒輪為7級的精度(GB10095.1-2001) ⑤ 初選小齒輪的齒數(shù)z1=24；大齒輪的齒數(shù)z2=4.2224=101.28 取z2=102 考慮到閉式軟齒面齒輪傳動最主要的失效為點蝕，故按接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （2）按齒面接觸疲勞強度計算 由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即 ①確定計算參數(shù) 傳遞扭矩T1=9550P1n1=5.09104（Nmm） 試選 kHt =1.3 齒寬系數(shù)ψd=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.5 由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù) 由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z a1==29.841 a2==22.849 =1.73 =0.872 計算許用接觸應力[σ]H:由圖10-26（c）查得 [σ]Hlim1=670MPa [σ]Hlim2= 610MPa 計算應力循環(huán)次數(shù)：N1=，N2= 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.98，KHN2=1.1 安全系數(shù)由表10-5取sH=1，失效概率為1％ 則σH1=[σ]Hlim1SH=656.6MPa σH2=[σ]Hlim2SH=671MPa σH1<σH2,因此應取較小值[σ]H2代入 σH2=656.6MPa ②確定齒輪參數(shù)及主要尺寸，試算出小齒輪分度圓直徑 =46.820mm 圓周速度=1.77 m/s 齒寬b==46.82mm 計算實際載荷系數(shù)kH 由表查得KA=1 ，V=1.66 m/s ,7級精度 ，Kv=1.05 齒輪的圓周力=2.174N 查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.2 用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)=1.419，由此得到實際載荷系數(shù) =1.79 按實際載荷系數(shù)算得分度圓直徑=52.088mm ，其相應的齒輪模數(shù)=2.17mm ③按齒根彎曲疲勞強度設計 由式10-7試算模數(shù)，即 確定計算參數(shù) 試選=1.3，計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)=0.684 查得齒形系數(shù)=2.65，=2.23 查得應力修正系數(shù)=1.58 ，=1.76 查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為： [σ]Flim1=520MPa [σ]Flim2= 480MPa 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.86 ，=0.90 彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 =319.43MPa =308.57MPa =0.0131 =0.0127 因為大齒輪大于小齒輪，所以取=0.0131 試算模數(shù)=1.272 mm 調整齒輪模數(shù) 1、 圓周速度v =30.531mm , =1.15m/s 2、 齒寬b b==30.531mm 3、 寬高比b/h=10.67 計算實際載荷系數(shù) 1、由表查得KA=1 ，V=1.66 m/s ,7級精度 ，Kv=1.04 2、齒輪的圓周力 =3.334N ， 3、查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.0 4、用插值法查得=1.417，=1.34由此得到實際載荷系數(shù) =1.39 按實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù)m==1.3，取標準值m=2,按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=52.088mm,算出小齒輪模數(shù)=26.044 取=26，則=u=109.9，取=110 這樣設計的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免了浪費。 幾何尺寸計算 1、 計算分度圓直徑 =52mm ，=220mm 2、 計算中心距a==136mm 3、 計算齒輪寬度b==52mm 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，取 56mm，52mm 圓整中心距后的強度校核 取中心距就近圓整至a’=138mm，其他參數(shù)不變。 計算變位系數(shù)和 1、計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù) 22.17 26+110=136 1.054 1 0.054 分配變位系數(shù)、，=0.51，=0.53 齒面接觸疲勞強度校核 取=1.79,=5.09N.mm, 將他們帶入式中得到 469.5MPa<=656.6MPa 齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。 