機(jī)械專業(yè)畢業(yè)設(shè)計--- 鋼筋彎曲機(jī)的設(shè)計

1、<p><b>　　機(jī)械工程大學(xué)</b></p><p>　　畢 業(yè) 論 文（設(shè)計）</p><p>　　題 目： 鋼筋彎曲機(jī)的設(shè)計 </p><p>　　姓 名： </p><p>　　學(xué) 院： 機(jī)電工程學(xué)

2、院 </p><p>　　專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 </p><p>　　班 級： </p><p>　　學(xué) 號： </p><p>　　指導(dǎo)教師：

3、 </p><p>　　2013年06月18日</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘 要I</b></p><p>　　AbstractII</p><p><b>　　1緒 論1</

4、b></p><p>　　1.1鋼筋彎曲機(jī)的設(shè)計的目的和意義1</p><p>　　1.2鋼筋彎曲機(jī)的國內(nèi)外研究現(xiàn)狀1</p><p>　　1.3設(shè)計主要研究的內(nèi)容2</p><p>　　2 總體方案的確定4</p><p>　　2.1傳動方案的確定4</p><p>　　2.2

5、工作臺面的彎曲方案及彎曲的控制6</p><p><b>　　3電動機(jī)的選擇8</b></p><p>　　3.1鋼筋受力情況與計算有關(guān)的幾何尺寸8</p><p>　　3.2彎曲φ20的鋼筋所需的彎矩8</p><p>　　3.3電動機(jī)的確定9</p><p>　　4確定傳動比及運(yùn)動參

6、數(shù)11</p><p>　　4.1分配傳動比11</p><p>　　4.2計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)11</p><p>　　5 V帶傳動的傳動設(shè)計13</p><p>　　5.1 V帶的設(shè)計計算13</p><p>　　5.2帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計15</p><p>　　6圓柱齒輪設(shè)

7、計17</p><p>　　6.1 第一級齒輪傳動設(shè)計17</p><p>　　6.2 第二級齒輪傳動設(shè)計21</p><p>　　7 軸的設(shè)計及校核26</p><p>　　7.1 Ⅰ軸的設(shè)計26</p><p>　　7.2 Ⅱ軸的設(shè)計28</p><p>　　7.3 Ⅲ軸的設(shè)計

8、30</p><p>　　7.4 Ⅰ軸的校核32</p><p>　　7.5 Ⅱ軸的校核37</p><p>　　7.6 Ⅲ軸的校核39</p><p>　　8 軸承和鍵的校核43</p><p>　　8.1軸承校核43</p><p>　　8.2鍵的校核44</p>

9、<p><b>　　9 結(jié)論46</b></p><p><b>　　參考文獻(xiàn)47</b></p><p><b>　　致 謝48</b></p><p><b>　　鋼筋彎曲機(jī)設(shè)計</b></p><p><b>　　摘 要&l

10、t;/b></p><p>　　鋼筋彎曲機(jī)是建筑工地必不可少的機(jī)械，能有效的提高生產(chǎn)效率，減少工人勞動強(qiáng)度，提高鋼筋彎曲精度。本文所設(shè)計的鋼筋彎曲機(jī)適用于彎曲Φ4-Φ20毫米的鋼筋，其傳動機(jī)構(gòu)為全封閉式，采用兩級變速，工作轉(zhuǎn)速滿足彎曲要求，使加工效率高、加工精度高、勞動強(qiáng)度小。鋼筋的彎曲角度由工作盤側(cè)面的觸桿與限位開關(guān)調(diào)節(jié)，打彎鋼筋后可以自動歸位，能實(shí)現(xiàn)彎曲角度的自動化。與目前實(shí)際應(yīng)用的各種鋼筋彎曲機(jī)相比，

11、本機(jī)操作簡單，彎曲形狀一致，調(diào)節(jié)方便，性能穩(wěn)定。本文對V帶輪和圓柱傳動齒輪進(jìn)行了設(shè)計計算，并對軸、鍵和軸承等關(guān)鍵部件進(jìn)行了力學(xué)分析計算和強(qiáng)度校核，表明該鋼筋彎曲機(jī)完全符合設(shè)計要求。</p><p>　　關(guān)鍵詞：鋼筋彎曲機(jī)；彎曲角度；彎矩；主軸扭矩</p><p><b>　　1.3.2研究方法</b></p><p>　　在充分了解現(xiàn)在國內(nèi)外鋼

12、筋彎曲機(jī)的基礎(chǔ)上，分析各種彎曲機(jī)的優(yōu)缺點(diǎn)，利用已有的樣品及技術(shù)，通過借鑒改進(jìn)，設(shè)計出一種更加高效的鋼筋彎曲機(jī)。設(shè)計過程中主要用到、機(jī)械制造、機(jī)械設(shè)計、材料力學(xué)、動力傳動裝置設(shè)計等課程方面的知識。</p><p><b>　　1.3.3技術(shù)路線</b></p><p>　　調(diào)查研究查資料→寫出開題報告→確定總體方案→鋼筋彎曲機(jī)整體方案的設(shè)計→動力設(shè)備計算選型→動力傳動裝

13、置、工作臺面設(shè)計→繪制鋼筋彎曲機(jī)的總裝配圖及零件圖→撰寫設(shè)計說明書。</p><p><b>　　2 總體方案的確定</b></p><p>　　2.1 傳動方案的確定</p><p>　　下面以二級變速對各方案的精度和效率進(jìn)行計算比較。</p><p>　　2.1.1鋼筋彎曲機(jī)的傳動精度</p><

