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歹页目 O O O O专业班级二。学号 OO O学生姓名 OOO指导教师二。o o o年。月。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”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

2、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/s2 ），竞赛时统一用质量为1Kg的重块（C 50 X65 mm，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60X 20 mm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

3、。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（齿轮和轴两个零件）。3. 设计说明书1份，6000-8000 字。开始日期 2014 年J2_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

4、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 115.1.2 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

5、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

6、 （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，

7、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F 10Nv 0.5m sD 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F 10N ;小车速度v 0.5ms,后轮直径D 150mm ；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1 Kg ,下落咼度400 2mm, v 0.5m

8、s。按8字桩最小距离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：l d 将数据代入公式中可得：l 1257 mm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212514mm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：M N 而滚动摩擦所受的阻力为：f m N_R R 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

9、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：21n d 式中：d 150mm,将以上数据代入公式中：n 5.335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145，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 400m m,据此根据公 式我们可以估算出小车滚筒的直径：d16.37 mm在

10、绘图过程中，根据装配的要求我们取前轮直径为30mm。2.2减速器传动比考虑到一级齿轮传动圆柱齿轮范围为 58，故选b 2 , i22d 150mm3传动装置的运动和动力参数计算3.1各轴转速的计算n 3.99前轮直径30mmia 411 212 2n257r / minn n 57114r/ minii2;ni n4114r / min3.2各轴输入功率PB 5kwFA F001 = 4.5619kwPC Pi 124.5619kw3.3各轴输入转矩T 9550P/ /n(1 )输入转矩PB5TB 95509550 0.8733N mn114p.4 5619Ta 95509550 1.5023

11、 N mn1114FC4.5619TC 9550-C 9550 1.5023 N mn3114n257 r/ min4.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300mm到500mm，放置一个直径20mm、咼200mm的弹性障碍圆棒），并在 半个乒乓球案长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

12、撑架咼51mm，宽度4mm，厚度4mm ,连杆咼 30mm,厚度5mm，宽度10mm,转向机构轴咼69mm，直径8mm.转向机构杆如图m 114 r./ min n4114r /minPB 5kw PA=4.5619kwFC 4.5619kwTB 0.8733N mTa1.5023N mTC 1.5023 N m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 0(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

13、，大齿轮与小齿轮均选择选择 45刚(调质)，硬度为240HBS o(4)选小齿轮齿数为Z1 19,大齿轮齿数Z2 i1Z1 2 19 38 因为Z1与Z2要互质,所以取戶39 o5.1.2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d1tKH1T1 u 1ZhZeZ、2(H ：)1)确定公式内的各项数值试选载荷系数KHt 1.3 计算小齿轮传递的转矩6T19.55 10 P/n19.55106310 /57N mm 838N mm 由表10-7选取齿宽系数 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zE 189.8

14、MPa 由式（10-9 ）计算接触疲劳强度用重合度系数 Za1arccoscos / z2ha arccos19cos20/ 192131.767a2arccos z2cos /2ha arccos39cos20/ 392126.6381 1z-i tan a1 tanz2 tan a2 tan/219 tan 31.767 tan20 39 tan 26.638 ta n20 /21.626,i414 1.626z 、 j 0.89Y 3Y3 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Hiim1 Hiim2 55MPa由式（10-15 计算应力循环次数：N1 60n

15、jh 60 57 1 （2 80 300 1） 1.6416 107N2Nj1.6416 10739 197.998 106由图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn1 1.14,Khn2 1.35。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-14 ）得K hn 1 H lim 11.14 550h 1MPa 627 MPaS1h2 Khn2 Hlim 21.35 550 MPa 742MPaS1取H 1和H 2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即HH 2 627MPa2 ）试算小齿轮分度圆直径I2,3 2KhE u 1 ZhZeZd1t 3. du3 2 1.3 838 39/191

