无碳小车设计机械设计课程设计说明书

1、机械设计课程设计计算说明书专业班级学生姓名指导教师机械设计课程设计任务书学生姓名。专业班级。班学号。指导教师山职称教研室。0。题目无碳小车设计方案与要求“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。功能设计要求是给定一重力势能，根据能量转换原理，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。小车在前行时能够在半张标准乒乓球台（长1525mm、宽1370mm）上，绕两个障碍物按“8”字形轨迹运行。障碍物为直径20mm|、长200mm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。给定重力势能为5焦耳（取g=10m

2、/s2）,竞赛时统一用质量为1Kg的重块（。50X65mm,普通碳钢）铅垂下降来获得，落差400±2mm,重块落下后，须被小车承载并同小车一起运动，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（1个转向轮，2个驱动轮），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：小车上面要装载一件外形尺寸为60X20mm的实心圆柱型钢制质量块作为载荷，其质量应不小于400克；在小车行走过程中，载荷不允许掉落。转向轮最大外径应不小于30mm要求完成：1 .装配图1张（A2）。2 .零件工作图2张（齿轮和轴两个零

3、件）。3 .设计说明书1份，6000-8000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日目录计算与说明01 .设计任务书21.1 设计题目21.2 原始数据21.3 工作条件21.4 动力来源21.5 传动方案22 .传动比的分配32.1 总传动比的分配32.2 减速器传动比53 .传动装置的运动和动力参数计算63.1 各轴转速的计算63.2 各轴输入功率73.3 各轴输入转矩74 .转向设计84.1 选定转向装置84.2 确定转向装置的基本参数85 .齿轮的设计105.1 设计计算一级齿轮115.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数115.1

4、.2 按齿面接触强度设计115.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计135.2 设计计算一级齿轮195.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数195.2.2 按齿面接触强度设计195.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计226 .轴的结构设计266.1 按扭转强度条件计算266.2 按弯扭合成强度条件计算296.3 轴的扭转刚度校核计算357 .键连接的选择及校核计算377.1 平键连接强度计算378轴承的选择399润滑方式选择409.1 齿轮的润滑409.2 轴承的润滑4010注意装配事项4210.1 轴的装配4210.2 齿轮的装配4210.3 转向杆的装配4211设计小结4412参考文献45主要

5、结果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1525mm、宽1370mm）上，绕两个障碍物按“8”字形轨迹运行。障碍物为直径20mm|、长200mm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

6、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。相关参数F10Nv0.5msD

7、150mm1,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F10N;小车速度v0.5m/s,后轮直径D150mm；1.3 工作条件装平缓的路面波动较小1.4 动力来源重锤1kg的重力势能订1.5传动方案俩个一级直齿圆柱齿轮传动2.传动比的分配2.1 总传动比的分配重锤重1Kg,下落高度4002mm,v0.5m；s。按8字桩最小跑离400mm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：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：ld将数据代入公式中可得：l1257mm由于小车要走过

8、的距离为两个圆的周长，所以小车要走过的距离为2l2514mm而绳子所下降的距离为400mm.根据摩擦理论可知：摩擦力矩和正压力的关系为：MN而滚动摩擦所受的阻力为：fMNRR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：2lnd式中：d150mm,将以上数据代入公式中：n5.335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

9、之同轴的齿轮，齿轮再驱动后面的小齿轮。而在齿轮传功中，齿轮件的传动比常取1.45,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400mm,据此根据公式我们可以估算出小车滚筒的直径：d16.37mm在绘图过程中,根据装配的要求我们取前轮直径为30mm。2.2减速器传动比ia4考虑到一级齿轮传动圆柱齿轮范围为58,故选12,i220d150mmn3.99前轮直径30mmia4ii2i223.传动装置的运动和动力参数计算3.1各轴转速的计算n257rminn157114r/minii2n1n4114r/min1.2

10、各轴输入功率PB5kw巳P001=4.5619kwPCPi124.5619kw1.3 各轴输入转矩T9550Pn(1)输入转矩PB5Tb9550B95500.8733Nmn114Pa4.5619Ta9550A95501.5023Nmn1114FC4.5619TC9550C95501.5023Nmn3114n257r/minn1114rminn4114r/min4 .转向设计4.1 选定转向装置PB5kwPA=4.5619kwPC4.5619kw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300mm到500mm,放置一个直径20mm、高200mm的弹性障碍圆棒），并在半个乒乓球案

11、长1525mm,宽1370mm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.Tb0.8733NmTa1.5023NmTc1.5023Nm转向机构杆如图支撑架转向机构摆杆滑杆连杆前轮最大转角:13度5 .齿轮的设计5.1 设计计算一级齿轮5.1.1 选择齿轮类型、精度等

