精編完整版無碳小車設(shè)計機械設(shè)計畢業(yè)論文說明書百度VIP

1、(此文檔為word格式，下載后您可任意編輯修改！機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書題 目 。 專業(yè)班級 。 學(xué) 號 。 學(xué)生姓名 。 指導(dǎo)教師 。 。 年。月。日機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書學(xué)生姓名 。 專業(yè)班級。班 學(xué) 號 。指導(dǎo)教師 。 職 稱 教研室 。 題目 無碳小車設(shè)計方案與要求“無碳小車”以重力勢能驅(qū)動的具有方向控制功能的自行小車。功能設(shè)計要求是給定一重力勢能，根據(jù)能量轉(zhuǎn)換原理，設(shè)計一種可將該重力勢能轉(zhuǎn)換為機械能并可用來驅(qū)動小車行走的裝置如上圖所示。小車在前行時能夠在半張標準乒乓球臺（長1525mm、寬1370mm上，繞兩個障礙物按“8”字形軌跡運行。障礙物為直徑20mm|、長200mm的2個圓

2、棒，相距一定距離放置在半張標準乒乓球臺的中線上，以小車完成8字繞行圈數(shù)的多少來評定成績。給定重力勢能為5焦耳（取g=10ms2），競賽時統(tǒng)一用質(zhì)量為1Kg的重塊（50×65 mm，普通碳鋼）鉛垂下降來獲得，落差400±2mm，重塊落下后，須被小車承載并同小車一起運動，不允許掉落。要求小車前行過程中完成的所有動作所需的能量均由此能量轉(zhuǎn)換獲得，不可使用任何其他的能量形式。小車要求采用三輪結(jié)構(gòu)（1個轉(zhuǎn)向輪，2個驅(qū)動輪），具體結(jié)構(gòu)造型以及材料選用均由參賽者自主設(shè)計完成。要求滿足：小車上面要裝載一件外形尺寸為60×20 mm的實心圓柱型鋼制質(zhì)量塊作為載荷，其質(zhì)量應(yīng)不小于40

3、0克；在小車行走過程中，載荷不允許掉落。轉(zhuǎn)向輪最大外徑應(yīng)不小于30mm。要求完成：1.裝配圖1張（A2）。2.零件工作圖2張（齒輪和軸兩個零件）。開始日期 2014 年 12 月15日 完成日期 2015 年 01 月 02 日 2014年 11 月 20 日目錄計算與說明 11.設(shè)計任務(wù)書 21.1設(shè)計題目 21.2原始數(shù)據(jù) 21.3工作條件 21.4動力來源 21.5傳動方案 22.傳動比的分配 32.1總傳動比的分配 32.2減速器傳動比 43.傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 53.1 各軸轉(zhuǎn)速的計算 53.2各軸輸入功率 53.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩 54.轉(zhuǎn)向設(shè)計 64.1 選定轉(zhuǎn)向裝置 64

4、.2 確定轉(zhuǎn)向裝置的基本參數(shù) 65.齒輪的設(shè)計 85.1設(shè)計計算一級齒輪 85.1.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 85.1.2按齒面接觸強度設(shè)計 85.1.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 105.2設(shè)計計算一級齒輪 145.2.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 145.2.2按齒面接觸強度設(shè)計 155.2.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 176.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 216.1按扭轉(zhuǎn)強度條件計算 216.2按彎扭合成強度條件計算 226.3軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核計算 277.鍵連接的選擇及校核計算 297.1平鍵連接強度計算 298 軸承的選擇 309潤滑方式選擇 319.1齒輪的潤滑 319.2軸承的潤滑

5、 3110注意裝配事項 3210.1軸的裝配 3210.2齒輪的裝配 3210.3轉(zhuǎn)向桿的裝配 3211設(shè)計小結(jié) 3312參考文獻 34形式展示并講述創(chuàng)業(yè)項目。華南理工大學(xué)廣州汽車學(xué)院4號創(chuàng)業(yè)團隊代表以PPT形式展示并講述創(chuàng)業(yè)項目。（每組時間為6分鐘）計算與說明我們本次的機械設(shè)計課程設(shè)計是以“全國大學(xué)生工程實訓(xùn)綜合能力競賽”題目“無碳小車”為題。該無碳小車是利用一個一定質(zhì)量的重物從一定的距離下落是由其自身重力勢能轉(zhuǎn)換成機械能來驅(qū)動小車行走。小車前行過程中完成的所有行走功能所需的能量均有此能量轉(zhuǎn)換獲得，不消耗其他形式的能量。通過計算設(shè)計出能完成預(yù)期行走功能的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和相關(guān)傳動系統(tǒng)，并使小車在前行

