无碳小车设计机械设计课程设计说明书(39页).doc

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1、-第 0 页无碳小车设计机械设计课程设计说明书-第 0 页机械设计课程设计计算说明书题目。专业班级。学号。学生姓名。指导教师。年。月。日-第 0 页机械设计课程设计任务书学生姓名。专业班级。班学号。指导教师。职称教研室。题目无碳小车设计方案与要求“无碳小车无碳小车”以重力势能驱动的具有方向控制功能的自行小车以重力势能驱动的具有方向控制功能的自行小车。功能设计要功能设计要求是给定一重力势能求是给定一重力势能，根据能量转换原理根据能量转换原理，设计一种可将该重力势能转换为机械设计一种可将该重力势能转换为机械能并可用来驱动小车行走的装置如上图所示。小车在前行时能够能并可用来驱动小车行走的装置如上图所

2、示。小车在前行时能够在半张标准乒在半张标准乒乓球台乓球台（长长 1525mm、宽宽 1370mm)上上，绕两个障碍物按绕两个障碍物按“8”字形轨迹运行字形轨迹运行。障障碍物为直径碍物为直径 20mm|、长长 200mm 的的 2 个圆棒个圆棒，相距一定距离放置在半张标准乒乓相距一定距离放置在半张标准乒乓球台的中线上球台的中线上，以小车完成以小车完成 8 字绕行圈数的多少来评定成绩字绕行圈数的多少来评定成绩。给定重力势能为给定重力势能为 5焦耳焦耳（取取 g=10m/s2），竞赛时统一用质量为竞赛时统一用质量为 1Kg 的重块的重块（5065 mm，普通碳普通碳钢钢）铅垂下降来获得铅垂下降来获得

3、，落差落差 4002mm，重块落下后重块落下后，须被小车承载并同小车一须被小车承载并同小车一起运动起运动，不允许掉落不允许掉落。要求小车前行过程中完成的所有动作所需的能量均由此能要求小车前行过程中完成的所有动作所需的能量均由此能量转换获得，不可使用任何其他的能量形式。量转换获得，不可使用任何其他的能量形式。小车要求采用三轮结构小车要求采用三轮结构（1 个转向轮个转向轮，2 个驱动轮个驱动轮），具体结构造型以及材料选用具体结构造型以及材料选用均由参赛者自主设计完成。要求满足：均由参赛者自主设计完成。要求满足：小车上面要装载一件外形尺寸为小车上面要装载一件外形尺寸为6020 mm 的实心圆柱型钢制

4、质量块作为载荷，其质量应不小于的实心圆柱型钢制质量块作为载荷，其质量应不小于 400 克；在小车克；在小车行走过程中，载荷不允许掉落。行走过程中，载荷不允许掉落。转向轮最大外径应不小于转向轮最大外径应不小于30mm。要求完成：要求完成：1.装配图装配图 1 张（张（A2）。2.零件工作图零件工作图 2 张（齿轮和轴张（齿轮和轴两个两个零件零件）。3.设计说明书设计说明书 1 份，份，6000-8000 字。字。开始日期 2014 年 12 月 15 日完成日期 2015 年 01 月 02 日2014 年11月 20日-第 0 页目录计算与说明.01.设计任务书.11.1 设计题目.11.2

5、原始数据.11.3 工作条件.11.4 动力来源.11.5 传动方案.12.传动比的分配.22.1 总传动比的分配.22.2 减速器传动比.33.传动装置的运动和动力参数计算.03.1 各轴转速的计算.03.2 各轴输入功率.03.3 各轴输入转矩.04.转向设计.04.1 选定转向装置.04.2 确定转向装置的基本参数.05.齿轮的设计.05.1 设计计算一级齿轮.05.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数.05.1.2 按齿面接触强度设计.0-第 0 页5.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计.05.2 设计计算一级齿轮.05.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数.05.2.2 按齿