12、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z119,大齿轮齿数Z2i1Z121938因为乙与z2要互质,所以取.z2395.1.2 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dt3KhiTIu1(ZhZeZ)2duh1)确定公式内的各项数值试选载荷系数KHt1.3计算小齿轮传递的转矩T19.55106P/n19.551063_10/57Nmm838Nmm由表10-7选取齿宽

13、系数由图10-20查得区域系数Zh2.5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zE189.8MPa由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数a1arccosz1cos/z.2haaarccos19cos20/192131.767a2arccosz2cos/z22haaarccos39cos20/3926.638乙tana1tanZ2tana2tan/219tan31.767tan2039tan26.638tan20/21.62641.6260.89计算接触疲劳许用应力Ho由图10-25d查得两齿轮的接触疲劳极限为Hlim1Hlim2550MPa由图（10-15）计算应力循

14、环次数:Ni60njh60571(2803001)1.6416107N2N11.641610739197.99810610-23查取接触疲劳寿命系数KHN1*1.14,KHN21.35o取失效概率为1%,安全系数为S=1,由式（10-14）得H2KHN1Hlim1SKHN2Hlim2S1.14550MPa627MPa11.35550MPa742MPa最大转角：13度中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H2627MPa2）试算小齿轮分度圆直径dt22KHtT1u1ZhZeZ62739/1912.9757600000.04ms圆周速度V。VdiditB601000601000齿宽bobddi

15、t112.97mm12.97mm2）计算实际载荷系数KH0由表10-2查得使用系数Ka1根据v0.04m/s、7级精度，由图10-8查查得动载系数Kv1.02齿轮圆周力Ft12Tl/d1t2830/12.97N129.22NKAFt1/b1129.22/12.97N/mm19.93996N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数Kh1.1。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Kh1.1，由止匕，得到实际载荷系数KhKaKvKhKh11.021.11.9232.158HAVHH3）由式（10-12），可得按实际的载荷系数算得的分度圆直径：d1*312.97V

16、215815.357mm（取16mm）1小1.3及相应的齿轮模数mnd1/z115.357/19mm0.808mm（取0.8mm）Z1195.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算模数，即Z23920TiY(YFaYSa2dZ|）、1）确定公式中的各参数值试选01.3由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。Y0.250750.251黑0711计算YFaYSaKHt由图10-17查得齿形系数YFa12.86、YFa22.43T1由图10-18查得应力修正系数Y5al1.54Ya21.67saisa2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Flim1Fli

17、m2380MPa由图10-22查得齿形Zh由图10-17查得齿形弯曲疲劳寿命系数Kfni1.19、Kfn20.99取弯曲疲劳安全系数S1.4,由式（10-14）得Kfn1Flim1SKFN2Flim2S1.19380MPa335MPa1.350.99380MPa279MPa1.35YFaYSa12.861.54334.9630.0131YFa2YSa22.431.67278.6670.0146Zea1a2因为大齿轮的Y&大于小齿轮，所以取FYFaYSaYFa2YSa20.0146F21.3838Nmm12.5189.8MPa31.76726.6381.6262）试算模数32KTiYfh

18、YSa2(,dZ1321.38380.741190.0146mmz0.89Hlim1550MPaHlim2550MPa1）计算实际载荷载荷载荷系数前的数据准备0Ni1.64161070.397mm(取0.4mm)（2）调整齿轮模数圆周速度vd1mtz10.379197.543mmN27.998106齿宽bod1n160100075457m/s0.023ms601000bdd117.543mm7.543mm627MPa宽高比bh。h(2haac)mt(210.25)0.394mm0.89325mmbh7.5430.892358.44H2742MPa1）计算实际载荷系数Kf0627MPa根据v0.

19、023m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv1.01。Ft12Td128387.543N222.193Nd1t12.97mmKAFt1b1222.1937.54329.457Nmm100Nmm查表10-3得齿轮间载荷分配系数Kf1.1。由表10-4用插值法查得Kh1.923，结合b/h8.44查图10-13，得Kf1.69则载荷系数为KfKaKvKfKf11.011.11.691.8783)由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mmt3|K0.397；.878mm0.449mm（取0.5mm）KFt,1.3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

20、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bdd111616mm弯曲疲劳强度算得的模数0.449mm并就近圆整为标准值m0.5mm,按接触强度算得的分度圆直径d116mm,算出小齿轮齿数，乙d1m160.532取乙34,则大齿轮齿数Z2UZ123264,取Z265,4与z2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d1z1m320.5mm16mmd2z2m650.5mm32.5mm(2)计算中心距ad1d2

21、21632.52mm24.25mm(3)计算齿轮宽度0.04ms12.97mmKaKvFt1Kh11.02129.22N1.1Khd12.15816mm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mn0.8mm齿轮略加宽510mm,即b1b510mm16510mm2126mm取bi24mm,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2b16mm5.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a'25mm0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KFt1.