齒根彎曲疲勞強度校核 取 ，將他們帶入式中，得到 =131.3MPa<319.43MPa =132.34MPa<308.57MPa 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 主要設計結論 齒數(shù)，壓力角，=0.51，=0.53，a=138mm， 56mm，52mm，小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。 低速齒輪系設計 （1）選擇齒輪類型，材料，精度，及參數(shù) ① 選用直齒圓柱齒輪傳動（外嚙合） ② 選擇齒輪材料（考慮到齒輪使用壽命較長）： 根據(jù)《機械設計》P191表10-1《機械課程設計》P87圖11-10取 小齒輪材料取為40Cr，調質處理，HBS1=280 大齒輪材料取為45鋼，調質處理，HBS2=240 ③ 初選取齒輪為7級的精度(GB10095.1-2001) ④ 初選螺旋角β=14 ⑤ 初選小齒輪的齒數(shù)z1=25；大齒輪的齒數(shù)z2=3.2525=82 取z2=82 考慮到閉式軟齒面齒輪傳動最主要的失效為點蝕，故按接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （2）按齒面接觸疲勞強度計算 由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即 ①確定計算參數(shù) 傳遞扭矩T1=9550P1n1=2.04105（Nmm） 試選 kHt =1.3 齒寬系數(shù)ψd=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù) 由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z a1==29.675 a2==23.844 =1.647 =0.658 計算許用接觸應力[σ]H:由圖10-26（c）查得 [σ]Hlim1=660MPa [σ]Hlim2= 600MPa 計算應力循環(huán)次數(shù)：N1=，N2= 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95，KHN2=0.92 安全系數(shù)由表10-5取sH=1，失效概率為1％ 則σH1=[σ]Hlim1SH=627MPa σH2=[σ]Hlim2SH=552MPa σH1>σH2,因此應取較小值[σ]H2代入 σH2=552MPa ②確定齒輪參數(shù)及主要尺寸，試算出小齒輪分度圓直徑 =58.818mm 圓周速度=0.525 m/s 齒寬b==58.818mm 計算實際載荷系數(shù)kH 由表查得KA=1 ，V=0.525 m/s ,7級精度 ，Kv=1.02 齒輪的圓周力=6.937N 查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.2 用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)=1.420，由此得到實際載荷系數(shù) =1.73808 按實際載荷系數(shù)算得分度圓直徑=64.797mm ，其相應的齒輪模數(shù)=2.515mm ③按齒根彎曲疲勞強度設計 由式10-7試算模數(shù)，即 確定計算參數(shù) 試選=1.3，計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)=0.682 查得齒形系數(shù)=2.60，=2.22 查得應力修正系數(shù)=1.61 ，=1.79 查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為： [σ]Flim1=520MPa [σ]Flim2= 480MPa 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.9 ，=0.88 彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 =334.3MPa =301.7MPa =0.0125 =0.0095 因為大齒輪大于小齒輪，所以取=0.0125 試算模數(shù)=1.737mm 調整齒輪模數(shù) 4、 圓周速度v =44.754mm , =0.4m/s 5、 齒寬b b==44.754mm 6、 寬高比b/h=11.45 計算實際載荷系數(shù) 1、由表查得KA=1 ，V=0.4 m/s ,7級精度 ，Kv=1.01 2、齒輪的圓周力 =9.117N ， 3、查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.2 4、用插值法查得=1.418，=1.39由此得到實際載荷系數(shù) =1.658 按實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù)m==1.737，取標準值m=2,按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=64.797mm,算出小齒輪模數(shù)=31.43 取=32，則=u=102.16，取=103 這樣設計的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免了浪費。 