6、面接触强度设计.05.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计.06.轴的结构设计.06.1 按扭转强度条件计算.06.2 按弯扭合成强度条件计算.06.3 轴的扭转刚度校核计算.07.键连接的选择及校核计算.07.1 平键连接强度计算.08 轴承的选择.09 润滑方式选择.09.1 齿轮的润滑.09.2 轴承的润滑.010 注意装配事项.010.1 轴的装配.010.2 齿轮的装配.010.3 转向杆的装配.011 设计小结.012 参考文献.0-第 0 页计算与说明我们本次的机械设计课程设计是以“全国大学生工程实训综合能力竞赛”题目“无碳小车”为题。该无碳小车是利用一个一定质量的重物从一定的距离下落

7、是由其自身重力势能转换成机械能来驱动小车行走。小车前行过程中完成的所有行走功能所需的能量均有此能量转换获得，不消耗其他形式的能量。通过计算设计出能完成预期行走功能的转向系统和相关传动系统，并使小车在前行时能够在半张标准乒乓球台（长mm1525、宽mm1370)上，绕两个障碍物按“8”字形轨迹运行。障碍物为直径mm20|、长mm200的2个圆棒，相距一定距离放置在半张标准乒乓球台的中线上，以小车完成8字绕行圈数的多少来评定成绩。所以我们选择曲柄连杆机构来实现小车的转向，选择传动平稳可靠的齿轮机构来实现周性的绕过障碍物。随着社会的发展，低碳生活对我们越来越重要，建设无碳生活，使得生活更加环保，是我

8、们每个人的职责。我们通过设计无碳小车模型，用重力势能转化为机械能，为以后能源发展提供了一种全新的思路，使更多的人有意识的去享受低碳生活。保护环境是每个人得责任，在人们开始有意识地减少对大气的二氧化碳排放量，就要求生活中的交通工具尽可能的减少或不排放二氧化碳,随着人们的生活水平越来越高，人们对环境质量的要求也日益增加。环境对人类的健康越来越重要，人们提出建设无碳社会使生活更加环保。无碳车的研发可以缓解社会对能源的需求。主要结果-第 1 页1.设计任务书1.1 设计题目无碳小车设计1.2 原始数据小车所受牵引力NF10；小车速度smv5.0,后轮直径mmD150；1.3 工作条件平缓的路面波动较小

9、1.4 动力来源重锤 1kg 的重力势能1.5 传动方案俩个一级直齿圆柱齿轮传动相关参数NF10smv5.0mmD150.装.订.线.-第 2 页2.传动比的分配2.1 总传动比的分配重锤重Kg1，下落高度mm2400，sm5.0v。按 8 字桩最小距离mm400计算，由于小车在走8字时，其精确轨迹无法估算，先在暂时认为小车在走八字是近似为扫描圆形轨迹，如下图所示：图 1-1 小车扫描轨迹根据图 1-1 和圆的周长公式，我们可以大致确定出小车所要走过的路径，根据公式：dl.将数据代入公式中可得：mml1257由于小车要走过的距离为两个圆的周长，所以小车要走过的距离为mml25142 而绳子所下

10、降的距离为 400mm.根据摩擦理论可知：摩擦力矩和正压力的关系为：NM.而滚动摩擦所受的阻力为：RNRMf.根据上述公式我们可以初步判定我们无碳小车的设计原则，即小车质量要轻，轮体直径应尽可能的大。初步计算时，为了方便计算，我们初步取得轮子直径为 100mm,但是在绘图的过程中发现无法安装转向机构，所以后初步设计直径为 150mm。小车至少要完整的走过一圈的距离，所以车轮要转动的圈数为：dln2.-第 3 页式中：mmd150,将以上数据代入公式中：335.5n根据设计结构即无碳小车的传动路线，小车采用的是重块通过绳索直接与滚筒相连，由滚筒驱动与之同轴的齿轮，齿轮再驱动后面的小齿轮。而在齿轮

11、传功中，齿轮件的传动比常取54.1，在此我们取常用传动系数2.则与滚筒同轴的齿轮需要转动2圈，同样的滚筒也要转2圈。近似的我们圆整为2圈，又因为小车上的重块需要下降mm400，据此根据公式我们可以估算出小车滚筒的直径：mm37.61d在绘图过程中，根据装配的要求我们取前轮直径为mm30。2.2 减速器传动比4ai考虑到一级齿轮传动圆柱齿轮范围为85，故选21i，22i。mmd15099.3n前轮直径mm304ai21i22i-第 4 页3.传动装置的运动和动力参数计算3.1 各轴转速的计算min572rn min11425711rinnmin/11441rnn3.2 各轴输入功率5kwBPkw