14、p><b>　?。?）蝸輪蝸桿傳動</b></p><p><b>　　蝸輪蝸桿傳動的精度</b></p><p>　　由機(jī)械原理教材[11-12]查得，</p><p><b>　　公式(2-1)</b></p><p>　　式中，為第1級齒輪傳動誤差；蝸輪蝸桿傳動誤差

15、；為蝸輪蝸桿傳動比，由于渦輪蝸桿的傳動比較大，所以取=30。</p><p>　　代入式2-1相關(guān)參數(shù)有</p><p><b>　　（2）全齒輪傳動</b></p><p><b>　　全齒輪傳動的精度</b></p><p><b>　　公式（2-2）</b></p&

16、gt;<p>　　式中, 為第1,2級齒輪傳動誤差。取第二級齒輪的傳動比為。</p><p>　　代入式2-2相關(guān)參數(shù)有</p><p>　　（3）傳動精度的比較</p><p>　　為便于比較,設(shè)定各級齒輪傳動誤差相同，均以表示,蝸輪蝸桿傳動的誤差與齒輪傳動誤差幾乎相等，即。則，。</p><p>　　由此可得出，采用蝸輪蝸桿

17、傳動時,傳動精度較高。</p><p>　　2.1.2鋼筋彎曲機(jī)的傳動效率</p><p>　?。?） 蝸輪蝸桿傳動的效率</p><p><b>　　公式（2-3）</b></p><p>　　式中，為第1級齒輪傳動效率取0.98； 為蝸桿傳動效率，這是分析的關(guān)鍵。而</p><p><b

18、>　　公式（2-4）</b></p><p>　　式中，為攪油及濺油效率，取0.96；為軸承效率，在此不計功率損失；為蝸輪螺旋副嚙合效率。</p><p><b>　　當(dāng)蝸桿主動時，</b></p><p><b>　　公式(2-5)</b></p><p>　　式中,γ為分度圓柱

19、導(dǎo)程角，嚙合摩擦角，由嚙合摩擦系數(shù)μ確定，即 ，由設(shè)計手冊查得≈5°43′。</p><p>　　大多數(shù)生產(chǎn)廠家的蝸桿采用45鋼，蝸輪采用灰鑄鐵(或球鐵)，而導(dǎo)程角在12°左右，蝸桿的分度圓直徑d=76 mm左右，其蝸輪蝸桿表面的滑動速度 ，代入相關(guān)參數(shù)計算得Vs≈0.598 m/s。</p><p>　　將以上數(shù)據(jù)代入公式2-5得，</p><p&

20、gt;　　=tan12°/tan(12°+5°43′)≈0.66</p><p><b>　　又由公式2-4得</b></p><p>　　=0.96×0.66=0.639</p><p>　　將 代入公式2-3得渦輪蝸桿傳動效率</p><p>　　η=0.98×0.6

21、39=0.626。</p><p><b>　　（2）全齒輪傳動</b></p><p><b>　　全齒輪傳動的效率</b></p><p><b>　　公式（2-6）</b></p><p>　　式中,，，分別為第1，2級齒輪傳動的效率,均取為0.98，</p>

22、<p><b>　　代入公式2-6得，</b></p><p><b>　　η=0.96。</b></p><p>　　（3）傳動效率的比較</p><p>　　由上述計算可知，蝸輪蝸桿傳動的效率僅為全齒輪傳動的62.6%。實(shí)際上,如果計入帶傳動、支承軸承的功率損失,蝸輪蝸桿傳動的彎曲機(jī)效率在0.5以下，處于

23、自鎖狀態(tài)；而全齒輪傳動的效率高達(dá)96%,幾乎沒有能量的損失，可以很大程度上節(jié)能，減少這一部分的資金投入。</p><p>　　2.1.3最終傳動方案的確定</p><p>　　經(jīng)過對渦輪機(jī)構(gòu)和全齒輪機(jī)構(gòu)的傳動精度和傳動效率的比較發(fā)現(xiàn)，渦輪蝸桿雖然傳動精度較高，但是能量損失太大，況且本文所設(shè)計的鋼筋彎曲機(jī)對鋼筋彎曲的精度控制與傳動方案的精度關(guān)系很小，本文所采用的是另一種由行程開關(guān)、分度盤等組

24、成的自動化裝置，更好的控制彎曲精度，從這方面考慮，全齒輪傳動方案，比較適合應(yīng)用于鋼筋彎曲機(jī)。另外，目前鋼筋彎曲機(jī)的工作負(fù)荷較大，需要消耗大量的能量，所以應(yīng)該選擇效率高的方案，因此從此角度考慮仍優(yōu)先選擇全齒輪傳動。</p><p>　　由于傳動級數(shù)越多，能量損失越大，因此為了減少能量損失，盡量減少變速等級，所以初步選擇三級變速，包括帶傳動和二級齒輪變速；同時綜合考慮鋼筋彎曲機(jī)的工作環(huán)境及要求，選擇全齒輪傳動方案。傳

25、動示意圖如圖1-1。</p><p>　　圖1-1 傳動原理示意圖</p><p>　　1壓彎銷軸 2中心銷軸 3工作圓盤 4齒輪 5電機(jī) 6帶輪 7V帶</p><p>　　2.2工作臺面的彎曲方案及彎曲的控制</p><p>　　2.2.1 工作臺面彎曲方案</p><p>　　傳動系統(tǒng)將動力傳至工作圓盤，在工作圓