22、3围为宜。其他几何参数，如z1、z2、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。Y0.711(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。arccos(acos)aarccos24.25cos202524.29z4z2326597xx1x2(invinv)z2tanYFa12.86YFa22.43Fiim1380MPaFlim2380MPa(inv24.29inv20)24.252tan201.650yaam2524.250.41.5yxy1.650.50.15从图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，

23、但重合度有所下降。分配变位系数x1、x2。由图10-21b可知,坐标点z/2,x/248.5,0.825位于L14线和L15线之间。按这两条线作射线，再从横坐标的4、4处作垂直线，与射线交点335MPa的纵坐标分别是x10.62,x20.68。279MPa（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YFa1YSa10.0131Kh2.158,T1838Nmm,d1,d116mm,u22H2.32,Ze189.8MPa12,Z0.8695将它们代入式（10-10），得到YFa2YSa20.0146VaYsa2KhTiu1hH31ZhZeZdd1u440.

24、638MPah2232189.80.8695MPa0.0146m0.4mm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：2.58,丫$幻1.63%22.27,32,Kf1.878,T1838Nmm,YFa1YSa21.74,Y0.683,m0.5,Z1将它们代入式（10-6）,得到2KFT1YFa1Ysa1YF132dmZ170.63MPaf12KFT1YFa2Ysa2YF232dmZ166.34MPaf221.8788382.581.630.68310.53322M

25、Pa21.8788382.271.740.6833210.532MPad17.543mmv0.023msb7.543mm大齿轮h0.89325mmbh8.44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6 .结构设计及绘制齿轮零件图（从略）7 .主要设计结论齿数乙32、z265,模数m0.5mm,压力角20,变位系数x10.62、x20.68,中心距a25mm,齿宽b124mm、b216mm。大小齿轮均选用45钢(调质)。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Ft1222.193N(1)按照我们的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动

26、，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。Kf1.1Kh1.923Kf1.69Kf1.878m0.5mm(4)选小齿轮齿数为乙17,大齿轮齿数Z2i1Z121734,因为Z1与Z2要互质,所以取.Z235o5.2.2 按齿面接触强度设计(1)由下式试算小齿轮分度圆直径，即1)确定公式内的各项数值试选载荷系数KHt1.3计算小齿轮传递的转矩PP总0.7950.793.95WT49.55106P/n19.551063.95103/57Nmm662Nmm由表10-7选取齿宽系

27、数d0.52.5由图10-20查得区域系数Zh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zE189.8MPa.由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Za4arccosz4cos/z42haarccos17cos20/171232.778Zi34z265a3arccosz3cos/z32haarccos35cos20/352126.638''z4tana4tanz3tana3tan/217tan32.778tan2035tan27.665tan20/21.626441.6z.0.89413.3计算接触疲劳许用应力ho由图10-25d查得两齿轮的接触疲劳极限为

28、Hlim4Hlim3550MPad116mmd232.5mma24.25mm由下式计算应力循环次数：N460njh60960123001）1.64107N3N41.6410735177.97106由图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn41.14,Khn31.35。取失效概率为1%,安全系数为S=1,由下式得H4H3KHN4Hlim4SKHN3Hlim3S1.14550MPa627MPa11.35550MPa743MPa1取H4和H3中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即hh4627MPa2）试算小齿轮分度圆直径d4t32小丁1u1tdu2ZhZeZ235/V.J2.35.型mmn.637

29、mm35/17627D24mmb）216mm（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。11.63757圆周速度v。ms0.035ms60000v=-d1tn1=一d4tn460100060100011.637mm5.8195mm齿宽bobdd4t0.52）计算实际载荷系数Kh。由表10-2查得使用系数Ka1根据v0.035m/s>7级精度，由图10-8查查得动载系数Kv1.01齿轮圆周力Ft42T4/d4t2662/11.637N113.78NKAFt4/b1113.78/5.8195N/mm19.55N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数Kh1.1。由1