6、時能夠在半張標準乒乓球臺（長、寬上，繞兩個障礙物按“”字形軌跡運行。障礙物為直徑|、長的個圓棒，相距一定距離放置在半張標準乒乓球臺的中線上，以小車完成字繞行圈數(shù)的多少來評定成績。所以我們選擇曲柄連桿機構(gòu)來實現(xiàn)小車的轉(zhuǎn)向，選擇傳動平穩(wěn)可靠的齒輪機構(gòu)來實現(xiàn)周性的繞過障礙物。隨著社會的發(fā)展，低碳生活對我們越來越重要，建設(shè)無碳生活，使得生活更加環(huán)保，是我們每個人的職責(zé)。我們通過設(shè)計無碳小車模型，用重力勢能轉(zhuǎn)化為機械能，為以后能源發(fā)展提供了一種全新的思路，使更多的人有意識的去享受低碳生活。保護環(huán)境是每個人得責(zé)任，在人們開始有意識地減少對大氣的二氧化碳排放量，就要求生活中的交通工具盡可能的減少或不排放二氧

7、化碳,隨著人們的生活水平越來越高，人們對環(huán)境質(zhì)量的要求也日益增加。環(huán)境對人類的健康越來越重要，人們提出建設(shè)無碳社會使生活更加環(huán)保。無碳車的研發(fā)可以緩解社會對能源的需求。主要結(jié)果p 1.設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目無碳小車設(shè)計1.2原始數(shù)據(jù)小車所受牽引力； 小車速度,后輪直徑；1.3工作條件平緩的路面波動較小1.4動力來源重錘1kg的重力勢能1.5傳動方案倆個一級直齒圓柱齒輪傳動2.傳動比的分配2.1總傳動比的分配重錘重，下落高度，。按8字樁最小距離計算，由于小車在走字時，其精確軌跡無法估算，先在暫時認為小車在走八字是近似為掃描圓形軌跡，如下圖所示：圖1-1 小車掃描軌跡根據(jù)圖1-1和圓的周長公式，

8、我們可以大致確定出小車所要走過的路徑，根據(jù)公式：.將數(shù)據(jù)代入公式中可得：由于小車要走過的距離為兩個圓的周長，所以小車要走過的距離為而繩子所下降的距離為400mm.根據(jù)摩擦理論可知：摩擦力矩和正壓力的關(guān)系為：.而滾動摩擦所受的阻力為：.根據(jù)上述公式我們可以初步判定我們無碳小車的設(shè)計原則，即小車質(zhì)量要輕，輪體直徑應(yīng)盡可能的大。初步計算時，為了方便計算，我們初步取得輪子直徑為100mm,但是在繪圖的過程中發(fā)現(xiàn)無法安裝轉(zhuǎn)向機構(gòu)，所以后初步設(shè)計直徑為150mm。小車至少要完整的走過一圈的距離，所以車輪要轉(zhuǎn)動的圈數(shù)為：.式中：,將以上數(shù)據(jù)代入公式中：根據(jù)設(shè)計結(jié)構(gòu)即無碳小車的傳動路線，小車采用的是重塊通過繩

9、索直接與滾筒相連，由滾筒驅(qū)動與之同軸的齒輪，齒輪再驅(qū)動后面的小齒輪。而在齒輪傳功中，齒輪件的傳動比常取，在此我們?nèi)〕Ｓ脗鲃酉禂?shù).則與滾筒同軸的齒輪需要轉(zhuǎn)動圈，同樣的滾筒也要轉(zhuǎn)圈。近似的我們圓整為圈，又因為小車上的重塊需要下降，據(jù)此根據(jù)公式我們可以估算出小車滾筒的直徑：在繪圖過程中，根據(jù)裝配的要求我們?nèi)∏拜喼睆綖椤?.2減速器傳動比考慮到一級齒輪傳動圓柱齒輪范圍為，故選，。3.傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算3.1 各軸轉(zhuǎn)速的計算3.2各軸輸入功率3.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩（1）輸入轉(zhuǎn)矩4.轉(zhuǎn)向設(shè)計4.1 選定轉(zhuǎn)向裝置該自行小車在前行時能夠自動避開賽道上設(shè)置的兩個障礙物（每間隔到，放置一個直徑、高的彈性障礙

