机械毕业设计（论文）-360mm轻型车床主传动系统设计

1、360mm轻型车床主传动系统设计摘要本文研究的主要是360mm轻型车床的主传动系统，这类主传动系统的设计可用于 以适应当前我国机床工业发展的现状，具有一定的经济效益和社会效益。本次设计主要包括根据一些原始数据（其中包括机床电机的满载功率、最高转速 等）结合实际条件和情况对360mm轻型车床一些参数进行拟定，再根据拟定的参数， 进行传动方案的比较，确定传动方案，绘制出此主传动的机构图，并进行主轴的设计。本文运用大学所学的知识，提出了轻型车床的结构组成、工作原理以及主要零部 件的设计中所必须的理论计算和相关强度校验，构建了轻型车床总的指导思想，从而 得出了该轻型车床的优点是高效，经济，并口加工精度

2、高，运行平稳的结论。关键词：360min轻型车床主传动系统工作原理结论abstractthis paper is mainly about the main drive system of 360 vertical lathe, the main design of transmission can be used to adapt to the cuitent status of china's machine tool industry development, has certain economic and social benefits.the design of the m

3、ain including according to some original data ( including machine tool motor full-load power, the highest speed etc. combined with the actual conditions and situation of vertical lathe to some of the parameters, and then according to the parameters, compared the transmission scheme, determine the tr

4、ansmission scheme, draw the main driving mechanism, design and carries on the main spindle. in addition, the design of device for clamping workpiece on the vertical lathe, workpiece clamping device designed in this paper is used in the automatic clamping device.keywords： 360 machine vertical main dr

5、iving system clamping workpice main axie caxat程图文档(10)eeeeeeao 圭传动ao住轴.ao 装配囹.a2 轴a2 轴a3 大齿轮.a3kw轮a3橫向进票统图.dwgdwg3.dwg4, dwgdwgl.dwg葩轮，dwgdwg0ea4 齿电囹纸合集.dwgdwg microsoft word 97 -2003文档全套设计，请加12401814目录概述04第一章总体设计方案拟定061. 1拟定主运动参数061. 2运动设计061. 3动力计算和结构草图设计061.4轴和齿轮验算06第二章参数拟定072. 1 360mm轻型车床主参数和基本参

6、数072. 2各级转速确定07第三章主传动机构设计083. 1拟定主传动方案083.2传动方案的比较103.3各级传动比的计算123.4各级转速的确定方法13第四章主轴的动力计算14第五章主轴的设计和验算225. 1主轴的结构设计235.2主轴的强度校核26第六章结论41致谢42参考文献43概述这次毕业设计中，我所从事设计的课题是360mm轻型车床主传动系统的设计。此 类车床屈于经济型中档精度机床，这类机床的传动要求采用手动与电控双操纵方式， 在一定范围内实现电控变速。总体的设计方案就是对传动方案进行比较，绘出转速图, 对箱体及内部结构进行设计，包括轴和齿轮的设计、校核等。由于机械工程的知识总

7、量已经远远超越个人掌握所有，一些专业知识是必不可少 的。但是过度的专业知识分割，使视野狭隘，可以多多参加技术交流，和参加科研项 目，缩小范围，提升新技术的进步和整个块的技术，提高外部条件变化的适应能力。 封闭的专业知识的太狭隘，考虑的问题太特殊，在工作中协调困难，不利于自我提高。 因此，自上世纪第二十年代末，出现了一体化的趋势。人们越来越重视基础理论，拓 宽领域，对专业合并的分化。机械工程可以增加产量，提高劳动生产率，提高生产的 经济效益为目标，并研制和发展新的机械产品。在未来，新产品的开发，降低资源消 耗，清洁的可再生能源，成本的控制，减少或消除环境污染作为一个超级经济目标和 任务。机器能完

8、成人的手和脚，耳朵和眼睛等等器官完全不能直接完成的任务。现代 机械工程机械和机械设备创造出更多、更精美的越来越复杂，很多幻想成为过去的现 实。人类现在能成为天空的上游和宇宙，潜入海洋，数十亿光年的密切观察，细胞和 分子。电子计算机硬件和软件，人类的新兴科学己经开始加强，并部分代替人脑科学, 这是人工智能。这一新的发展已经显示出巨大的作用，但在未来几年还将继续创造出 不可思议的奇迹。人类智慧的增长并没有减少手的效果，而是要求越来越精致，手工 制作，更复杂的工作，从而促进手功能。又一方面实践促进人脑智力。在人类的进化 过程中，以及在每个人的成长过程中，大脑和手是互相促进和平行进化。大脑和手之间的人