16、2.5 189.8 0.892 2-一3mm 12.97mm139/19627（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。最大转角：13度圆周速度Vdin60 1000ditni60 100012.97 57m s600000.04m s齿宽bbdd1t 1 12.97mm12.97 mm2 ）计算实际载荷系数Kh。 由表10-2查得使用系数Ka 1 根据v 0.04m s、7级精度，由图10-8查查得动载系数Kv 1.02 齿轮圆周力Ft1 2T1/d1t 2 830/12.97N129.22NKAFt1/b 1 129.22/12.97N /mm 19.93996N /

17、 mm 100N /mm查表10-3得齿间载荷分配系数Kh 行o 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Kh 1.1,由此，得到实际载荷系数KhKaKvKh Kh 1 1.02 1.1 1.923 2.1583）由式（10-12 ，可得按实际的载荷系数算得的分度圆直径：1 K12 158d1 d，H 12.97 315.357mm（取 16mm） 1.3及相应的齿轮模数mn d1 z115.357 19 mm 0.808mm（取 0.8mm）乙19 z2395.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1 ）由式（10-7 ）试算模数，即2KfJY 严 YsaF-2 d Z|1

18、 ）确定公式中的各参数值 试选G 1.3 由式（10-5 ）计算弯曲疲劳强度用重合度系数0.25 75-25 1626 711计算YFaYsaF由图10-17查得齿形系数YFa12.86、YFa22.43由图10-18查得应力修正系数Ya1 1.54 Ysa2 1.67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Flim1 F lim 2380 MPa由图10-22查得齿形由图10-17查得齿形弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 1.19、Kfn2 0.99取弯曲疲劳安全系数S 1.4，由式（10-14）得F 1S1.35K FN2 Flim 20.99 380S1.35YFasa12.

19、86 1.54F 1334.963YFa2YSa22.43 1.67F 2278.6670.01310.0146F 2MPa 279MPaKfn 1 Flim11.19 380 MPa 335MPa因为大齿轮的YFaYSa大于小齿轮，所以取YFaYSaYFa2YSa20.0146KHtT1Zea1a21.3838 N mm12.5189.8MPa31.76726.6381.6262 ）试算模数3 2 1.3 838 0.741 190.0146mmz 0.890.397mm (取0.4mm)H lim1550MPa（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vd1 mt

20、zi 0.379 197.543mmH lim 255MPaN11.6416 107N27.998 106d1 16mmd1 mv 60 10000.023 m s7.54 57,m/ s60 1000 齿宽bb dd11 7.543mm7.543mm627MPa宽咼比b h。H2742MPah (2ha c )mt(2 1 0.25) 0.394mm0.89325mmb h 7.543 0.892358.441）计算实际载荷系数Kf。根据v 0.023m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv 1.01由Ft1 2T d12 838 7.543N222.193Nh 627MPad1t 1

21、2.97mmKAFt1 b 1 222.193 7.54329.457 N mm 100 N mm查表10-3得齿轮间载荷分配系数Kf 1.1。 由表10-4用插值法查得Kh 1.923,结合&h 8.44查图 偎心，得Kf1.69则载荷系数为KfKaKvKf Kf 1 1.01 1.1 1.69 1.878v 0.04m/s3）由式（10-13 ）,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数PKH 878m mpF 0.3973：mm 0.449mm（取 0.5mm）b 12.97 mm心,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计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决

22、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b dd11 16 16mm弯曲疲劳强度算得的模数0.449mm并就近圆整为标准Ka 1Kv 1.02Ft1 129.22N值m 0.5mm，按接触强度算得的分度圆直径 * 16mm ,算出小齿轮齿数，Z d1 m 16 0.532取Z1 34，则大齿轮齿数z2 UZ1 2 32 64，取z2 65，乙与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Kh 1.14. 几何尺寸计算（1 ）计算分度圆直径d1 z-im 32 0.5mm 16

23、mmKh 2.158d2 z2m 65 0.5mm32.5mm（2 ）计算中心距a d1 d2 216 32.5 2mm 24.25mm（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5 10 mm，mn0.8mmb-i b 5 10 mm 165 10 mm 21 26mm取b124 mm,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 b2 b 16mm。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a 25mm。在圆整时，以变位系数和不超出图10-21