10、圓棒），并在半個乒乓球案長，寬中，繞兩個障礙物走字型，不完全齒輪具有轉(zhuǎn)向功能。所以轉(zhuǎn)向裝置選擇不完全齒輪。4.2 確定轉(zhuǎn)向裝置的基本參數(shù)小車行走時的軌跡如圖可知，用滑塊連桿實現(xiàn)表示出來可得桿件的基本參數(shù)：擺桿長54.5mm，寬度6mm，厚度3mm,滑桿長56mm，寬度6mm，厚度3mm,支撐架高51mm，寬度4mm，厚度4mm，連桿高30mm,厚度5mm，寬度10mm,轉(zhuǎn)向機構(gòu)軸高69mm，直徑8mm.轉(zhuǎn)向機構(gòu)桿如圖 支撐架 轉(zhuǎn)向機構(gòu) 擺桿滑桿連桿 前輪最大轉(zhuǎn)角：13度5.齒輪的設(shè)計5.1設(shè)計計算一級齒輪5.1.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按照我們的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動

11、，壓力角取為。（2）無碳小車為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。（3）材料選擇。由表10-1，大齒輪與小齒輪均選擇選擇45剛(調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)為,大齒輪齒數(shù)，因為與要互質(zhì),所以取.。5.1.2按齒面接觸強度設(shè)計（1）由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即1 確定公式內(nèi)的各項數(shù)值試選載荷系數(shù)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表10-7選取齒寬系數(shù)由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)（大小齒輪均采用鍛造）為由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由圖10-25d查得兩齒輪的接觸疲勞極限為由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次

12、數(shù)：由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)。取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式（10-14）得取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即2）試算小齒輪分度圓直徑（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。齒寬b。2）計算實際載荷系數(shù)。由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)、7級精度，由圖10-8查查得動載系數(shù)。齒輪圓周力查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4，7級精度，小齒輪，相對承非對稱布置齒向載荷分布系數(shù),由此，得到實際載荷系數(shù)3由式（10-12），可得按實際的載荷系數(shù)算得的分度圓直徑：及相應(yīng)的齒輪模數(shù)5.1.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）由式（10-7）試算

13、模數(shù)，即、1）確定公式中的各參數(shù)值試選由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。計算。由圖10-17查得齒形系數(shù)由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為由圖10-22查得齒形由圖10-17查得齒形彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2）試算模數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1計算實際載荷載荷載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v。齒寬b。寬高比。1計算實際載荷系數(shù)。根據(jù),7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)。由查表10-3得齒輪間載荷分配系數(shù)。由表10-4用插值法查得,結(jié)合查圖10-13，得則載荷系數(shù)為3）由式（

14、10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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，僅與齒輪直徑有關(guān)?？扇∮蓮澢趶姸人愕玫哪?shù)并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)， 取，則大齒輪齒數(shù)，取，與互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即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。4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度，考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略加

15、寬，即取,而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即。5.圓整中心距后的強度校核上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計和制造。為此，可以通過調(diào)整傳動比、改變齒數(shù)或變位法進行圓整。采用變位法將中心距就近圓整至。在圓整時，以變位系數(shù)和不超出圖10-21a中推薦的合理工作范圍為宜。其他幾何參數(shù)，如、m、b等保持不變。齒輪變位后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化。應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。（1）計算變位系數(shù)和計算嚙合角、齒數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。從圖10-21a可知，當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了齒輪強度，但重合度有所下降。分配變位系數(shù)、。由圖10-21b可知,坐標點位于線和線之間。按這兩條線作射線

16、，再從橫坐標的、處作垂直線，與射線交點的縱坐標分別是，。（2）齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式（10-10）中的各參數(shù)。計算結(jié)果為將它們代入式（10-10,得到齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標準齒輪有所下降。（2齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式（10-6）中的各參數(shù)。計算結(jié)果為：將它們代入式（10-6），得到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。6.結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖（從略）7.主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)、，模數(shù),壓力角，變位系數(shù)、，中心距，齒寬、。大小齒輪均選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設(shè)計。5.2設(shè)計計算一級齒輪5.2.