9、工智能和机械工程的近似关系，唯一不同的是，智能硬件还需 要使用机械制造。在过去，各种机械离不开人类的操作和控制，反应速度和运算精度 的进化是非常缓慢的大脑和神经系统，人工智能将消除这种限制。相互促进，计算机 科学和机械工程进展之间的平行，将在更高层次的新一轮发展的开始使机械工程。在 第十九世纪，机械工程的知识总量仍然是有限的，大学在欧洲，它与一般的土木工程 是一门综合性的学科，称为土木工程，下半场的第十九个世纪成为一门独立的学科。 在第二十世纪，随着机械工程和知识增长的发展开始分解，机械工程专业，有分支机 构。在第二十世纪中期趋势分解，在时间之前和之后的第二次世界大战结束时达到的 峰值。由于机

10、械工程的知识总量已经远远从个人掌握所有，一些专业是必不可少的。 但是过度的专业知识使分割，视野狭隘，可以查看和统筹大局和全球工程和技术交流, 缩小范围，新技术的进步和整个块的技术，外部条件变化的适应能力差。封闭的专业 知识的专家太狭，考虑的问题太特殊，在工作协调困难，不利于自我提高。因此，自 上世纪第二十年代末，出现了一体化的趋势。人们越来越重视基础理论，拓宽领域， 对专业合并的分化。综合职业分化和发展知识循环过程的合成，是合理和必要的。从 不同的专业和专业知识的专家，也有综合的知识了解不够，看看其他学科和项目作为 一个整体，从而形成一种相互强烈的集体工作。综合和专业水平。有机械工程全面而 专

11、业的冲突；在综合性工程技术也有综合和专业问题。在人类所有的知识，包括社会 科学，自然科学和工程技术，有一个更高的水平，更广泛的综合性和专业性的问题。第一章总体设计方案拟定1.1拟定主运动参数机床设计的初始，首先需要确定有关参数，它们是传动设计和结构设计的依据， 影响到产品是否能满足所需要的功能要求。根据拟定的参数、规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，了解极限转速hmax. hmin和级数z、主传动电机功率n。1. 2运动设计根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定传动结构方案和传动系统图。 传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的主轴变速 箱。分离传动的主轴

12、箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数，也可用背轮机 构、分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公 用齿轮等。然后计算各传动比及齿轮的齿数。1.3动力计算和结构草图设计估算齿轮模数h）和轴颈d,选择和计算离合器。将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排、布置和设计。1.4轴和齿轮的验算在结构草图的基础上，对一根传动轴和齿轮的刚度、强度进行校核。第二章参数拟定2. 1 360mm轻型车床主参数和基本参数此车床是大型360mm轻型车床，根据任务书上提供的条件：此车床最大转数 1800rpm,电机满载功率5. 5kwo此车床的主轴转速可分高低两档，共有12

13、级转速：其中高低两档各有6级转速， 低速档时 «max=340/, 7?min=45r/min;高速档时 nmax=1800 r/rnin, ;?min =235 r/min； 此车床床身上最人冋转直径为400mm,主轴端部型式为c6；主轴通孔直径为020 mm； 主轴孔锥度为公制70；其中 电机的转速和功率分别为1000/1500 r/min, 4/5. 5kw。2.2各级转速的确定已知主轴的转速分为12级，又分为高低两档，其屮高档最大转速®应为1800r/min,最小转速心m为 235 r/min； r1 二叫/心泊二 1800/235二7. 66 r二0一】当机床处于

14、低速档时，主轴共有6级，转速范围r广亘34045二7. 556此处删减nnnnnnnn字 需全套设计请联系12401814当右侧的电磁离合器得电，齿轮1和齿轮4之间啮合，当时的主轴转速为543 或816可得 i4 x % x i轮带 x 1000=543 r/minz14 x z710 x i轮带 x 1500=815 r/min由这6各方程联列可解得z25 0 3226z14 0. 7447z36 1 6452% 0. 2576/710l. 3659轮带 0. 534传动比的选用时，应注意的几个问题，充分使用齿轮副的极限传动比况罰=1/4,虽然可以最大限度地获得变速箱范围或减少传动件数，但会