26、盤中心位置安裝有中心銷軸，并在圓盤上安裝壓彎銷軸。當(dāng)工作圓盤旋轉(zhuǎn)時，帶動壓彎銷軸繞著工作,同時中心銷軸相對靜。將鋼筋放于中心銷軸與壓彎銷軸之間，開動機(jī)器，即可實(shí)現(xiàn)對鋼筋的彎曲。</p><p>　　2.2.2彎曲角度的控制</p><p>　　在工作圓盤外側(cè)安裝一分度盤，并在分度盤上安裝一行程開關(guān)。首次彎曲時，現(xiàn)將行程開關(guān)移動到一個角度，并且試彎一根鋼筋，然后將彎好的鋼筋取下用鋼筋角度測量

27、器量取試彎角度，將該角度與所要彎曲的角度經(jīng)行比較，移動形成開關(guān)，減去試彎角度與實(shí)際需要角度之間的差值，從而可以獲得精確的彎曲角度。此時該方法至多試彎一次即可確定彎曲角度，方法簡單而且精確。</p><p><b>　　3電動機(jī)的選擇</b></p><p>　　3.1鋼筋受力情況與計算有關(guān)的幾何尺寸</p><p>　　圖2-1 彎曲工作部分示

28、意圖</p><p>　　1壓彎銷軸 2鋼筋 3中心銷軸 4工作圓盤 5支承擋銷</p><p>　　初步設(shè)計鋼筋彎曲機(jī)的工作盤尺寸為：直徑400mm,L1=120mm，L0=170mm,,α=arcos(L1/L0)= arcos(120/170)=45o。</p><p>　　3.2彎曲φ20的鋼筋所需的彎矩</p><p>　　3.2.

29、1達(dá)到屈服極限時的始彎矩</p><p>　　由材料力學(xué)教材[13]得，</p><p>　　M0=k1Wσs 公式（3-1）</p><p>　　其中,W=0.1d3=0.1×203=800mm3。對于25MnSi，σs=373N/mm2。</

30、p><p>　　由公式3-1可得出，始彎矩</p><p>　　M0=(1.7×800×373)N.mm=507.28N.mm。</p><p>　　3.2.2變性硬化后的終彎矩</p><p>　　M1=（k1+k0/2Rx）Wσs 公式（3-2）&l

31、t;/p><p>　　其中，k0為相對強(qiáng)化系數(shù)，由延伸率δp=0.14可得，;Rx為相對直徑，R為彎心半徑，R=3d0，所以。</p><p>　　將以上計算數(shù)值代入公式3-2得，</p><p>　　M1=[(1.7+15/6)×800×373]N.mm=1253.28N.mm。</p><p>　　3.2.3鋼筋彎曲所需彎

32、矩</p><p>　　Mt=[(M0+M1)/2]/k 公式（3-3）</p><p>　　其中k為彎曲時的滾動摩擦系數(shù)，k=1.05，由公式3-3得</p><p>　　Mt=[(507.28+1253.28)/2]/1.05N.mm=838.4N.mm。</p><p>　　3.2.4對圓盤初選工

33、作尺寸的校核</p><p><b>　　鋼筋彎曲力 </b></p><p><b>　　公式（3-4）</b></p><p>　　式中，d為彎曲鋼筋直徑(mm) ，d =20mm（取最大直徑）；為材料強(qiáng)度，由手冊查得=600MPa；K為安全系數(shù)(取1. 3)；R為彎曲半徑，彎曲直徑120mm-210mm,取最小R=

34、120/2=60mm。則代入公式3-4數(shù)據(jù)得</p><p>　　F1=0.6×1.3×20×600/60=156KN</p><p>　　由M=F1L0sin2α=156×170×()2N.mm13235.04>>838.4N.mm知，圓盤工作能力滿足要求，因此其尺寸也就符合設(shè)計要求。</p><p>

35、<b>　　3.3電動機(jī)的確定</b></p><p>　　由上面計算可知Mt=838.4N.mm，又有已知條件知轉(zhuǎn)速n=30r/min。</p><p>　　由功率一扭矩關(guān)系公式：</p><p>　　P0=T·n/9550=838.4×30/9550KW=2.63KW</p><p>　　式中，P

36、0為輸出功率；為主軸轉(zhuǎn)速；T為主軸傳遞的扭矩，T=Mt=838.4N.mm。</p><p>　　考慮到傳動部分機(jī)械效率η≈0.75，則電機(jī)最大負(fù)載功率P=P0/η=2.63/0.75=3.5KW；電動機(jī)選用Y系列三相異步電動機(jī)，額定功率Pm=4KW；額定轉(zhuǎn)速，其電動機(jī)的型號為Y112M—4。</p><p>　　4確定傳動比及運(yùn)動參數(shù)</p><p><b&

37、gt;　　4.1分配傳動比</b></p><p>　　4.1.1總傳動比 </p><p>　　4.1.2分配裝置傳動比</p><p>　　由，式中分別為帶傳動和減速器傳動比。</p><p>　　為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取=4，則減速器傳動比為：</p><p>　　4.1.3分配減速器各

38、級傳動比</p><p>　　i=i1·i2，其中i1為高速級齒輪傳動的傳動比，i2為低速級齒輪傳動的傳動比</p><p>　　因?yàn)?，取i1=4，則i2=3。</p><p>　　4.2計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)</p><p><b>　　4.2.1各軸轉(zhuǎn)速</b></p><p>