17、1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按照我們的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為。（2）無碳小車為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。（3）材料選擇。由表10-1，大齒輪與小齒輪均選擇選擇45剛(調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)為,大齒輪齒數(shù)，因為與要互質(zhì),所以取.。5.2.2按齒面接觸強度設(shè)計(1由下式試算小齒輪分度圓直徑，即1 確定公式內(nèi)的各項數(shù)值試選載荷系數(shù)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表10-7選取齒寬系數(shù)由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)（大小齒輪均采用鍛造）為.由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由圖

18、10-25d查得兩齒輪的接觸疲勞極限為由下式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)。取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由下式得取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即2）試算小齒輪分度圓直徑(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=齒寬b。2）計算實際載荷系數(shù)。由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)、7級精度，由圖10-8查查得動載系數(shù)。齒輪圓周力查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由10-4,7級精度，小齒輪，相對承非對稱布置齒向載荷分布系數(shù),由此，得到實際載荷系數(shù)3由式（10-12），可得按實際的載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應(yīng)的齒輪模數(shù)5.2.3按齒

19、根彎曲疲勞強度設(shè)計(1由式（10-7）試算模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。計算。由圖10-17查得齒形系數(shù)由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為由圖10-22查得齒形由圖10-17查得齒形彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2）試算模數(shù)(2調(diào)整齒輪模數(shù)1計算實際載荷載荷載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v齒寬b寬高比1計算實際載荷系數(shù)。根據(jù),7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)。由，查表10-3得齒輪間載荷分配系數(shù)。由表10-4用插值法查得,結(jié)合查圖1

20、0-13，得則載荷系數(shù)為3）由式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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，僅與齒輪直徑有關(guān)。可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)：取，則大齒輪齒數(shù)，取，與互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即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。4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2計算中心距圓整為（3）計算齒輪寬度，考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)

21、計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略加寬，即取,而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即。5.圓整中心距后的強度校核上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計和制造。為此，可以通過調(diào)整傳動比、改變齒數(shù)或變位法進行圓整。采用變位法將中心距就近圓整至。在圓整時，以變位系數(shù)和不超出圖10-21a中推薦的合理工作范圍為宜。其他幾何參數(shù)，如、m、b等保持不變。齒輪變位后，齒輪副幾何尺寸發(fā)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做法，先計算式（10-10）中的各參數(shù)。計算結(jié)果為：將它們代入式（10-10,得到齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標準齒輪有所下降。（2

22、）齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式（10-6）中的各參數(shù)。計算結(jié)果為：將它們代入式（10-6），得到：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。6.結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖（從略）7.主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)、，模數(shù),壓力角，中心距，齒寬、。大小齒輪均選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設(shè)計。6.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.1按扭轉(zhuǎn)強度條件計算這種方法只按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果軸還受有不大的彎矩時，則用降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的方法予以考慮。在做軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，通常用這種方法初步估算軸徑。對于不太重要的軸，也可作為最后計算結(jié)果。軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為：式中：扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，； 軸

23、所受的扭矩，； 軸的扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)，； 軸的轉(zhuǎn)速，； 軸傳遞的功率,； 計算截面處軸的直徑，； 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，見表15-3。由式（15-1）可得軸的直徑：式中，查表15-3。對于空心軸，則：式中，即空心軸的內(nèi)徑與外徑之比，通常取。軸常用幾種材料的T及A0值軸的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti4540Cr、35SiMn38SiMnMo、3Cr13(MPa注：1表中是考慮了彎矩影響而降低了的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力。2在下述情況時，取較大值，取較小值：彎矩較小或只受扭矩作用、載荷較平穩(wěn)、無軸向載荷或只有較小的軸向載荷、減速器的低速軸、軸只作單向旋轉(zhuǎn)；反之，取較小值，取較大值。應(yīng)當(dāng)指

24、出，當(dāng)軸截面上開有鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。對于直徑的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大；有兩個鍵槽時，應(yīng)增大。對于直徑的軸，有一個鍵槽時，軸徑應(yīng)增大；有兩個鍵槽時，應(yīng)增大。然后將軸徑圓整為標準直徑。應(yīng)當(dāng)注意，這樣求出的直徑，只能作為承受扭轉(zhuǎn)作用的軸段的最小直徑。對軸：對軸：對軸：6.2按彎扭合成強度條件計算通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸、軸上零件的位置、以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷（彎矩和扭矩）已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。一般的軸使用這種方法計算即可。其計算步驟如下：(1作出軸的計算簡圖（即力學(xué)模型）：對軸A：軸A的計算簡圖解

