機械專業(yè)畢業(yè)設計--- 鋼筋彎曲機的設計

1、<p><b>　　機械工程大學</b></p><p>　　畢 業(yè) 論 文（設計）</p><p>　　題 目： 鋼筋彎曲機的設計 </p><p>　　姓 名： </p><p>　　學 院： 機電工程學

2、院 </p><p>　　專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 </p><p>　　班 級： </p><p>　　學 號： </p><p>　　指導教師：

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鋼筋彎曲機的設計的目的和意義1</p><p>　　1.2鋼筋彎曲機的國內(nèi)外研究現(xiàn)狀1</p><p>　　1.3設計主要研究的內(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電動機的選擇8</b></p><p>　　3.1鋼筋受力情況與計算有關的幾何尺寸8</p><p>　　3.2彎曲φ20的鋼筋所需的彎矩8</p><p>　　3.3電動機的確定9</p><p>　　4確定傳動比及運動參

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

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

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47</b></p><p><b>　　致 謝48</b></p><p><b>　　鋼筋彎曲機設計</b></p><p><b>　　摘 要&l

10、t;/b></p><p>　　鋼筋彎曲機是建筑工地必不可少的機械，能有效的提高生產(chǎn)效率，減少工人勞動強度，提高鋼筋彎曲精度。本文所設計的鋼筋彎曲機適用于彎曲Φ4-Φ20毫米的鋼筋，其傳動機構(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、勞動強度小。鋼筋的彎曲角度由工作盤側(cè)面的觸桿與限位開關調(diào)節(jié)，打彎鋼筋后可以自動歸位，能實現(xiàn)彎曲角度的自動化。與目前實際應用的各種鋼筋彎曲機相比，

11、本機操作簡單，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行了設計計算，并對軸、鍵和軸承等關鍵部件進行了力學分析計算和強度校核，表明該鋼筋彎曲機完全符合設計要求。</p><p>　　關鍵詞：鋼筋彎曲機；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、筋彎曲機的基礎上，分析各種彎曲機的優(yōu)缺點，利用已有的樣品及技術，通過借鑒改進，設計出一種更加高效的鋼筋彎曲機。設計過程中主要用到、機械制造、機械設計、材料力學、動力傳動裝置設計等課程方面的知識。</p><p><b>　　1.3.3技術路線</b></p><p>　　調(diào)查研究查資料→寫出開題報告→確定總體方案→鋼筋彎曲機整體方案的設計→動力設備計算選型→動力傳動裝

13、置、工作臺面設計→繪制鋼筋彎曲機的總裝配圖及零件圖→撰寫設計說明書。</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行計算比較。</p><p>　　2.1.1鋼筋彎曲機的傳動精度</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相關參數(shù)有</p><p><b>　?。?）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相關參數(shù)有</p><p>　?。?）傳動精度的比較</p><p>　　為便于比較,設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、導程角，嚙合摩擦角，由嚙合摩擦系數(shù)μ確定，即 ，由設計手冊查得≈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>　?。?）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>　?。?）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)過對渦輪機構(gòu)和全齒輪機構(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，況且本文所設計的鋼筋彎曲機對鋼筋彎曲的精度控制與傳動方案的精度關系很小，本文所采用的是另一種由行程開關、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，比較適合應用于鋼筋彎曲機。另外，目前鋼筋彎曲機的工作負荷較大，需要消耗大量的能量，所以應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 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，開動機器，即可實現(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。首次彎曲時，現(xiàn)將行程開關移動到一個角度，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，減去試彎角度與實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電動機的選擇</b></p><p>　　3.1鋼筋受力情況與計算有關的幾何尺寸</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>　　初步設計鋼筋彎曲機的工作盤尺寸為：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達到屈服極限時的始彎矩</p><p>　　由材料力學教材[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計要求。</p><p>

35、<b>　　3.3電動機的確定</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>　　考慮到傳動部分機械效率η≈0.75，則電機最大負載功率P=P0/η=2.63/0.75=3.5KW；電動機選用Y系列三相異步電動機，額定功率Pm=4KW；額定轉(zhuǎn)速，其電動機的型號為Y112M—4。</p><p>　　4確定傳動比及運動參數(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>　　因為，取i1=4，則i2=3。</p><p>　　4.2計算傳動裝置的運動和動力參數(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>　?、蜉S </p><p>　?、筝S </p><p>　　運動和動力參數(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帶傳動的傳動設計</p><p>　　5.1 V帶的設計計算</p><p>　　5.1.1確定計算功率</p><p>　　由設計手冊[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,由設計手冊選用A型。</p><p>　　5.1.3確定帶輪基準直徑并驗算帶速</p><p>　?。?）初選小帶輪的基準直徑dd1=90mm。</p><p><b>　?。?）驗算帶速v</b></p><p>