幾何尺寸計算 4幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 =63.837mm ，=212.104mm （2） 計算中心距a==139mm （3）計算齒輪寬度b==64mm 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，取 69mm，64mm （3） 螺旋角 圓整中心距后的強度校核 取中心距就近圓整至a’=139mm，其他參數(shù)不變。 齒面接觸疲勞強度校核 取=1.723,=2.04N.mm, 將他們帶入式中得到 525.77MPa<=525MPa 齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。 齒根彎曲疲勞強度校核 取 ，將他們帶入式中，得到 =192.98MPa<334.3MPa =106.11MPa<301.7MPa 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 主要設計結論 齒數(shù)，壓力角，螺旋角，=0，=0，a=139mm，69mm，64mm，小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。 六、軸的設計： 中速軸的設計： 由前面已算得：p2=3.65kw n2=170.62r/min T2=204300N.mm （1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調質處理。 （2）初步估算軸的最小直徑 根據(jù)《機械設計》P366表15-3，取A=112， d≥A3P2n2=11233.65170.62=31.1mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑，為了使所選的軸直徑 與軸承的內孔徑相適應,故需同時選取軸承型號。選擇圓柱滾子軸承，型號為NJ207，dDB=35x72x17。故d1-2=35mm =d56 取箱體內壁與齒輪的距離為Ld =18mm 考慮箱體鑄造等誤差，在確定軸承 位置時，應距離箱體內壁一段距離取s=5mm，已知軸承寬度B=17mm 軸2-3段裝的是第一組齒輪對的從動齒輪，該寬度B為52mm，該段直徑 應大于 d1-2 ，故取d2-3=41mm,為了使套筒端面壓緊齒輪，此軸段應短于輪轂寬度，取L2,-3 =50mm. L1-2=18+17+5+(52-50)=42mm= L5-6，查表《機械設計》P360,15-2該兩處倒角為c1.2 采用平鍵連接： 選處鍵的尺寸為：bhL=12mm8mm45mm 取第二組主動齒輪與第一組齒輪對的從動齒輪的距離為L3-4=12mm, 取d3-4=49mm 第二組主動齒輪該寬度B為69mm，為了使套筒端面壓緊齒輪，此軸段應短 于輪轂寬度，取L4-5 =67mm. d4-5=41mm采用平鍵連接，選處鍵的尺寸為：bhL=12mm8mm56mm 故中速軸總長度為：42+50+12+67+42=213mm 可取壁厚為17+5+c,c取4，為26mm 高速軸的設計： 由前面已算得：p1=3.84kw n1=720r/min T1=51000N.mm （1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調質處理。 （2）初步估算軸的最小直徑 根據(jù)《機械設計》P366表15-3，取A=112， d≥A3P1n1=11233.84720=19.57mm 取連接v帶的大帶輪內孔d大 =22mm,與大帶輪相連部分長度取 L1-2=40mm,第二段端面距離箱體外壁30mm,該軸承端蓋取20mm,故L2,-3=50mm,d2,-3=26mm 安裝軸承處軸的直徑d3-4，為了使所選的軸d3-4直徑與軸承的內孔徑相適應,故需同時選取軸承型號。選擇圓柱滾子軸承，型號為N406，dDB=30mmx72mmx19mm。故d3-4=30mm =d6-7,下一段距離箱體內壁2mm, 安裝軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離取s=3mm 故L3-4=19+2+3=24mm 根據(jù)中速軸齒輪的擺放及尺寸關系和 5-6段的高速軸主動輪B是56mm，L4-5 =69+18-2+12- 0.5（56-52）=95mm，d4-5=35 mm 5-6段的高速軸主動輪B是56mm，為了使套筒端面壓緊齒輪，此軸段應 短于輪轂寬度故L5-6可取54mm取d5-6= 40mm 采用平鍵連接： 選處鍵的尺寸為：bhL=12mm8mm45mm 最后段直徑為d3-4=30mm =d6-7，根據(jù)數(shù)據(jù)得L6-7=18-0.5（56-52）+19+3+(56-54)=40mm 故高速軸總長度為：40+50+24+95+54+40=303mm 低速軸的設計： 由前面已算得：p3=3.47kw n3=52.5r/min T3=631210N.mm β=13.779 分度圓直徑d4=212.104mm （1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調質處理。 （2）初步估算軸的最小直徑 根據(jù)《機械設計》P366表15-3，取A=112， d≥A3P3n3=11233.4752.5=45.287mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使 所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT3,查表，考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.3,則： Tca=KAT3=1.3631210=820573N.mm 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查《機 械設計手冊》，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250000Nｍｍ。