25、得對軸B：軸B的計算簡圖解得對軸C：軸C的計算簡圖解得(1做出彎矩圖，扭矩圖：對軸A：軸A的彎矩圖扭矩圖由圖可知，對軸B：軸B的彎矩圖扭矩圖由圖可知，(1校核軸的強度已知軸的計算彎矩后，即可針對某些危險截面（即彎矩和扭矩大而軸徑可能不足的截面）做彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論，計算彎曲應(yīng)力：通常由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力是對稱循環(huán)變應(yīng)力，而由扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力則常常不是對稱循環(huán)應(yīng)力。為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)，則計算應(yīng)力為：（15-4）式中的彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時，取；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力時，?。蝗襞まD(zhuǎn)切應(yīng)力亦為對稱循環(huán)變應(yīng)力時，取。對于

26、直徑為的圓軸，彎曲應(yīng)力為,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為,將和代入式（15-4），則軸的彎扭合成強度條件為式中：軸的計算應(yīng)力，；軸所受的彎矩，；軸所受的扭矩，；軸的抗彎截面系數(shù)，計算公式見表15-4； 對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力，其值按表15-1 選用。對軸A：取對軸B：取對軸C：取由于心軸工作時只承受彎矩而不承受扭矩，所以在應(yīng)用上式時，應(yīng)取T0，亦即Mca=M。轉(zhuǎn)動心軸的彎矩在軸截面上所引起的應(yīng)力是對稱循環(huán)變應(yīng)力；對于固定心軸，考慮起動、停車等的影響，彎矩在軸截面上所引起的應(yīng)力可視為脈動循環(huán)變應(yīng)力,所以在應(yīng)用上式時,其許用應(yīng)力應(yīng)為0(0為脈動循環(huán)變應(yīng)力時的許用彎曲應(yīng)力,01.7-1。6.3軸的扭轉(zhuǎn)剛度校

27、核計算軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。圓軸扭轉(zhuǎn)角的計算公式為：光軸：階梯軸：: 式中，軸所受的扭矩，；軸的材料的剪切彈性模量，；軸截面的極慣性矩，；階梯軸受扭矩作用的長度，；、分別代表階梯軸第段上的扭矩、長度和極慣性矩，單位同前；軸的扭轉(zhuǎn)剛度條件為式中，；對于精密傳動軸，可??；對于精度要求不高的軸，可大于1。對軸A：由于對該軸精度要求不高，則可取=3，。對軸B：由于對該軸精度要求不高，則可取=3，。對軸C：由于對該軸精度要求不高，則可取=3，。為了滿足設(shè)計方案，這里取軸直徑8mm，所以取滾桶直徑大于或者等于8mm。7.鍵連接的選擇及校核計算7.1平鍵連接強度計算平鍵連接傳遞轉(zhuǎn)矩時，連接中各

28、零件的受力情況如圖6-6所示。對于采用常見的材料組合和按標準選取尺寸的普通平鍵連接（靜連接），其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪短（圖6-6中沿a-a面剪斷）。因此，通常只按工作面上的擠壓應(yīng)力進行強度校核計算。對于導(dǎo)向平鍵連接和滑鍵連接（動連接），其主要失效形式是工作面的過度磨損。因此，通常按工作面上的壓力進行條件性的強度校核計算。假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接強度條件為導(dǎo)向平鍵連接和滑鍵連接的強度條件為式中：傳遞的扭矩；鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度，；鍵的工作長度，圓頭平鍵，單圓頭平鍵， 平頭平鍵,這里為鍵的公稱長度；為鍵的寬度；軸的直徑，；鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，見表6-2；鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用壓力，見表6-2。選擇軸的直徑為，鍵寬為，鍵高為，鍵長。車輪鍵：齒輪上的鍵：第1組不需要鍵連接，第2、3組的鍵為：8 軸承的選擇驅(qū)動軸選用深溝球軸承根據(jù)計算軸承的外徑為8mm,可選用的深溝球軸承如下：外徑B型號16mm5mm19mm6mm2