39、;　?、褫S </p><p>　　Ⅱ軸 </p><p>　?、筝S </p><p>　　4.2.2各軸輸入功率</p><p>　?、褫S </p><p>　?、蜉S

40、 </p><p>　　Ⅲ軸 </p><p>　　4.2.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩 </p><p>　?、褫S </p><p>　　Ⅱ軸 </p><p>　?、筝S </p><p>　　運(yùn)動和動力參數(shù)計

41、算結(jié)果整理于下表4-1</p><p><b>　　表4-1</b></p><p>　　5 V帶傳動的傳動設(shè)計</p><p>　　5.1 V帶的設(shè)計計算</p><p>　　5.1.1確定計算功率</p><p>　　由設(shè)計手冊[14]查得工作情況系數(shù)故</p><p>

42、;　　5.1.2選擇V帶帶型</p><p>　　根據(jù)，nm=1440r/min,由設(shè)計手冊選用A型。</p><p>　　5.1.3確定帶輪基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速</p><p>　　（1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=90mm。</p><p><b>　?。?）驗(yàn)算帶速v</b></p><p>

43、;<b>　　因?yàn)椋蕩俸线m。</b></p><p>　　（3）計算大帶輪基準(zhǔn)直徑dd1</p><p>　　根據(jù)設(shè)計手冊標(biāo)準(zhǔn)，將大帶輪直徑圓整為dd2=355mm</p><p>　　5.1.4確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度</p><p><b>　　（1）初選中心距</b></p>

44、<p>　　由機(jī)械設(shè)計教材[15]查得，</p><p>　　0.7(dd1+dd2)≤a≤2(dd1+dd2) 公式（5-1）</p><p>　　由公式5-1計算得，311.5mm≤a≤890mm，</p><p><b>　　初定中心距。</b></p><p>　　（2）計

45、算帶所需的基準(zhǔn)長度</p><p>　　由設(shè)計手冊標(biāo)準(zhǔn)選帶的基準(zhǔn)長度。</p><p>　?。?）計算實(shí)際中心距a</p><p>　　所以中心距變動范圍為，506mm—587mm</p><p>　　5.1.5驗(yàn)算小帶輪上的包角</p><p>　　5.1.6計算帶的根數(shù)z</p><p>　

46、　（1）計算單根V帶的額定功率</p><p>　　由和，由設(shè)計手冊查得</p><p>　　根據(jù)，i=4和A帶型，查設(shè)計手冊得</p><p>　　由設(shè)計手冊查得，，于是</p><p>　?。?）計算V帶的根數(shù)z。</p><p><b>　　取4根。</b></p><p

47、>　　5.1.7計算單根V帶的初拉力的最小值F0</p><p>　　由設(shè)計手冊得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m。</p><p><b>　　所以</b></p><p>　　所以應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F0＞（F0）min</p><p>　　5.1.8計算壓軸力Fp </p><p>

48、;　　所以應(yīng)使壓軸力Fp＞（Fp）min</p><p>　　5.2帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　5.2.1帶輪的設(shè)計參數(shù)要求</p><p>　　（1）V帶輪的材料采用鑄鐵，牌號為HT200</p><p>　　（2）加工要求：輪槽工作面粗糙度為3.2</p><p><b>　?。?）結(jié)構(gòu)要求：&l

49、t;/b></p><p>　　基準(zhǔn)寬度，基準(zhǔn)線上槽深，基準(zhǔn)線下槽深，槽間距 。</p><p>　　5.2.2大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　大帶輪根據(jù)結(jié)構(gòu)需要采用輪輻式，如圖5—1，具體尺寸詳見圖紙。</p><p>　　5.2.3小帶輪的設(shè)計</p><p>　　小帶輪采用實(shí)心式，如圖5—2所示。&l

50、t;/p><p><b>　　圖5—1大帶輪</b></p><p><b>　　圖5—2小帶輪</b></p><p><b>　　6圓柱齒輪設(shè)計</b></p><p>　　設(shè)計壽命為15年，假設(shè)每年工作300天，每天工作8小時</p><p>　　6.

51、1 第一級齒輪傳動設(shè)計</p><p>　　6.1.1 選定精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　（1）彎曲機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級精度。</p><p>　　（2）材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差為40HBS。</p><p>

52、　　（3）選用小齒輪齒數(shù)z1=20,大齒輪齒數(shù)z2=。</p><p>　　6.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即</p><p>　　d1t= 公式（6-1）</p><p>　　（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　試選載荷系數(shù)Kt=1

53、.3。由設(shè)計手冊選取齒寬系數(shù)Φd=1，材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa½；按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim 1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim 2=550MPa。</p><p>　?。?）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　N1=60n1jLh=60×360×1×8×300×15=6.

54、48×108</p><p>　　N2=6.48×108/4=1.62×108</p><p>　　（3）計算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　由設(shè)計手冊取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95；取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得</p><p>　　6.1.3計算齒輪的尺寸參數(shù)</p

55、><p>　　（1）計算小齒輪分度圓直徑d1t,代入[σH]中較小的值</p><p><b>　　d1t≥</b></p><p>　?。?）計算圓周速度v</p><p><b>　　v=</b></p><p><b>　?。?）計算齒寬b</b>&l

56、t;/p><p>　　b=Φd·d1t=1×64.625mm=64.625mm</p><p>　　（4）計算齒寬與齒高比</p><p><b>　　模數(shù)</b></p><p><b>　　mt=</b></p><p><b>　　齒高 &l

57、t;/b></p><p>　　h=2.25mt=2.25×3.231mm=7.27mm</p><p><b>　　（5）計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)v=1.22m/s，8級精度，并由設(shè)計手冊查得，動載系數(shù)Kv=1.10；直齒輪，KHα=KFα=1；使用系數(shù)KA=1.25；用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承