半聯(lián)軸器的孔徑d=45mm，故軸d1-2=45mm 半聯(lián)軸器長度L＝112ｍｍ的半聯(lián)軸器。與軸配合的轂孔長度L1=84mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=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，故的長度應該比略短一點，現(xiàn)取L1-2=82mm。 　 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 　 (1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，故?。?3段的直徑d2-3=53mm。 　 (2) 2軸段右端需制一軸肩，3段的直徑初選d3-4=58mm。 故取初步選擇滾動軸承。參照工作要求并根d3-4=58mm，選型號NU1012，其尺寸為dDB=60x95x18，,軸段3-4和6-7的直徑取相同, d3-4=60mm =d6-7 （3）取安裝齒輪段d5-6=64mm. 前面已算得齒輪輪轂寬度為64mm, 齒輪左端為了使套筒端面緊壓齒輪，故取L5-6=62mm. （4）安裝軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離取s=3mm，則 L6-7=18+3+0.5(69-64)+(64-62)+19=44.5mm (5) 3-4段長于箱體內壁2mm并根據(jù)中速軸等數(shù)據(jù)計算得 L4-5=12-0.5(69-64)+52+18-2=77.5mm 取d4-5=70mm （6）L3-4 =3+18+2=23mm (7)可取 L2-3為35mm （8）齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵連接。按齒輪段d5-6=64mm和聯(lián)軸器段d1-2=48mm查表得：選用平鍵bhL=181156(齒輪段) ,該段軸上鍵槽深7mm bhL=14970 (聯(lián)軸器段), 該段軸上鍵槽深5.5mm （9）確定軸上倒角和圓角尺寸：參考《表機械設計》15-2可知：左軸端(與聯(lián)軸器相連端) 的倒角為c1.6，右軸端倒角為c2。 (10)求軸上載荷：根據(jù)軸結構圖，確定支點，做出計算簡圖， 1計算作用在軸上的力 低速軸上的大齒輪受力分析： 圓周力：Ft=2T3d4=2631210212.104=595.189N 徑向力：Fr=Fttanαncosβ=595.189tan20cos13.779= 223.12N 軸向力：Fa=Fttanβ=595.189tan13.779=145.96N 2計算支反力 　　水平面：Ft64=RAH184 RAH=207N Ft120=RBH184 RBH=388.2N 　　垂直面： ∵∑MB=0 RAV184=Fr64-Fad42 得：RAV=-6.52N RBV184=120Fr+Fad4/2 得: RBV=229.64N 3作彎矩圖 水平面彎矩： MH=64RBH=24844.8N?mm 垂直面彎矩 : MVc左=120RAV=-782.4N?mm Mvc右=64RBV=14696.96N?mm 合成彎矩： MC右=MH2+MVc右2=28866.35N?mm MC左=MH2+MVc左2=24857.11N?mm 4 作轉矩圖　　　T3=631210N?mm (11)按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核只需校核承受最大彎矩和扭矩的截面就可。根據(jù)《機械設計》p369 15-5等數(shù)據(jù)，軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6 σc =αT3(αT3)+Mc左2 /W W=0.1d截面3 算得：σc =4.57MPa 選取45號鋼，調質處理 查表得 σ-1=60 MPa, 因此σc<σ-1 故安全。 七、課程設計總結 課程設計的這兩周，為了趕進度，經(jīng)常要熬夜，差不多可以稱作是廢寢忘餐。課程設計的過程因為用計算量大容易出錯，很容易心情煩躁。而我們整天坐著計算、畫圖，每天都是腰酸背痛的。 課程設計的這兩周是痛苦，但是也有著很大收獲。 在計算、畫圖、標注等過程中要不斷地查資料、翻書，幾乎調動并鞏固了所學的知識。在這過程中，我們對機械設計這門學科的知識比以前更了解了。 在課程設計的過程中，十分容易出錯，為了避免錯誤，一名設計人員應該要具備小心謹慎的素質。 F=2700N V=1.1m/s D=400mm 電動機型號為Y112M-4 Pm=4KW i1=2 i2=4.22 i3=3.25 Dd1=90mm Dd2=180mm L0=1228.9625mm a=410.52mm z=5 Q=620.2064N z1=24 z2=102 d1=78.125mm d2=312.5mm a=136mm =52mm =220mm A12100（GB/T 1096-1979） A2280（GB/T 1096-1979） A18110 GB/T1096-1979