12、PPA5619.4010kw5619.412IPPC3.3 各轴输入转矩nPT9550（1）输入转矩mNnPTBB8733.0114595509550mNnPTAA5023.11145619.4955095501mNnPTCC5023.11145619.4955095503min/572rn min1141rn min/1144rn 5kwBPkwPA5619.4kw5619.4CPmNTB8733.0mNTA5023.1mNTC5023.1-第 5 页4.转向设计4.1 选定转向装置该自行小车在前行时能够自动避开赛道上设置的两个障碍物（每间隔mm300到mm500，放置一个直径mm20、高m

13、m200的弹性障碍圆棒），并在半个乒乓球案长mm1525，宽mm1370中，绕两个障碍物走8字型，不完全齿轮具有转向功能。所以转向装置选择不完全齿轮。4.2 确定转向装置的基本参数小车行走时的轨迹如图可知，用滑块连杆实现表示出来可得杆件的基本参数：摆杆长 54.5mm，宽度 6mm，厚度 3mm,滑杆长 56mm，宽度 6mm，厚度 3mm,支撑架高 51mm，宽度 4mm，厚度 4mm，连杆高 30mm,厚度 5mm，宽度 10mm,转向机构轴高 69mm，直径 8mm.转向机构杆如图支撑架转向机构摆杆-第 6 页滑杆连杆前轮最大转角：13 度最大转角：13 度-第 7 页5.齿轮的设计5.

14、1 设计计算一级齿轮5.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照我们的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。（2）无碳小车为一般工作机器，参考表 10-6，选用 7 级精度。（3）材料选择。由表 10-1，大齿轮与小齿轮均选择选择 45 刚(调质)，硬度为 240HBS。（4）选小齿轮齿数为191z,大齿轮齿数38192121 ziz，因为1z与2z要互质,所以取.392z。5.1.2 按齿面接触强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即3211)(11HEHdtZZZuuTKdH1)确定公式内的各项数值试选载荷系数3.1HtK计算小齿轮传递的转矩mmNmm

15、NnPT83857/1011055.9/1055.936161由表 10-7 选取齿宽系数1d由图 10-20 查得区域系数5.2HZ由表 10-5 查得材料的弹性影响系数（大小齿轮均采用锻造）为MPazE8.189由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z767.311219/20cos19arccos2/cosarccos111aahzz638.261239/20cos39arccos2/cosarccos222aahzz191z392z3.1HtKmmNT83811d5.2HZMPazE8.189767.311a638.262a-第 8 页626.12/20tan638.26tan3

16、920tan767.31tan192/tantantantan2211aazz89.03626.1434z计算接触疲劳许用应力H。由图 10-25d查得两齿轮的接触疲劳极限为MPaHH5502lim1lim由式（10-15）计算应力循环次数：67127110998.71939106416.1106416.1)1300802(1576060NNnjhN由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数35.1,14.121HNHNKK。取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式（10-14）得MPaMPaSKHHNH627155014.11lim11MPaMPaSKHHNH742155035.12lim2

17、2取1H和2H中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPaHH62722）试算小齿轮分度圆直径mmmmZZZuudTKdEHHtt97.12627892.08.1895.219/39119/3918383.1212323211（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 v。smsmndndvtt04.0600005797.211000601000601111齿宽 b。mmdt97.1212.97mm1b1d2）计算实际载荷系数HK。626.189.0zMPaH5501limMPaH5502lim71106416.1N6210998.7NMPaH6271MPaH7

18、422MPaH627mmdt97.121smv04.0mm97.12b-第 9 页由表 10-2查得使用系数1AK根据smv04.0、7 级精度，由图 10-8 查查得动载系数02.1vK。齿轮圆周力NNdTFtt22.12997.12/8302/2111mmNmmNmmNbFKtA/100/93996.19/97.12/22.1291/1查表 10-3得齿间载荷分配系数1.1HK。由表 10-4，7 级精度，小齿轮，相对承非对称布置齿向载荷分布系数1.1HK,由此，得到实际载荷系数158.2923.11.102.11HHVAHKKKKK3)由式（10-12），可得按实际的载荷系数算得的分度圆