58、非對稱布置時，KHΒ=1.463；由，KHΒ=1.463查得KFΒ=1.40；</p><p><b>　　故載荷系數(shù) </b></p><p>　　K=KAKVKHαKHΒ=1.25×1.10×1×1.463=2.012</p><p>　　按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得</p>&

59、lt;p><b>　　d1=</b></p><p><b>　?。?）計算模數(shù)m</b></p><p>　　6.1.4按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計</p><p><b>　　設(shè)計公式為 </b></p><p><b>　　公式（6-2）</b><

60、/p><p>　?。?）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　由設(shè)計手冊查得，小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE2=380MPa；彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88，KFN2=0.90；</p><p>　?。?）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 </p

61、><p>　?。?）計算載荷系數(shù)K</p><p>　　K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.10×1×1.4=1.925</p><p><b>　　（4）齒形系數(shù)</b></p><p>　　由設(shè)計手冊查得 YFa1=2.80；YFa2=2.22。</p><p>

62、<b>　　（5）應(yīng)力校正系數(shù)</b></p><p>　　設(shè)計手冊查得 YSa1=1.55；YSa2=1.77。</p><p>　?。?）計算大、小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值較大。</b></p><p><b>　　6.1.5設(shè)計計算</b>

63、;</p><p><b>　　由公式6-2得，</b></p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.52并圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3.0,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直

64、徑d1=82.889mm,得出</p><p><b>　　小齒輪齒數(shù) </b></p><p><b>　　z1=</b></p><p><b>　　大齒輪齒數(shù) </b></p><p>　　z2=28×4=112</p><p>

65、　　這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。</p><p>　　6.1.6幾何尺寸計算</p><p>　?。?）計算分度圓直徑 </p><p>　　d1=z1m=28×3mm=84mm</p><p>　　d2=z2m=112×3mm=336mm</

66、p><p><b>　?。?）計算中心距</b></p><p><b>　　a=</b></p><p><b>　　（3）計算齒寬</b></p><p>　　b=Φdd1=1×84mm=84mm</p><p>　　取B2=85mm,B1=9

67、0mm。</p><p>　　6.1.7 齒輪的結(jié)構(gòu)</p><p>　　齒輪Ⅰ，如圖6-1；齒輪2，如圖6-2。</p><p><b>　　圖6-1齒輪Ⅰ</b></p><p><b>　　圖6-2齒輪Ⅱ</b></p><p>　　6.2 第二級齒輪傳動設(shè)計</

68、p><p>　　6.2.1 選定精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　（1）彎曲機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級精度。</p><p>　　（2）材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差為40HBS。</p><p>　?。?）選用小齒輪齒數(shù)z1=2

69、5,大齒輪齒數(shù)z2=。</p><p>　　6.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　?。?）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　試選載荷系數(shù)Kt=1.3。由設(shè)計手冊查得，齒寬系數(shù)Φd=1，材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa½；按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim 1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim 2=55

70、0MPa。</p><p>　?。?）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　N1=6.48×108/4=1.62×108</p><p>　　N2=1.62×108/3=5.4×107</p><p>　?。?）計算接觸疲勞許用應(yīng)力</p><p>　　由設(shè)計手冊查接觸疲勞壽命

71、系數(shù)KHN1=0.95;KHN2=0.97，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得</p><p>　　6.2.3計算齒輪的尺寸參數(shù)</p><p>　　（1）計算小齒輪分度圓直徑d1t,在公式6-1代入[σH]中較小的值</p><p><b>　　d1t≥</b></p><p>　?。?）計算圓周速度v</p&

72、gt;<p><b>　　v=</b></p><p><b>　?。?）計算齒寬b</b></p><p>　　b=Φd·d1t=1×101.620mm=101.620mm</p><p>　　（4）計算齒寬與齒高比</p><p><b>　　模數(shù)

73、</b></p><p><b>　　mt=</b></p><p><b>　　齒高 </b></p><p>　　h=2.25mt=2.25×4.065mm=9.146mm</p><p>　　（5）計算載荷系數(shù)。</p><p>　　根據(jù)v=0.

74、479m/s，8級精度，并有由設(shè)計手冊查得，動載系數(shù)Kv=1.05；直齒輪，KHα=KFα=1；使用系數(shù)KA=1.25；用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHΒ=1.463；由，KHΒ=1.463，查得KFΒ=1.45;</p><p><b>　　故載荷系數(shù) </b></p><p>　　K=KAKVKHαKHΒ=1.25×1.05

75、5;1×1.463=1.920</p><p>　　按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得，</p><p><b>　　d1=</b></p><p><b>　?。?）計算模數(shù)m</b></p><p>　　6.2.4按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計</p><p>

76、　?。?）確定公式6-2內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　由設(shè)計手冊查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE2=380MPa；彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.90，KFN2=0.94；</p><p>　?。?）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得</p><p>

77、　?。?）計算載荷系數(shù)K</p><p>　　K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.05×1×1.45=1.903</p><p><b>　　（4）齒形系數(shù)</b></p><p>　　由設(shè)計手冊查得 YFa1=2.80；YFa2=2.22。</p><p><b>　?。?）

78、應(yīng)力校正系數(shù)</b></p><p>　　由表10-5查得 YSa1=1.55;YSa2=1.77。</p><p>　?。?）計算大、小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值較大。</b></p><p><b>　　6.2.5設(shè)計計算</b></p>

79、<p>　　將以上數(shù)據(jù)代入公式6-2得</p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.30并圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=115.726mm,得出</p>