24、a中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如z,、z2、m、b等保持不变。KFt1.3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0.711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。arccos (a cosarccos 24.25 cos20 2524.29xx1x2(in v 24.29Z1(invinv 20z2 32 65 97inv )z 2 ta n24.25 2 tan 201.650YFa12.8625 24.25 0.41.5YFa22.431.65 0.5 0.15Flim1 38MPa从图10-21a可知,

25、当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所Flim2 380MPa下降。分配变位系数x1、x2。由图10-21b可知,坐标点z 2,x248.5,0.825位于L14线和L15线之间。按这两条线作射线，再从横坐标的Z1、Z2处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1 0.62 , x20.68。（2 ）齿面接触疲劳强度校核335MPaf 2 279MPa按前述类似做法，先计算式（10-10 ）中的各参数。计算结果为YFa1YSa10.0131Kh 2.158, 838N mm, d 1,d1 16mm,u 2,ZH 2.32,Ze 189.8MPa12,Z0.8695将它们代入式（10-10）

26、,得到2KhT1 u 1h H31ZhZeZ dd1u440.638MPa h2 2.158 838 2 11 1632.32 189.8 0.8695MPa丫Fa 2YSa20.0146诈aYsa0.01460.4mm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:Kf 1.878, T1 838N mm,YFa1YSa2 1.74,Y0.683,m 0.5, Z12.58上丸 1.63,YFa22.27,32,将它们代入式（10-6 ），得到2心琳冶1丫F13 2dm Z170.63MPaf

27、12心琳2匕丫F23 2dm Z166.34MPa f 22.878_838_2.58_1.63_0.6831 0.53 322MPa2 1.878 838 2.27 1.74 0.683321 0.532MPad17.543mmv 0.023 m sb 7.543mmb)2 16mm2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h 0.89325mm6. 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m 0.5mm,压力角 20 ,变位系数 捲 0.62、x2 0.68，中心距 a 25mm，齿宽 d 24mm、b2 16mm。大小齿轮

28、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，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 乙17 ,大齿轮齿数z2 i1z1 2 17 34，因为Z1与Z2要互质,所以取.Z235。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d4tu 1 /ZhZeZ、2u (H he)1）确定公式内的各项数

29、值试选载荷系数KHt 1.3KfKhKfKfm1.11.9231.691.8780.5mm 计算小齿轮传递的转矩P P总 0.79 5 0.79 3.95WT4 9.55 1 06P/n1 9.55 106 3.95 10 3/57N mm 662N mm 由表10-7选取齿宽系数d 0.5 由图10-20查得区域系数Zh 2.5 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zE 189.8MPa .d4ta4 arccos z4cos/ Z42haarccos 17cos20 / 171 232.778a3 arccos z3cos/ Z32 haarccos 35cos20

30、/ 352 126.638z tan a4tanZ3tan a3 tan/217 ta n 32.778；tan 2035 ta n 27.665 tan 20/21.6264i41.6zJJ0.8941 3 3由式（10-9 ）计算接触疲劳强度用重合度系数 Z计算接触疲劳许用应力H 0由图10-25d查得两齿轮的接触疲劳极限为Hlim4H lim 3550MPa乙 34 z265由下式计算应力循环次数：N4 60njh 60 960 1 2 300 1) 1.64 107N3 N41.64 107 35 17 7.97 106由图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn4 1.14, Khn3

31、1.35取失效概率为1%，安全系数为S=1，由下式得H 4H 3K HN4 H lim 4SK HN 3 H lim 3S1.14 550 MPa 627 MPa11.35 550 MPa 743MPa1取H 4和H3中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2 ）试算小齿轮分度圆直径3 2Kh u 1 ZhZeZ d u3 2 1.3 662 35/171V 135/17H 4 627MPa2.5 189.8 0.894627mm11.637mmd1 16mmd232.5mma 24.25mmb 24mm（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=dit