19、直径：）取mmmmKKddHtHt16(357.153.1158.297.123311及相应的齿轮模数)8.0(808.019357.1511mmmmmmzdmn取5.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算模数，即3211)(2FSaFadFttYYzYTKm、1）确定公式中的各参数值试选3.1FtK由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。711.0626.175.025.075.025.0Y计算FSaFaYY。由图 10-17查得齿形系数43.286.221FaFaYY、由图 10-18查得应力修正系数67.154.121ssaaYY、1AK02.1vKNFt22.1

20、2911.1HK158.2HKmmd161mmmn8.03.1FtK711.0Y86.21FaY43.22FaY-第 10 页由图 10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为MPaFF3802lim1lim由图 10-22查得齿形由图 10-17查得齿形弯曲疲劳寿命系数99.019.121FNFNKK、取弯曲疲劳安全系数4.1S，由式（10-14）得MPaMPaSKFFNF33535.138019.11lim11MPaMPaSKFFNF27935.138099.02lim220131.0963.33454.186.2111FSaFaYY0146.0667.27867.143.222

21、2FSaFaYY因为大齿轮的FSaFaYY大于小齿轮，所以取0146.0222FSaFaFSaFaYYYY2）试算模数）（取mmmmmmYYzKTmFSaFad4.0397.00146.019174.08383.12)(2323211（2）调整齿轮模数1)计算实际载荷载荷载荷系数前的数据准备。圆周速度 v。mmzmdt543.719379.011smsmndv023.0/1000605754.710006011齿宽 b。mmmmdbd543.7543.711宽高比hb。mmmmmchhta89325.0394.0)25.012()2(44.889235.0543.7hb1)计算实际载荷系数FK

22、。MPaF3801limMPaF3802limMPaF3351MPaF27920131.0111FSaFaYY0146.0222FSaFaYY0146.0FSaFaYYmmm4.0mmd543.71smv023.0mmb543.7mmh89325.044.8hb-第 11 页根据smv023.0,7 级精度，由图 10-8 查得动载系数01.1vK。由NNdTFt193.222543.78382211mmNmmNbFKtA100457.29543.7193.22211查表 10-3 得齿轮间载荷分配系数1.1FK。由表 10-4 用插值法查得923.1HK,结合44.8hb查图 10-13，得

23、69.1FK则载荷系数为878.169.11.101.11FFVAFKKKKK3）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数)5.0(449.03.1878.1397.033mmmmmmKKmmFtFt取对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。可取由mm161611dbd弯曲疲劳强度算得的模数mm449.0并就近圆整为标准值mmm5.0，按接触强度算得的分度圆直径mmd161,算出小齿轮齿数，325.01611mdz取341z，则大齿轮齿

24、数64322uzz12，取652z，1z与2z互为质数。这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmmmzd165.03211mmmmmzd5.325.06522（2）计算中心距mmmmdda25.2425.3216221NFt193.22211.1FK923.1HK69.1FK878.1FKmmm5.0341z652zmmd161mmd5.322mma25.24-第 12 页（3）计算齿轮宽度，考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽 b 和节省材料，一般将小齿轮略加宽mm105，即mmmmmm

25、bb2621105161051取mmb241,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即mmbb162。5.圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至mma25。在圆整时，以变位系数和不超出图 10-21a 中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如1z、2z、m、b 等保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）计算变位系数和计算啮合角、齿数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。29.242520cos25.24arccos)cos(arccosaa

26、97653221zzz650.120tan225.24)2029.24(tan2)(21invinvzinvinvxxx5.14.025.2425maay15.05.065.1yxy从图 10-21a 可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。分配变位系数1x、2x。由图 10-21b 可知,坐标点825.0,5.482,2xz位于14L线和15L线之间。按这两条线作射线，再从横坐标的1z、2z处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是62.01x，68.02x。（2）齿面接触疲劳强度校核按 前 述 类 似 做 法，先 计 算 式（10-10）中 的 各 参 数。计 算 结 果 为mm