80、<p><b>　　小齒輪齒數(shù) </b></p><p><b>　　z1=</b></p><p><b>　　大齒輪齒數(shù) </b></p><p>　　z2=29×3=87</p><p>　　這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足

81、了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。</p><p>　　6.2.6幾何尺寸計算</p><p>　?。?）計算分度圓直徑 </p><p>　　d1=z1m=29×4mm=116mm</p><p>　　d2=z2m=87×4mm=348mm</p><p><b>　　（2

82、）計算中心距</b></p><p><b>　　a=</b></p><p><b>　　（3）計算齒寬</b></p><p>　　b=Φdd1=1×116mm=116mm</p><p>　　取B2=110mm,B1=115mm。</p><p>

83、　　6.2.7 齒輪的結(jié)構(gòu)</p><p>　　齒輪3，如圖6-3；齒輪4，如圖6-4</p><p><b>　　圖6-3齒輪Ⅲ</b></p><p><b>　　圖6-4齒輪Ⅳ</b></p><p><b>　　7 軸的設(shè)計及校核</b></p><

84、p><b>　　7.1 Ⅰ軸的設(shè)計</b></p><p>　　7.1.1 I軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T</p><p>　　P=3.8KW，n=360r/min，T=100800N.mm</p><p>　　7.1.2求作用在齒輪上的力</p><p><b>　　因?yàn)?lt;/b></p

85、><p><b>　　切向力</b></p><p><b>　　徑向力</b></p><p>　　7.1.3初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先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)設(shè)計手冊，取A0=112,于是得</p><p>　　取最小直徑的

86、dmin=25mm。</p><p>　　最小直徑顯然安在大帶輪上。</p><p>　　7.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　?。?）根據(jù)軸上零件的裝配方案，確定I軸的大體形狀,如圖7-1所示。</p><p>　　圖7-1Ⅰ軸的結(jié)構(gòu)示意圖</p><p>　　（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度<

87、;/p><p>　　1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一定位軸肩，軸肩高度h=(0.07～0.1)d，故取2-3段的直徑d2-3=29mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45mm。帶輪與軸配合的轂孔長度L1=70mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪輪上而不壓在軸的斷面上，故1—2段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取l1-2=68mm。</p><p>　　2）初步選擇

88、滾動軸承。因軸承受徑向力和軸向力，所以選圓錐滾子軸承，參照要求并根據(jù)d2-3=29mm，選擇圓錐滾子軸承30207。其尺寸d×D×T=35mm×72mm×18.25mm，故取d3-4=d7-8=35mm；而L7-8=18.25mm。</p><p>　　右端軸承采用軸肩定位，查手冊30207的定位軸肩高度h=4mm。故取d6-7=43mm。</p><p

89、>　　3）取安裝齒輪處的4-5軸段的直徑為d4-5=41mm；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪1輪轂的寬度為90mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取L4-5=88mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07～0.1)d，故取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑d5-6=47mm。軸環(huán)寬度,取L5-6=10mm。</p><p>　　4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端

90、蓋的裝拆及便于對軸承加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪之間的距離為30mm，故取L2-3=50mm。</p><p>　　5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=21.75，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一些距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=18.25mm，則</p><p>　　L3-4=T+s+a+(90-88)=(18.25+8+21.75+2)mm=50m

91、m</p><p>　　至此，1軸除6-7段長度外，其余各段長度及直徑均已確定，6-7長度可在計算設(shè)計2軸時一并定出。</p><p>　?。?）軸上零件的軸向定位</p><p>　　齒輪與大帶輪的與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按d4-5由資料查得平鍵截面b×h=12×8,</p><p>　　鍵槽用鍵槽銑刀加工，由于鍵

92、槽長度L=輪轂長度-（5～10）mm，取鍵長為80mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故由幾何量公差與檢測教材[16]知，選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣大帶輪與軸的鏈接，選用平鍵為8mm×7mm×60mm，大帶輪與軸的配合為。圓錐滾子軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的，此處選軸的直徑公差為m6。</p><p>　?。?）確定軸上的圓角和倒角尺寸</p><p

93、>　　由手冊查得，軸左端倒角為1×45o,右端倒角為1.2×45o，各軸肩處的圓角半徑均取R1.6。</p><p><b>　　7.2 Ⅱ軸的設(shè)計</b></p><p>　　7.2.1Ⅱ軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T</p><p>　　P=3.61KW，n=90r/min，T=383060N.mm</p>

94、;<p>　　7.2.2求作用在齒輪上的力</p><p><b>　　因?yàn)椋?lt;/b></p><p><b>　　對于齒輪2 </b></p><p><b>　　對于齒輪3 </b></p><p>　　7.2.3初步確定軸的最小直徑</p>

95、;<p>　　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)</p><p><b>　　設(shè)計手冊取于是得，</b></p><p>　　取最小直徑的dmin=40mm。</p><p>　　最小直徑顯然安在軸承上。</p><p>　　7.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p&

96、gt;　　（1）根據(jù)軸上零件的裝配方案，確定II軸的大體形狀，如圖7-2所示。</p><p>　　圖7-2 Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)示意圖</p><p>　　（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）初步選滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，所以選擇圓錐滾子軸承，參照要求并根據(jù)最小直徑dmin=32mm，選擇圓錐滾子軸承30208。其尺寸