32、nid4t n460 1000 60 100011.637 57600000.035 m s 齿宽bbdd4t0.5 11.637mm5.8195mm2 ）计算实际载荷系数Kh。 由表10-2查得使用系数KA 1 根据v 0.035 m s、7级精度，由图10-8查查得动载系数Kv 1.01 齿轮圆周力Ft4 2T4/d4t 2 662/11.637N113.78NKAFt4/b 1 113.78/5.8195N /mm 19.55N /mm 100N /mm查表10-3得齿间载荷分配系数Kh 1.1。 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Kh1.932,由此，得到实

33、际载荷系数KhKaKvKh Kh1 1.01 1.1 1.923 2.14653）由式（10-12 ，可得按实际的载荷系数算得的分度圆直径d4 d4t3 严 11.637 3 2営5 13.754mm及相应的齿轮模数mn d4 z413.754 17 mm 0.809mm523按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-7 ）试算模数，即j2KFtT4Y ，丫Fa Ysa、 mt 3 （ Fa sa）d Z4F1 ）确定公式中的各参数值 试选KFt 1.3 由式（10-5 计算弯曲疲劳强度用重合度系数。0.750.75Y 0.250.25 0.718751.60 计算丫迤。F由图10-17查得齿形系数Y

34、Fa4 2.95、YFa3 2.47由图10-18查得应力修正系数Ysa4 1.52、Ysa3 1.66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F lim 4F lim 3 380MPa由图10-22查得齿形由图10-17查得齿形弯曲疲劳寿命系数 KFN4 0.98、KFN3 1.19取弯曲疲劳安全系数S 1.4，由式（10-14 ）得K FN 4 F|im40.98 380F 4FN4 F286.463MPaS1.3f 3Kfn3 Flim31.19 380 341.846MPaF 3S1.3YFa4Ysa42.95 1.520.0157F 4286.463YMsa32.4

35、7 1.66 0.0118F 3347.846x10.62x20.68因为大齿轮的YFaYSa大于小齿轮，所以取YFa冷 YFa2YSa40.0157FFF 42 ）试算模数kt42.I .FaaYs3 2 1.3 662 0.7185V 0.5 1720.0157mm0.512（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。圆周速度vd4mtz40.512 170.875mm60d4 n410008105 57m/s 0.026ms60 1000齿宽bdd40.5 8.705mm4.3525mm宽咼比b hh (2ha)mt(2 1 0.25) 0.512mm1.152mm4.3

36、525 1.1523.7781）计算实际载荷系数Kf根据v 0.026m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv 1.01W 32z265m 0.5mm20a 25mmb 24mmb2 16mmFt4 2T4 d42 662 8.708 N 152.044NKaR4 b 1 152.044 4.352534.933 N mm 100 N mm，查表10-3得齿轮间载荷分配系数Kf 1.1。 由表10-4用插值法查得 Kh1.417,结合b/h 3.778查图 僖心，得Kf 1.6则载荷系数为KfKaKvKf Kf1 1.1 1.01 1.6 1.77763）由式（10-13 ）,可得按实际

37、载荷系数算得的齿轮模数IK1.776cm 03 1.51231mm 0.568* X 1.3 乙17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 m 0.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d413.754mm,算出小齿轮齿数：乙 d4/m 13.754 0.622.93取乙23，则大齿轮齿数Z3 UZ4 2 23 46，取& 47，Z4与B互为质数。这样设计出的齿轮传动，即满足了齿

38、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d4 zm 23 0.6mm 13.8mmd3 z3m 47 0.6mm 28.2mm（2）计算中心距a d3 d4 /2 13.8 28.2 /2mm 21mm圆整为a 20（3）计算齿轮宽度bdd4 0.5 13.8 6.9mm ，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5 10 mm，即b4 b5 10 mm 6.9510mm11.9 16.9mm取b4 14mm,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 b? b 6.9mm。5. 圆整中心距后的强度校核上

39、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a432.778a326.638a 7mm。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Zj、Z2、b等保持不变。1.626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:0.894KhZe2.1465, T4 662N mm, d 0.5,d4 13.8mm, u 2,Zh2.45,12189.8MPa ,Z