15、导致齿轮和箱体尺寸 过大，齿轮线速度增大，容易产生振动和噪咅，要求精度提高。在实践中，往往不采 用降速很小、升速很大的传动比，特别是中间轴的传动。因此，从系统的角度考虑， 宁可适当增加串联传动组的数目，或者用并联式的分支传动满足变速范围的要求，而 避免用极限传动比的传动副，以上几个传动比都符合要求。3. 4各轴转速的确定方法由传动比和电机的转速，可以计算出各轴的转速；3.4. 1 i轴的转速i轴从电机得到运动，经传动系统转化成各级转速。电机转速转速和主轴最高转 速应相接近。显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，i轴 不宜将电机转速降得太低。但如果i轴上装有摩擦离合器一类部件

16、时，高速下摩擦损 耗、发热都将成为突出矛盾，因此，i轴转速也不宜太高车床的i轴转速一般取7001000 r/min左右比较合适。另外也要注意到电机与i轴的传动方式，如用带轮传动 时，降速比不宜太大，和主轴尾部可能干涉。3.4.2中间传动轴的转速对于屮间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小与噪音、振动等性 能要求z间的矛盾。屮间传动轴的转速较高时，屮间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模 数小些，从而可以使结构紧凑。但是，这将引起空载功率和噪音加大。从经验知：主 轴转速和屮间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正：1、对于功率较大的重 切削机床，一般主轴转速较低，屮间轴的转速适

17、当取高一些对减小结构尺寸的效果较 明显。2、对高速轻载或精密机床，屮间轴转速宜取低一些。3、控制齿轮圆周速度 v跖/s,在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。3.5转速图拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已经知道了，而且根据设计出来的各级齿轮 的传动比，这样就可以拟定主运动的转速图，使主运动逐渐具体化。此车床集中传动：公比为0 = 1.41,级数z二12,变速范围r二1800/45二40。第四章主传动动力计算4. 1齿轮的计算4. 1. 1确定齿轮齿数和模数（查表法）可以用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简便。根据上面计算的传动比和 初步定出的小齿轮齿数，查表即可求出齿轮副齿数之和，再

18、减得大齿轮的齿数。用查表法求i轴和ii轴上的齿轮的齿数和模数常用传动比的适用齿数（小齿轮）（见参考书1第20页）。选取时应注意：不产生根切。一般取zminl820；保证强度和防止热变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚5 n2in, 般取5 >5mm 则 zmin6. 5+2t/mo同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等。若模数相同，则齿数和亦应相等。 但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。 机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般 齿数差不能超过34个齿。防止各种碰撞和干涉。三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于4o所以，

19、可以假设其中最小的齿轮2齿数为20,而且由上可知，齿轮2和齿轮5 之间的传动比为3.1,查常用传动比的适用齿数（小齿轮）表，可找到最接近的传动 比为3. 15,当时的齿数之和为82。可得大齿轮齿数为62。齿轮模数的估算按接触疲劳和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂,而且有些系数只有在齿轮各 参数都已经知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算, 再选用标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的估算：其中n计算齿轮传递的额定功率n二n xn齿轮点蚀的估算：a3703 mml其中加为大齿轮的计算转速,a为齿轮中心距。 由中心距a及齿数zl、z2求出模数： 2ami =zl + z2 111根

20、据估算所得叫和 肋中较大得值，选取相近的标准模数以齿轮2和齿轮5为例加二轮;i； xn=l500x0. 534=801 r/minn=5. 5x0. 95=5. 225kwi 5.225 rnn323=1. 509® v 62x1500x0.534a2370(5.2251500x0.534a69. 133mmmi =2x69.13320 + 621.686所以，根据 刖选取，为了保证模数一定满足要求，假设齿轮2和齿轮5的模数为3由此可知,输入轴1和传动轴2 z间的屮心距为.mx(z2 + z5) 3x(42 + 33) ,(_a= = =112 5mm2 2同理且根据1轴和2轴之间的