97、d×D×T=40mm×80mm×19.75mm，故取d1-2=d5-6=40mm。</p><p>　　2）右端圓錐滾子軸承右端采用軸承端蓋定位，左端與小齒輪的右端之間采用套筒定位；左端圓錐滾子軸承左端采用軸承端蓋定位，右端與做大齒輪的左端采用套筒定位。 </p><p>　　3）2軸上大齒輪的輪轂的寬度為85mm，為了是套筒端面可靠地壓緊齒輪，L2

98、-3應(yīng)略短于輪轂寬度，故取L2-3=83mm；同理，由于2軸上小齒輪的輪轂寬度為115mm，所以取L4-5=113mm。</p><p>　　由于左側(cè)軸承右側(cè)軸肩和右側(cè)軸承左側(cè)軸肩為非配合軸肩，h=1～2mm，取d2-3=d4-5=44mm。</p><p>　　4）大齒輪右側(cè)與小齒輪左側(cè)采用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07～0.1)dmm，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d3-4=52mm

99、。軸環(huán)寬度b≥1.4h，故取L3-4=12mm。</p><p>　　5）為了確保1、2齒輪正確嚙合，故由此可計算出L1-2=88+50-2.5-83=52.5mm。</p><p>　　6）取齒輪3距箱體內(nèi)壁為a=16.25mm，右側(cè)軸承距箱體s=8mm，已知圓錐滾子軸承寬度T=19.75mm,則L5-6=s+a+T+2=（8+16.25+19.75+2）mm=46mm。</p&g

100、t;<p>　　7）現(xiàn)在已完全確定出2軸各段長度，得出2軸總長度為L=L1-2+L2-3+L3-4+L4-5+L5-6=(52.5+83+12+113+46)mm=306.5mm。所以由此可以確定出1軸中L6-7的值，L6-7=(306.5-50-88-10-18.25)mm=140.25mm。</p><p>　?。?）軸上零件的周向定位</p><p>　　兩個齒輪與軸的

101、鏈接均采用平鍵連接。根據(jù)大齒輪2處d2-3的值，有材料查得平鍵截面b×h=14mm×9mm，鍵槽用鍵銑刀加工，由于鍵長度L=輪轂長度-（5～10）mm，L2-3=83mm，取鍵長L=75mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合；同理，小齒輪3與軸連接選用平鍵為14mm×9mm×105mm，齒輪與軸的配合為。圓錐滾子軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直

102、徑尺寸公差為m6。</p><p>　?。?）確定軸上的圓角和倒角尺寸</p><p>　　由手冊查得，取軸段倒角為1.2×45o，各軸肩的圓角半徑取R1.6。</p><p><b>　　7.3 Ⅲ軸的設(shè)計</b></p><p>　　7.3.1 Ⅲ軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T</p><

103、p>　　P=3.43KW，n=30r/min，T=1091880N.mm。</p><p>　　7.3.2求作用在齒輪上的力</p><p><b>　　由于 </b></p><p><b>　　切向力</b></p><p><b>　　徑向力</b></

104、p><p>　　7.3.3初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先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)手冊，取A0=112,于是得</p><p>　　取最小直徑的dmin=55mm。</p><p>　　最小直徑顯然在與工作部分相連的聯(lián)軸器安裝軸段上。</p><p>　　7.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

105、</p><p>　?。?）根據(jù)軸上零件的裝配方案，確定III軸的大體形狀，如圖7-3所示。</p><p>　　圖7-3 Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)示意圖</p><p><b>　?。?）聯(lián)軸器的選擇</b></p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3，有手冊查得，取KA=1.3，則，</p><p&g

106、t;　　Tca=KAT3=1.3×1091880N·mm=141944.4 N·mm</p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器工程轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用YL12型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1600000 N·mm。半聯(lián)軸器的孔徑d=60mm，故取d7-8=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=142mm。</p><p>　　（3）根據(jù)軸向定

107、位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，7—8段需制出一軸肩，故取6—7段的直徑d6-7=70mm；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取軸段擋圈直徑D=63mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=142mm，為了確保軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故7—8段的長度應(yīng)略比L短一些，現(xiàn)取L7-8=140mm。</p><p>　　2）初步選擇

108、滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選擇單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d6-7=70mm,初步選取圓錐滾子軸承30215，其尺寸為d×D×T=75mm×130mm×27.25mm，故取d5-6=d1-2=75mm；而L1-2=27.25mm。</p><p>　　3）左端滾動軸承右側(cè)采用軸肩進(jìn)行定位。由設(shè)計手冊查得30215型軸承的定位軸肩高度h=5mm,因

109、此，取d2-3=85mm。右端滾動軸承與齒輪之間采用套筒定位。</p><p>　　4）取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=79mm；齒輪右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為110mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此段軸應(yīng)略短于輪轂寬度，故取L4-5=108mm。齒輪左側(cè)采用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07～0.1)dmm，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑d3-4=91mm。軸環(huán)寬度b≥1.4

110、h，取L3-4=12mm。</p><p>　　5）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端的面間的距離L=30mm，故取L6-7=50mm。</p><p>　　6）為了保證3、4赤齒輪的正確嚙合，計算5—6段長度為，L5-6=(113+46-2.5-108+6.5)mm=55mm；由于L1-2+L2-3+L3-4+L

111、4-5+L5-6=306.5mm，所以L2-3=(306.5-27.25-12-108-48.5+8.25)mm=119mm。</p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。</p><p>　　(4)軸上零件的軸向定位</p><p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按d4-5由手冊查得平鍵截面b×h=22mm×14

112、mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工；由于鍵長度L=輪轂長度-（5～10）mm，所以取鍵槽長度為100mm，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；同樣，半聯(lián)軸器與軸的鏈接，選用平鍵18mm×11mm×130mm，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來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。</p><p>　　(5)確定軸上的圓角和倒角</p>