27、b241mmb16262.01x68.02x-第 13 页。，8695.0,8.189,32.2,2,16,1,838158.22111ZMPaZZummdmmNTKEHdH将它们代入式（10-10),得到HEHdHHMPaMPaZZZuudTK638.4408695.08.18932.2212161838158.22123311齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（2)齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。计算结果为：,32,5.0,683.0,74.1,27.2,63.1,58.2,838878.1122111ZmYYYYYmmNTK

28、SaFaSaFaF，将它们代入式（10-6），得到2232132212123213111134.66325.01683.074.127.2838878.12263.70325.01683.063.158.2838878.122FdSaFaFFFdSaFaFFMPaMPazmYYYTKMPaMPazmYYYTK齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.结构设计及绘制齿轮零件图（从略）7.主要设计结论齿数321z、652z，模数mmm5.0,压力角20，变位系数62.01x、68.02x，中心距mma25，齿宽mmb241、mmb162。大小齿轮均选用 45 钢（调

29、质）。齿轮按 7 级精度设计。5.2 设计计算一级齿轮5.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照我们的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。（2）无碳小车为一般工作机器，参考表 10-6，选用 7 级精度。（3）材料选择。由表 10-1，大齿轮与小齿轮均选择选择 45 刚(调质)，硬度为 240HBS。321z652zmmm5.020mma25mmb241mmb162-第 14 页（4）选小齿轮齿数为171z,大齿轮齿数34172121 ziz，因为1z与2z要互质,所以取.352z。5.2.2 按齿面接触强度设计(1)由下式试算小齿轮分度圆直径，即3244)(11HE

30、HdtZZZuuTKdH1)确定公式内的各项数值试选载荷系数3.1HtK计算小齿轮传递的转矩mmNmmNnPTWPP66257/1095.31055.9/1055.995.379.0579.036164总由表 10-7选取齿宽系数5.0d由图 10-20查得区域系数5.2HZ由表 10-5查得材料的弹性影响系数（大小齿轮均采用锻造）为MPazE8.189.由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z778.322117/20cos17arccos2/cosarccos444aahzz638.261235/20cos35arccos2/cosarccos333aahzz626.12/20tan

31、665.27tan3520tan778.32tan172/tantantantan3344aazz894.036.1434z计算接触疲劳许用应力H。由图 10-25d查得两齿轮的接触疲劳极限为MPaHH5503lim4lim由下式计算应力循环次数：6743741097.717351064.11064.1)1300219606060NNnjhN171z352z778.324a638.263a626.1894.0z741064.1N631097.7N-第 15 页由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数35.1,14.134HNHNKK。取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由下式得MPaMPaS

32、KHHNH627155014.14lim44MPaMPaSKHHNH743155035.13lim33取4H和3H中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPaHH62742）试算小齿轮分度圆直径mmmmZZZuudTKdEHHtt637.11627894.08.1895.217/35117/3516623.1212323214(2)调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 v。v=10006011ndt=smsmndt035.06000057637.1110006044齿宽 b。mmdt8195.511.637mm0.5b4d2）计算实际载荷系数HK。由表 10-2

33、查得使用系数1AK根据smv035.0、7 级精度，由图 10-8 查查得动载系数01.1vK。齿轮圆周力NNdTFtt78.113637.11/6622/2444mmNmmNmmNbFKtA/100/55.19/8195.5/78.1131/4查表 10-3得齿间载荷分配系数1.1HK。由 10-4,7 级精度，小齿轮，相对承非对称布置齿向载荷分布系数932.1HK,由此，得到实际载荷系数14.14HNK35.13HNKMPaH6274MPaH7433MPaH627mmdt637.114sm035.0v mm8195.5b 1AK01.1vKNFt78.11341.1HK932.1HK-第

34、16 页1465.2923.11.101.11HHVAHKKKKK3)由式（10-12），可得按实际的载荷系数算得的分度圆直径mmKKddHtHt754.133.11465.2637.113344及相应的齿轮模数mmmmzdmn809.017754.13445.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式（10-7）试算模数，即3244)(2FSaFadFttYYzYTKm1）确定公式中的各参数值试选3.1FtK由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。71875.060.175.025.075.025.0Y计算FSaFaYY。由图 10-17查得齿形系数47.295.234FaFaYY、由图