21、距离始终为112. 5mm,可得岀1轴和2轴之间其余的齿轮的齿数和模数分别为zl=30in 1=3z4=48m4=3z3=24m3=3z6=47ni6 二 34. 1.2确定齿轮的齿数和模数(计算法)并校核以齿轮8和9为例，设计时采用最高转速，即齿轮10的转速为1800r/min,已知该组齿轮传递的功率 为5. 5kw,已知传动比为2576,假设齿轮对称布置，使用寿命为8年,每年以300 工作口计,两班制，中等冲击，齿轮单向回转。1、齿轮的材料、精度和齿数选择 因传递功率不大、转速不高、材料按 表 7-1选取，都釆用55钢，锻造毛坯，大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用6级，软齿

22、表面粗糙度为&1.6。软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，取齿轮8的齿数为17,则齿轮 9 为 17/0. 2576=662、设计计算(1) 、设计准则按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 、按齿面接触疲劳强度设计d zhzez£2kt±i)6处2a 二9. 55x 1 o'= 9.55xl()6x'.5x66 皿加加=n3290/vjw/t?n1800x17由图7-6选取材料的接触疲劳极限应力为：6/2恤=580m< <72 =560mpa由图7-7选取材料的弯曲疲劳极限应力为：= 230mc f21im

23、 =210m巧应力循环次数n由式(7-3)计算n、= 60x1800x17x16x300x8/66 = i.07xl09并严 £=1.07x109x17=2.76x108u66由图7-8查得接触疲劳强度寿命系数zau=1, zn2=1. 02由图7-9查得弯曲疲劳寿命系数yaq = 1,乙2 =1，由表7-2查得接触疲劳安全系数shmin = 1,弯曲疲劳安全系数5fmin =1.4, 乂=2.0,试选 k, =1. 3由前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力"瓷z心叱，2|叽=尹 =571砒匕二琴區&二耳尹xl = 328m<flim1°“卜還呼

24、知，。聊2将有关值代入式子得izhzezf2ka（u±1）v6加jr 2.5x189.8x0,90? vl 571 j2x1.3x113290x8366二 59. 17则2念 2查图7-10得kv = 1.09 ;由表7-3查得心二1.25;由表7-4查得k=l.()5;取心=1 ;则 = kakvkpka = 1.25x1.09x1.05x1 = 1.431修正d1 431=d、. 3/ =59.17 x 1.03 = 60.95mm1.3m = dj z、= 60.95/17 = 3.58mm由表7-6取标准模数加= 3.53. 校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18 查得 yfsl

25、 = 4.2 yfs2 = 4.0由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度2kt12x1.43x1132901x1723.534.2x0.7-76.87m<=76.87 x 4.2= 73.20m <<7f2所以，初选的齿轮齿数和计算出的模数符合要求。求得齿轮8和9的齿数和模数分别为z8二17 m8二3. 5z9=66 m9=3. 5其中齿轮8的齿数为17,有可能会发牛根切现象，所以要修正齿轮，用变位修正法求得8齿轮的变位系数为+0. 218o用同样的方法可以求得其他齿轮的变位系数。 列出各齿轮的齿数、模数、和变位系数编号模数齿数齿形角变位系数133020。+0.5234220

26、。+0.8332420°0434820°-0.5533320°0634720°0732720°0835420°+0.218932120°01035920°+0. 1691133520。01236920°01332120°01438320°0齿轮材料为45钢，热处理为齿部淬火处理hrc40-45。4. 1.3齿轮的精度设计；齿轮精度设计的方法及步骤：1、确定齿轮的精度等级；2、齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定;3、计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号；4、确定齿坯公差和表面粗糙度；5

27、、公法线平均长度极限偏差的换算；6、绘制齿轮零件图。以齿轮9为例：齿数为66,模数为3. 5,变位系数为0。确定齿轮的精度等级由于该齿轮是主轴箱内的齿轮，对传动精度和稳定性的要求都比较高，主要要求 的是传动平稳性精度等级。据圆周速度u = 加 =龙x3.5x66x34() = 4 血$60x100060000对于如此要求高的齿轮采用6级精度。齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定该齿轮屈中等精度，且为批量生产查表12-3选定af；、fw .纣：、片组成检验方案。根据d| = mz = 3.5 x 66 = 23imm及勺=27mm查表12-13、表 12-14.表12-15可得公差值：第i公差组