30、0-4,7级精度，小齿轮，相对承非对称布置齿向载荷分布系数Kh1.932,由此，得到实际载荷系数KhKaKvKhKh11.011.11.9232.1465HAVHH3）由式（10-12），可得按实际的载荷系数算得的分度圆直径d4d4t3占11.63732昔513.754mm及相应的齿轮模数mnd4z413.75417mm0.809mm5.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算模数，即mt320T4Y(YFaYSa2dZ41）确定公式中的各参数值试选KFt1.3x10.62x20.68由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。0.750.75Y0.250.250.718751

31、.60计算YFaYSaoF由图10-17查得齿形系数YFa42.95、YFa32.47由图10-18查得应力修正系数Ya41.52、Ysa31.66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Flim4Flim3380Mpa由图10-22查得齿形由图10-17查得齿形弯曲疲劳寿命系数KFN40.98、KFN31.19取弯曲疲劳安全系数S1.4,由式（10-14）得KFN4Flim4SKFN3Flim3S0.98380286.463MPa1.31.193801.3341.846MPaYFa4Ysa42.951.52286.4630.0157YFa3YSa32.471.66347.8

32、460.0118因为大齿轮的YFaYa大于小齿轮，所以取YFaYaYFa2YSa40.0157FFF42）试算模数2Z4dkt4aYS321.36620.71850.51720.0157mm0.512（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0圆周速度v60d4n41000d4mtz40.512170.875mm8.10557m/s0.026ms601000齿宽bdd40.58.705mm4.3525mmh(2haa)mt(210.25)0.512mm1.152mm4.35251.1523.7781）计算实际载荷系数KF。根据v0.026m/s，7级精度，由图10-8查得动载系

33、数Kv1.01。432z265m0.5mm20a25mmb124mmb216mmFt42T4d426628.708N152.044NKAFt4,b1152.044/4.352534.933N/mm100N./mm，查表10-3得齿轮间载荷分配系数KF1.1。由表10-4用插值法查得Kh1.417，结合b/h3.778查图10-13，得Kf1.6则载荷系数为KfKaKvKfKf11.11.011.61.77763)由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数Kf._'1.776clccm成31.51231mm0.568VKfi11.3417对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模

34、数m大于由齿根弯曲疲劳Z235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0.449mm并就近圆整为标准值m0.5mm,按接触强度算得的分度圆直径d413.754mm,算出小齿轮齿数：Z4d4.m13.754/0.622.93取Z423,则大齿轮齿数Z3UZ422346,取Z347,Z4与Z3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d4z4m230.6mm13.8mmd3z3m4

35、70.6mm28.2mm(2)计算中心距ad3d4/213.828.2/2mm21mm圆整为a20(3)计算齿轮宽度bdd40.513.86.9mm,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510mm,即b4b510mm6.9510mm11.916.9mm取b414mm,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b3b6.9mm。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a432.778a326.638a7mm。在圆整时，以变位系数和不超出图10-21a中推荐的

36、合理工作范围为宜。其他几何参数，如Z1、Z2、b等保持不变。1.6260.894Kh2.1465,T4662Nmm,d0.5,d413.8mniu2,Zh2.45,_12一189.8MPa,Z0.882将它们代入式（10-10），得到2KhT4u1dd；uZhZeZ22.1465662210.513.832.45189.80.882MPa522.357MPaHN4N3KHN4KHN31.641077.971061.141.35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。627MPa（2）齿根弯曲疲劳强度校核H3743MPa按前述类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。计算结

37、果为: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（10-10）中的各参数。计算结果为:H627MPaKf1.7776,T4662NmmMa42.72,Ysa41.58,YFa32.35,Ysa31.7,Y1.779,m0.6,Z42&F42KFT4YFa4Ysa4Y22.726621.581.79932dmZ40.50.63232MPad4t11.637mm将它们代入式（10-6）,得到:179.17MPaF32%丁4丫尸23丫$23丫22.356621.71.799932dmZ30.50.63232

38、MPa166.55MPa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v0.035ms齿数423、Z347,模数m0.6,压力角20,中心距a20mm,齿宽b414mm、。A7mm大小齿轮均选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。b5.8195mmKa16.轴的结构设计Kv1.016.1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：T

39、WtP9550000n_0.2d3T式中：T一扭转切应力，MPa;T轴所受的扭矩，Nmm;Wt一轴的扭转截面系数,3mm；n一轴的转速，r.'min;P一轴传递的功率,kW;d一计算截面处轴的直径,许用扭转切应力,MPa,见表15-3。由式（15-1）可得轴的直径:,9550000Pd3,0.2tn95500003式中A030.2查表15-3。对于空心轴，则:PA0-ni4即空心轴的内径di与外径d之比，通常取0.50.6。Ft4KhKhKhd4mnKFtYFa4113.78N1.11.9322.146513.754mm0.809mm1.30.718752.95YFa32.47Ysa3