40、 0.882将它们代入式（10-10）,得到2KhT4 u 1:dd；u522.357 MPaHZhZeZ2 21465 6622 12.45 189.8 0.882MPa0.5 13.832N4N3KHN 4KHN 31.64 1077.97 1061.141.35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H】3743MPa按前述类似做法，先计算式（10-6 ）中的各参数。计算结果为:H 627MPaKf1.7776, T4 662N mm,YFa4 2.72,Ysa4 1.58,YFa3 2.35,Ysa3 1.7,Y1.779,

41、m 0.6,Z423o2KFT4YFa4Ysa4YF43 2dm Z42 2.72 662 1.58 1.7990.5 0.63 232MPad4t11.637 mm179.17MPa F 42KFT4YFa3Ysa3YF33 2dm Z32 2.35 662 1.7 1.79990.5 0.63 232MPa将它们代入式（10-6 ），得到：166.55MPa F 3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）v 0.035 m s7. 主要设计结论齿数Z4 23、Z3 47,模数m 0.6,压力角 20，中心距a 20mm，齿

42、宽b4 14mm、。d 7mm大小齿轮均选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。b 5.8195mmKa 16.轴的结构设计Kv 1.016.1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：P9550000一|nT 0.2d3 TWT式中：t 扭转切应力，MPa ；T 轴所受的扭矩，N mm ;Wt 轴的扭转截面系数,mm3 ；n 轴的转速，r min ；P 轴传递的功率,kW ；d 计算截面处轴的直径,m

43、m ；许用扭转切应力,MPa，见表 15-3。由式（15-1）可得轴的直径:d 39550000P 0.2 t n3 0.2式中A03 /955000 0 .2 t ，查表15-3。对于空心轴，则:式中d1，即空心轴的内径di与外径d之比，通常取0.5 0.6。Ft4 113.78NKh1.1Kh1.932Kh 2.1465d413.754mmmn 0.809mmKh 1.3Y 0.71875YFa4 2.95YFa32.47绻41.52Ysa3 1.66F lim 4380MPaFlim 3380MPa轴的材料Q235-A、20Q275 、 35 (1Cr18Ni9Ti)4540Cr、35S

44、iMn38SiMnMo 、3Cr13t (MPa)152520 3525 4535 55A149 126135112126103112 97轴常用几种材料的T 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KFN 4KfN 30.981.192）在下述情况时，T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，Ao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d 100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大3% ;有两个键 槽时

45、，应增大7%。对于直径d 100mm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dmin o对轴A :m 0.512d 汽罗爲0 3 5mm(取8mm)对轴B :3.9550000 4.5619 10 3d 36mm（取 8mm）d40.875mmv 0.026 m sb 4.3525mm0.2 35 114对轴C :3 9550000 4.5619 10 3d 36mm（取 8mm）0.2 35 1146.2按弯扭合成强度条件计算h 1.152mmb h 3.778通过轴

46、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:F3轴A的计算简图Kv 1.01Ft 4152.044NKAFt4 b 100 NKf 1.1Kh 1.417Kf 1.6Kf 1.7776m 0.568Z423Z347T10.8377N m2T2 837 7F1-T N 104.2125N(取 104N)D16 10Mu(F)00.045F3 0.13F20MV(F) 00.085

47、F3 0.13F10解得 F236N,F168N。对轴B :F：F3轴B的计算简图T21.5023N m2T22 1502.3计F223 N 93.89N(取94N)D232 10MU(F) 00.045F3 0.13F2 0Mv(F) 00.085F3 0.13F1 0解得 F232.54N,F161.46N。对轴C:FLtF3F4轴c的计算简图T31.5023N m2T3 2 15023nD313.8 10 3217.725N(取 218N)b4 14mmb3 b 6.9mmMu(F) 00.02F3 0.06F4 0.04F2 0Mv(F) 00.04Fi 0.02F2 0.02F40解

48、得 F2258.8625N,F158.8625N做出弯矩图，扭矩图: 对轴A:轴A的弯矩图扭矩图由图可知,对轴B :M max 30N mm, Tmax 0.8377 N mm 837.7 N m轴B的弯矩图扭矩图由图可知,M max 2765.9N mm,Tmax 1502.3N mcaZ423Z347m 0.6b4 14mmb3 7mm（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