35、 10-18查得应力修正系数66.152.134ssaaYY、由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为MPaFF3803lim4lim由图 10-22查得齿形由图 10-17查得齿形弯曲疲劳寿命系数19.198.034FNFNKK、取弯曲疲劳安全系数4.1S，由式（10-14）得MPaSKFFNF463.2863.138098.04lim44MPaSKFFNF846.3413.138019.13lim330157.0463.28652.195.2444FSaFaYY1465.2HKmmd754.134mmmn809.03.1FtK71875.0Y95.24FaY47.23

36、FaY52.14saY66.13saYMPaF3804limMPaF3803lim98.04FNK19.13FNK-第 17 页0118.0846.34766.147.2333FSaFaYY因为大齿轮的FSaFaYY大于小齿轮，所以取0157.0442FSaFaFSaFaYYYY2）试算模数512.00157.0175.07185.06623.12)(2323244mmYYzKTmFSaFad(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷载荷载荷系数前的数据准备。圆周速度 vmmzmdt875.017512.044smsmndv026.0/10006057105.810006044齿宽 bmmmmdbd3

37、525.4705.85.04宽高比hbmmmmmchhta152.1512.0)25.012()2(778.3152.13525.4hb1)计算实际载荷系数FK。根据smv026.0,7 级精度，由图 10-8 查得动载系数01.1vK。由NNdTFt044.152708.866222444mmNmmNbFKtA100933.343525.4044.15214，查表 10-3 得齿轮间载荷分配系数1.1FK。由表 10-4 用插值法查得417.1HK,结合778.3hb查图 10-13，得6.1FK则载荷系数为0157.0FSaFaYY512.0mmmd875.04smv026.0mmb352

38、5.4mmh152.1778.3hb01.1vKNFt044.1524mmNbFKtA10041.1FK417.1HK6.1FK-第 18 页7776.16.101.11.11FFVAFKKKKK3）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数568.03.1776.1512.133mmKKmmFtFt对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。可取由弯曲疲劳强度算得的模数mm449.0并就近圆整为标准值mmm5.0，按接触强度算得的分度圆直径

39、mmd754.134,算出小齿轮齿数：93.226.0754.1344mdz取234z，则大齿轮齿数46232uzz43，取473z，4z与3z互为质数。这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmmmzd8.136.02344mmmmmzd2.286.04733（2)计算中心距mmmmdda2122.288.13243圆整为20 a（3）计算齿轮宽度mm9.613.80.54dbd，考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽 b 和节省材料，一般将小齿轮略加宽mm105，即mmmmmmbb9.16

40、9.111059.61054取mmb144,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即mmbb9.63。5.圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至mma7。在圆整时，以变位系数和不超出图 10-21a 中推荐的合理工作范围7776.1FK568.0m234z473zmmb144mmbb9.63-第 19 页为宜。其他几何参数，如1z、2z、m、b 等保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-1

41、0）中的各参数。计算结果为：。，882.0,8.189,45.2,2,8.13,5.0,6621465.22144ZMPaZZummdmmNTKEHdH将它们代入式（10-10),得到HEHdHHMPaMPaZZZuudTK357.522882.08.18945.22128.135.06621465.22123344齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。计算结果为：。，23,6.0,779.1,7.1,35.2,58.1,72.2,6627776.1433444ZmYYYYYmmNTKSaFaSa

42、FaF将它们代入式（10-6），得到：3232333343423243444455.166236.05.07999.17.166235.22217.179236.05.0799.158.166272.222FdSaFaFFFdSaFaFFMPaMPazmYYYTKMPaMPazmYYYTK齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.结构设计及绘制齿轮零件图（从略）7.主要设计结论齿数234z、473z，模数6.0m,压力角20，中心距mma20，齿宽mmb144、。mmb73大小齿轮均选用 45 钢（调质）。齿轮按 7 级精度设计。234z473z6.0mmmb1

43、44mmb73-第 20 页6.轴的结构设计6.1 按扭转强度条件计算这种方法只按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果轴还受有不大的弯矩时，则用降低许用扭转切应力的方法予以考虑。在做轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴径。对于不太重要的轴，也可作为最后计算结果。轴的扭转强度条件为：TTTdnPWT32.09550000式中：T扭转切应力，MPa；T轴所受的扭矩，mmN；TW轴的扭转截面系数，3mm；n轴的转速，minr；P轴传递的功率,kW；d计算截面处轴的直径，mm；T许用扭转切应力，MPa，见表 15-3。由式（15-1）可得轴的直径：303332.095500002.09550000nP