28、2-36 =25耳=45第ii公差组ff-二 9土血"1±"10第iii公差组fr=9计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号代号计算齿轮副的最小极限侧隙几斷 由表12-10按油池润滑和v = 4.11m/5查得 j 讥=0.0 lx 加” =0.01x3.5 = 0.035jn2 =2d(q|2v| -6z2a?2)sin6z 根据齿轮和箱体的材料，从材料手册上查得，钢和铸铁的线膨胀系数分别为 =11.5x10_6/°c, a2 = 10.5x10"/°c。传递的中心距心吩1 +z2) = 3.5(66+二由如2 2145 25所以，j

29、 = 亠丿().()31 = 0.038mm心120确定齿厚极限偏差代号齿厚上偏差由式(12-15)fa tana” + 九+丿；2 + j/bi +/%2 +2104尸2”2 cos an式屮前面已查得尸卩7mfl)b由表12-14按6级精度查得fpbx = 11“加fph2 = 9pm由表12-17按145. 5, 6级精度查得£=20“加，所以，代入数据得e,严-56如，因为土几=11e_56fpt 11由图12-29或者12-9查得齿厚的上偏差代号为g,因此ess = - 6九=-66齿厚下偏差表 12-11 ,可知 ts =2tanaf； +b：查表 12-13 ,6 级精

30、度齿轮fr = 36/m , 查r = 1.26its = 1.26x72/m -9pn ,所以ts = 2xtan20°x7362 +912 « 71.24/zm"=ess -r5 = -66-71 = -131mm邑 fpt-13711= -12.5由图12-29或表12-9查得齿厚下偏差代号为k,因此為=12x11 二一132側至此，小齿轮的精度为：6gk gb10095-88 确定齿坯公差、表面粗糙度齿轮内孔是加工、检验及安装的定位基准，对6级精度的齿轮，由表12-18查得: 内孔尺寸公差为it7,内孔肓径为85h1i11,偏差按基准孔h选取，即齿轮内孔的

31、下偏差 为0,上偏差为+0.022。内孔的形状公差按6级决定或遵守包容原则。定位端面的端面圆跳动公差由表12-19查得为0. 014mm。齿顶圆只作为切齿加工的找正基准，不作为检验基准，故其公差选用it11,齿 顶圆直径仏=心+2町m = 238mm,偏差按基准轴h选取，即下偏差为-0. 290,上偏 差为0o齿轮的表面粗糙度按7级查表12-20,各表面粗糙度心分别为：齿面心=16,内 孔r(=l. 6,基准端面r(1二3. 2,齿顶圆ra二6. 3。公法线平均长度极限偏差的换算公法线的公称长度w及其跨齿数k,可从机械设计有关手册中查得或按式12-7和 式12-8求得跨齿数 £ =

32、z/9 + 05 = 66/9 + 0.5 = 8w =加1 476(2e 一 1) + 0.014z二 3.51.476x (16 1) + 0.014x 66 = 80.724 该齿轮为中模数齿轮，控制侧隙的指标宜采用公法线平均长度极限偏差ewsewi, 按换算式12-20.式12-21、式12-22得ewms = ess cosan -0.72巴 sinan = -66xcos20°一0.72x36xsin 20° = 一70.9“加 e屈=esi cosan + 0.12fr sinan = -132xcos20° + 0<72x36xsin20&#

33、176; «115.2/m mm(3. 32)(3. 33)(3. 34 )(3. 35)第五章主轴的设计和验算5.1主轴的结构设计(1) 初步确定轴的直径根据工作条件，取= 90 mm(2) 传动轴受力分析口 27；2x9.26x105f = l = 5144.44佥 360“fr = ftgacos =5144.44x20°xcos22c2206 =1731.54、fa = f,tgasm 2222 06 = 5144.44x/g20° xsin 22°2206 =712.57、(3) 绘制传动轴的受力简图，如图所示，求支座反力垂直面支反力：由得:5

34、70=0rby巴厶 + 巧360/2 _ 173154x2025 + 71257x360/2l. _761.5得:rcy 二巴 + /?貯=1731.54 + 629.13 = 2360.67、水平面支反力： 由工mc=0,得：(3. 36)629.137v(3. 37)_ 斥厶 _ 5144.44 x 202.5lt761.5= 1368.02由工z = o,得:r(：z 二 / + % =1731.54 + 136&02 = 3099.56、(3. 39)(4)作弯矩图:垂直面弯矩my图：c点mcy = rliyl, = 629.13 x 761.5 = 479082.495 xt