40、1.66sa3轴的材料Q235-A、20Q275、35(1Cr18Ni9Ti)4540Cr、35SiMn38SiMnMo、3Cr13t(MPa)1525203525453555A14912613511212610311297轴常用几种材料的及A0值注：1）表中t是考虑了弯矩影响而降低了的许用扭转切应力f*380MPaFim3380MPaKfn40.98KfN31.192）在下述情况时，丁取较大值，Ao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、减速器的低速YFaYSa0.0157轴、轴只作单向旋转；反之，T取较小值，A0取较大值。应当指出，当轴截面上开有键槽时

41、，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径d100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大3%;有两个键槽时，应增大7%0对于直径d100mm的轴，有一个键槽时，轴径应增大5%7%;有两个键槽时，应增大10%15%。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dm.o对轴A:m0.512d3955000051035mm做8mm)0.23557对轴B:,.95500004.5619103d316mm（取8mm）0.235114对轴C:,J95500004.5619103d36mm（取8mm）0.2351146.2按弯扭合成强度条件计算通过轴的结构设计，轴

42、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:F：F2d4vF3轴A的计算简图KvFt4KaKfKhKfKf0.875mm0.026ms4.3525mm1.152mm3.7781.01152.044NFt4/b100N/mm1.11.4171.61.7776T10.8377Nm2T2837.7一F1-3-N104.2125N(取104N)D16103m0.568Mu(F)00.045F30.13F2

43、0MV(F)00.085F30.13F10解得F236N,F168N。对轴B:FlF2F3Z423Z347轴B的计算简图T21.5023Nm2T221502.3仃F2-3-N93.89N(取94N)D23210MU(F)00.045F30.13F20Mv(F)00.085F30.13Fi0解得F232.54N,F161.46No对轴C:FLtF3F4轴c的计算简图T31.5023Nmb414mmb3b6.9mmF32Tl21502.3N217.725N(取218N)D313.8103Mu(F)00.02F30.06F40.04F20Mv(F)00.04F10.02F20.02F40解得F225

44、8.8625N,F158.8625N(1)做出弯矩图，扭矩图:对轴A:轴A的弯矩图扭矩图由图可知,Mmax30Nmm,Tmax0.8377Nmm837.7Nm对轴B:轴B的弯矩图扭矩图由图可知,Mmax2765.9Nmm,Tmax1502.3NmZ423Z347m0.6b414mmb37mm(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：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。为了考虑两者循环特性不同的影响,引入折合系数，则计算应力为：ca

45、J242(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0.3;当扭转切应力为脉动循环应力时，取0.6;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M,扭转切应力为WWr2W将和代入式(15-4),则轴的弯扭合成强度条件为M2T2,M2T2ca4一,W2WW式中：ca轴的计算应力，MPa;M轴所受的弯矩，Nmm;T轴所受的扭矩，Nmm;对轴cacacaW轴的抗弯截面系数，mm3,计算公式见表15-4;A:-130N对轴B:对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPammT837.7Nmm-160MPad3320.1d330.1851.2W，其值按表1

46、5-12T42W3060837.7251.20.64MPa取M3765.9NmmT1502.3Nmm-160MPa0d308351.2W2W.M2T2W3765.91502.3251.2_55.66105MPa对轴C:取M3765.9NmmT1502.3Nmm-160MPa-d-0.1d3320.18351.2W24T2W23765.91502.3251.2_55.66105MPa由于心轴工作时只承受弯矩而不承受扭矩，所以在应用上式时，应取=0,亦即Mca=M。转动心轴的弯矩在轴截面上所引起的应力是对称循环变应力；对于固定心轴，考虑起动、停车等的影响，弯矩在轴截面上所引起的1T0.50.6应力

47、可视为脉动循环变应力，所以在应用上式时，其许用应力应为d0（o0为脉动循环变应力时的许用弯曲应力）,d0-1,7v1。6.3轴的扭转刚度校核计算轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。圆轴扭转角单位为（）/m的计算公式为：光轴：4T5.731041GIp阶梯轴：5.73104LGiiIp式中，T一轴所受的扭矩，Nmm；G一轴的材料的剪切弹性模量，MPa;41P轴截面的极惯性矩，mm;L一阶梯轴受扭矩作用的长度，mm;T、k1N一分别代表阶梯轴第i段上的扭矩、长度和极惯性矩,单位同前；轴的扭转刚度条件为式中，0.51时；对于精密传动轴，可取0.250.5,/m;对于精度要求不高的轴，可大于1/mo对轴A:837.7484104321.474m4T45.731045.73104GIp门.p