113、<p>　　由手冊查得，取軸段倒角為2.0×45o,各軸肩處的圓角半徑為R1.6。</p><p><b>　　7.4 Ⅰ軸的校核</b></p><p><b>　　圖7-4 I軸</b></p><p>　　7.4.1齒輪1受力</p><p><b>　　切向力

114、 </b></p><p><b>　　徑向力 </b></p><p>　　7.4.2根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖</p><p>　　對于30207圓錐滾子軸承，由手冊查得a=16mm。簡支梁額軸的支承跨距為77+197.5=274.5mm，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-5至7-8。</p>&

115、lt;p>　　圖7-5 Ⅰ軸水平面內(nèi)彎矩圖</p><p>　　圖7-6 Ⅰ軸垂直面內(nèi)彎矩圖</p><p>　　圖7-7 Ⅰ軸總彎矩圖</p><p>　　圖7-8 Ⅰ軸扭矩圖</p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算的截面C處的MH、MV及M的值列于表7-1。</p><

116、;p>　　表7-1 I軸不同位置的彎扭矩</p><p>　　7.4.3按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度</p><p>　　進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)手冊及上表的數(shù)據(jù)，以及軸的雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，則取α=1，軸的計算應(yīng)力為</p><p>　　前面已選定軸的材料為45鋼，由手冊查得。因此σca&

117、lt;[σ-1]，故安全。</p><p>　　7.4.4精度校核軸的疲勞強(qiáng)度</p><p><b>　　（1）判斷危險截面</b></p><p>　　截面A，II，III，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的集中應(yīng)力均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A，II，III，B均無需校核。&l

118、t;/p><p>　　從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面IV和V處過盈配合引起的集中應(yīng)力最嚴(yán)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，故不必做強(qiáng)度校核。截面C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。又因?yàn)殒I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

119、可。</p><p><b>　?。?）截面IV左側(cè)</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù) </b></p><p>　　W=0.1d3=0.1×353mm3=4287.5mm3</p><p><b>　　抗扭截面系數(shù) </b></p>

120、;<p>　　WT=0.2d3=0.2×353mm3=8575mm3</p><p>　　截面IV左側(cè)的彎矩M為 </p><p>　　截面IV上的扭矩 </p><p>　　T1=100800N.mm</p><p>　　截面上的彎曲用力 </p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 <

121、/p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由手冊查得σB=640MPa，σ-1=275MPa，ι-1=155MPa。</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)ασ及αι可由手冊查得。因，，經(jīng)插值后可查得，ασ=2.20，αι=1.70。又有手冊可查得軸的材料的敏性系數(shù)為，qσ=0.78，qι=0.83。故有效應(yīng)力集中系數(shù)為</p><p>　　kσ

122、=1+qσ（ασ-1）=1+0.78×（2.20-1）=1.936</p><p>　　kι=1+ qι(αι-1)=1+0.83×(1.70-1)=1.581</p><p>　　由手冊可查查得尺寸系數(shù)εσ=0.80，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ει=0.87。</p><p>　　軸按磨削加工，由手冊查得表面質(zhì)量系數(shù)為 βσ=βτ=0.92。</p&

123、gt;<p>　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=1，則有公式計算綜合系數(shù)為</p><p>　　由手冊取碳鋼的特性系數(shù)</p><p>　　φσ=0.1～0.2，取φσ=0.1</p><p>　　φι=0.05～0.1，取φι=0.05</p><p>　　于是，計算安全系數(shù)Sca的值，由公式計算得</p><

124、;p><b>　　故可知其安全。</b></p><p><b>　　（3）截面IV右側(cè)</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù) </b></p><p>　　W=0.1d3=0.1×413mm3=6892.1mm3</p><p><b&g

125、t;　　抗扭截面系數(shù) </b></p><p>　　WT=0.2d3=0.2×413mm3=13784.2mm3</p><p>　　截面IV左側(cè)的彎矩M為 </p><p>　　截面IV上的扭矩 </p><p>　　T1=100800N.mm</p><p>　　截面上的彎曲

126、用力 </p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 </p><p>　　過盈配合處的，根據(jù)手冊查得 =2.80；取，于是得；軸按磨削加工，由手冊查得表面質(zhì)量系數(shù)為 βσ=βι=0.92。</p><p>　　故得綜合系數(shù)為 </p><p>　　所以軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為</p><p>　

127、　故該軸在截面IV右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的，由此校核得該軸整體強(qiáng)度滿足設(shè)計要求。</p><p><b>　　7.5 Ⅱ軸的校核</b></p><p><b>　　圖7-9 II軸</b></p><p>　　7.5.1齒輪受力計算</p><p><b>　　齒輪2受力</b>

128、</p><p><b>　　齒輪3受力</b></p><p>　　7.5.2根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖</p><p>　　對于30208圓錐滾子軸承，查得a=18mm，簡支梁額軸的支承跨距為75+112+83.5=270.5mm，由軸的計算簡圖做出彎矩圖和扭矩圖如圖7-10至7-13。</p><p>　　圖7

129、-10 Ⅱ軸水平面內(nèi)彎矩圖</p><p>　　圖7-11 Ⅱ軸垂直面內(nèi)彎矩圖</p><p>　　圖7-12 Ⅱ軸總彎矩圖</p><p>　　圖7-13 Ⅱ軸扭矩圖</p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算的截面C處的MH、MV及M的值列于表7-2。</p><p>