35、.cy2n mm(3.40)水平面弯矩图：c点mc7 =心7厶=2360.67x202.5 = 478035.675 v .cz bz 2n mm(3.41)合成弯矩m图：c点m 二=479082.4952+478035.6752 =676785.153、.血 (3 42)(5)作转矩t图：t = 3.2xl()6n.mm5.2主轴的强度校核按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面c)的强度。由文献1, 15-5可知，取0 = 0.6,轴的计算应力_ jm' + (曲尸 _ j676785.153? + (06x926x 10尸 _ 口 3帀 =0.1x1

36、503=* mpa (3.43)选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献叮表15-1可知，6卜60%。因此,(7)精确校核轴的疲劳强度(3. 44)(3. 45)(3.46)(3. 47)(3.48)= 2.8= 0.8x2.8 = 2.24 判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面iv和v引起的应力集中最严重， 而v受的弯矩较大；从受载的情况来看，截面c的应力最大，但应力集中不大，故c 面不用校核。只需校核截面v。 截面v左侧抗弯截面系数w = 0.1' = 0.1 x 1403 = 274400 mm 3抗扭截面系数=0.2/ = 0.2 x 1403= 548800 m

37、m 3截面v左侧的弯矩m为705m = 67678553x = 626570.628761.5mpa截面v上的扭矩t为= 3200000 mpam 626570.628 n “(th= 一 = 228截面上的弯曲应w 274400mpa73200000 u “截面上的扭转切应力7弘548800mpa轴的材料为45钢，调质处理。由文献1表15-1可知,6 =275mp/ ji55由文献1附表3-8可知，用插入法求出轴按精车加工，由文献1附图3-4可知，表面质量系数为:0。=队=0.84轴未经表面强化处理，卩产'固得综合系数为l11心=二 +1 = 2.8 +1 = 2.99(3. 49)

38、5 氏0.84kt 上+ 丄-1 = 2.24 +丄-1 = 2.43 r £r0.84由文献1 §3-1, §3-2可知，碳钢的特性系数% =0.1 0.2取 =0(pt - 0.05 0取 = 0°5所以轴在截面v左侧的安全系数为s = 40 34a 心%仇 2.99x2.28 + 0x0 八2752.43x+ 0.05x2 2= 19.0240.34x19.02740.342+19.022= 17.22>s = 1.5故该轴在截面v左侧的强度是足够的。截面v右侧抗弯截面系数w = o.l=o.lxl3()3 = 219700 mm3抗扭截面系

39、数=0.2j3 =0.2xl303 =4394003截面v左侧的弯矩m为m =676785.153x- = 626570.628761.5(3. 50)(3.51)(3. 52)mpa截面v上的扭矩t为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力t 二 3200000 mpam = 626570.628 = ? gg w 219700- * mpa7； _ 3200000祐一 439400= 7.28mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集屮系数及冷按文献1附表3-2查取。因伊 llr，7=l08 2.05 at = 1.3又由文献1附图3-1可得轴的材料的敏感系数为qo - 0.83 qt - 0.87

40、故有效应力集中系数按文献1,附3-4为ka = 1 +-1) = 1 + 0.83x(2.05-1) = 1.87(3. 53)q = 1 + 幻( 1) = 1 + 0.87 x (1.3 _ 1) = 1.26由文献1附图3-2可得轴的截面形状系数为岛=0.58由文献1附图3-3可得轴的材料的敏感扭转剪切尺寸系数为6076综合系数为所以轴在截面v左侧的安全系数为275s = t =z_= 28 29a koca +(pgam 3.41x2.85 + 0.1x0*r275s =id= 94 96e ku+0厂一“力 5.83 n5.83 丁 “ 咛山 1.84x+ 0.05x2 228.29x24.9618>72> 5 = 1.5js； + s； 728.292 + 24.962故该轴在截面v左侧的强度是足够的。第六章结论在最近的一段时间的毕业设计，使我们充分把握的设计方法和步骤，不仅复习 所学的知识，而且还获得新的经验与启示，在各种软件的使用找到的资料或图纸设计, 会遇到不清楚的作业，老师和学生都能给予及时的指导