43、;<b>　　因為，故帶速合適。</b></p><p>　?。?）計算大帶輪基準直徑dd1</p><p>　　根據(jù)設計手冊標準，將大帶輪直徑圓整為dd2=355mm</p><p>　　5.1.4確定V帶的中心距和基準長度</p><p><b>　?。?）初選中心距</b></p>

44、<p>　　由機械設計教材[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>　?。?）計

45、算帶所需的基準長度</p><p>　　由設計手冊標準選帶的基準長度。</p><p>　　（3）計算實際中心距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，由設計手冊查得</p><p>　　根據(jù)，i=4和A帶型，查設計手冊得</p><p>　　由設計手冊查得，，于是</p><p>　　（2）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>　　所以應使帶的實際初拉力F0＞（F0）min</p><p>　　5.1.8計算壓軸力Fp </p><p>

48、;　　所以應使壓軸力Fp＞（Fp）min</p><p>　　5.2帶輪的結(jié)構(gòu)設計</p><p>　　5.2.1帶輪的設計參數(shù)要求</p><p>　?。?）V帶輪的材料采用鑄鐵，牌號為HT200</p><p>　?。?）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>　　基準寬度，基準線上槽深，基準線下槽深，槽間距 。</p><p>　　5.2.2大帶輪的結(jié)構(gòu)設計</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小帶輪的設計</p><p>　　小帶輪采用實心式，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圓柱齒輪設計</b></p><p>　　設計壽命為15年，假設每年工作300天，每天工作8小時</p><p>　　6.

51、1 第一級齒輪傳動設計</p><p>　　6.1.1 選定精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　?。?）彎曲機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。</p><p>　?。?）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按齒面接觸強度設計</p><p>　　由設計計算公式進行試算，即</p><p>　　d1t= 公式（6-1）</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

53、.3。由設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度極限σHlim 1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim 2=550MPa。</p><p>　?。?）計算應力循環(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>　?。?）計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　由設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>　?。?）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>　?。?）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>　?。?）計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)v=1.22m/s，8級精度，并由設計手冊查得，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按齒根彎曲強度設計</p><p><b>　　設計公式為 </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>　　由設計手冊查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限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>　?。?）齒形系數(shù)</b></p><p>　　由設計手冊查得 YFa1=2.80；YFa2=2.22。</p><p>

62、<b>　?。?）應力校正系數(shù)</b></p><p>　　設計手冊查得 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，由齒輪接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.52并圓整為標準值m=3.0,按接觸強度算得的分度圓直

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、　　這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。</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>　?。?）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 第二級齒輪傳動設計</

68、p><p>　　6.2.1 選定精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　?。?）彎曲機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。</p><p>　?。?）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按齒面接觸強度設計</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=1.3。由設計手冊查得，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度極限σHlim 1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim 2=55

70、0MPa。</p><p>　?。?）計算應力循環(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力</p><p>　　由設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>　?。?）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>　　（2）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>　?。?）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>　　（6）計算模數(shù)m</b></p><p>　　6.2.4按齒根彎曲強度設計</p><p>

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

77、　　（3）計算載荷系數(shù)K</p><p>　　K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.05×1×1.45=1.903</p><p><b>　?。?）齒形系數(shù)</b></p><p>　　由設計手冊查得 YFa1=2.80；YFa2=2.22。</p><p><b>　?。?）

78、應力校正系數(shù)</b></p><p>　　由表10-5查得 YSa1=1.55;YSa2=1.77。</p><p>　　（6）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，由齒輪接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.30并圓整為標準值m=4,按接觸強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>　　這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足

81、了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。</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>　?。?

82、）計算中心距</b></p><p><b>　　a=</b></p><p><b>　?。?）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 軸的設計及校核</b></p><

84、p><b>　　7.1 Ⅰ軸的設計</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>　　因為</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>　?。?）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>　　因為，</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)設計</p><p&

96、gt;　?。?）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>　?。?）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>　?。?）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)采用軸肩進行定位。由設計手冊查得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?，F(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按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時，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)切應力為對稱循環(huán)變應力，則取α=1，軸的計算應力為</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度</p><p><b>　?。?）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力均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A，II，III，B均無需校核。&l

118、t;/p><p>　　從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面IV和V處過盈配合引起的集中應力最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面V的應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，故不必做強度校核。截面C雖然應力最大，但應力集中不大，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。又因為鍵槽的應力集中系數(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>　?。?）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)的強度也是足夠的，由此校核得該軸整體強度滿足設計要求。</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>