44、AnPnPdTT式中302.0955000TA，查表 15-3。对于空心轴，则：3401nPAd式中dd1，即空心轴的内径1d与外径d之比，通常取6.05.0。6.05.0-第 21 页轴常用几种材料的T 及 A0 值轴的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti)4540Cr、35SiMn38SiMnMo、3Cr13 T(MPa)25153520452555350A12614911213510312697112注：1)表中 T是考虑了弯矩影响而降低了的许用扭转切应力。2)在下述情况时，T取较大值，0A取较小值：弯矩较小或只受扭矩作用、载荷较平稳、无轴向载荷或只有较小的轴向载荷

45、、减速器的低速轴、轴只作单向旋转；反之，T取较小值，0A取较大值。应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径mmd100的轴，有一个键槽时，轴径增大%3；有两个键槽时，应增大%7。对于直径mmd100的轴，有一个键槽时，轴径应增大%7%5；有两个键槽时，应增大%15%10。然后将轴径圆整为标准直径。应当注意，这样求出的直径，只能作为承受扭转作用的轴段的最小直径mind。对轴A：)8(557352.0105955000033mmmmd取对轴B：)8(6114352.0105619.4955000033mmmmd取对轴C：)8(6114352.0105619.4

46、955000033mmmmd取6.2 按弯扭合成强度条件计算通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置、以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。一般的轴使用这种方法计算即可。其计算步骤如下：(1)作出轴的计算简图（即力学模型）：对轴 A：)8(5mmmmd取)8(6mmmmd取)8(6mmmmd取-第 22 页轴 A 的计算简图mNT8377.01)104(2125.10410167.83722311NNNDTF取0)(0)(FMFMVU013.0085.0013.0045.01323FFFF解得。NFNF

47、68,3612对轴 B：轴 B 的计算简图mNT5023.12)94(89.9310323.1502223222NNNDTF取0)(0)(FMFMVU013.0085.0013.0045.01323FFFFmNT8377.01NF1041mNT5023.12NF942-第 23 页解得。NFNF46.61,54.3212对轴 C：轴 C 的计算简图mNT5023.13)218(725.217108.133.1502223333NNNDTF取0)(0)(FMFMVU002.002.004.0004.006.002.0421243FFFFFF解得。NFNF8625.58,8625.25812(1)

48、做出弯矩图，扭矩图：对轴 A：轴 A 的弯矩图扭矩图NF46.611NF54.322mNT5023.13NF2183NF8625.581NF8625.2582-第 24 页由图可知，mNmmNTmmNM7.8378377.0,30maxmax对轴 B：轴 B 的弯矩图扭矩图由图可知，mNTmmNM3.1502,9.2765maxmax(1)校核轴的强度已知轴的计算弯矩后，即可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面）做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算弯曲应力：224ca通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环应力。为了考虑两

49、者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为：224ca（15-4）式中的弯曲应力为对称循环变应力。当扭转切应力为静应力时，取3.0；当扭转切应力为脉动循环应力时，取6.0；若扭转切应力亦为对称循环变应力时，取1。对于直径为d的圆轴，弯曲应力为WM,扭转切应力为WTWTT2,mmNM 30maxmNT7.837maxmmNM9.2765maxmNT3.1502max-第 25 页将和代入式（15-4），则轴的弯扭合成强度条件为1222224WTMWTWMca式中：ca轴的计算应力，MPa；M轴所受的弯矩，mmN；T轴所受的扭矩，mmN；W轴的抗弯截面系数，3mm，计算公式见表 15-4；1

50、-对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa，其值按表 15-1选用。对轴 A：取mmNM 30mmNT7.837MPa601-WddW2.5181.01.03233312222264.02.517.837603024MPaWTMWTWMca对轴 B：取mmNM9.3765mmNT3.1502MPa601-WddW2.5181.01.03233315222221066.52.513.15029.376524MPaWTMWTWMca对轴 C：取mmNM9.3765mmNT3.1502MPa601-WddW2.5181.01.03233315222221066.52.513.15029.376524