購買設(shè)計文檔后加 費領(lǐng)取圖紙 購買設(shè)計文檔后加 費領(lǐng)取圖 紙 密級： 學(xué)號： 本 科 生 畢 業(yè) 論 文 （ 設(shè) 計 ） 輕型貨車變速器的設(shè)計 學(xué) 院： 專 業(yè)： 班 級： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo) 老師： 完成日期： 購買設(shè)計文檔后加 費領(lǐng)取圖紙 購買設(shè)計文檔后加 費領(lǐng)取圖 紙 學(xué)士學(xué)位論文原創(chuàng)性申明 本人鄭重申明：所呈交的論文（設(shè)計）是本人在指導(dǎo)老師的指導(dǎo)下獨立進行研究，所取得的研究成果。除了文中特別加以標注引用的內(nèi)容外，本論文（設(shè)計）不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫的成果作品。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式表明。本人完全意識到本申明的法律后果由本人承擔。 學(xué)位論文作者簽名（手寫）： 簽字日期： 年 月 日 學(xué)位論文版權(quán)使用授權(quán)書 本學(xué)位論文作者完全了解學(xué)校有關(guān)保留、使用學(xué)位論文的規(guī)定，同意學(xué)校保留并向國家有關(guān)部門或機構(gòu)送交論文的復(fù)印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權(quán) 江西科技學(xué)院 可以將本論文的全部或部分內(nèi)容編入有關(guān)數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復(fù)制手段保存和匯編本學(xué)位論文。 本學(xué)位論文屬于 保 密 ， 在 年解密后適用本授權(quán)書。 不保密 。 （請在以上相應(yīng)方框內(nèi)打“” ） 學(xué)位論文作者簽名（手寫）： 指導(dǎo)老師簽名（手寫）： 簽字日期： 年 月 日 簽字日期： 年 月 日 1江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 摘要 隨著國民經(jīng)濟的持續(xù)發(fā)展，機械工業(yè)也在不斷地發(fā)展，各種設(shè)備都在不斷地進步，創(chuàng)新。特別是在汽車方面，輕型貨車變速器得到廣泛應(yīng)用，在某些特定的場合，傳統(tǒng)的輕型貨車變速器得不到應(yīng)用。比如，傳動精度不好 控制，保養(yǎng)維護費用較高 ;同時在安全方面也存在一定的問題等等。希望在保證安全的前提下，是工作人員更加舒適，方便的操作。即便是傳統(tǒng)輕型貨車變速器傳動效率較高，但是對于人們的經(jīng)濟能力，它的價格還讓人難以接受。所以研究一種新式輕型貨車變速器勢在必行！ 輕型貨車變速器作為機動車輛中的核心部件的一種，它工作時，發(fā)動機通過 而間接地帶動了車輪的轉(zhuǎn)動，這樣車輛就可以行駛了。 本文介紹了輕型貨車變速器的結(jié)構(gòu)組成、工作原理以及主要零部件的設(shè)計中所必須的理論計算和相關(guān)強度校驗，以及 對其結(jié)構(gòu)進行創(chuàng)新設(shè)計，該輕型貨車變速器的優(yōu)點是傳動鏈短、效率高、易加工、使用和維護都很方便，較適合在惡劣的環(huán)境下工作，最主要的是其傳動效率很高。 關(guān)鍵詞： 輕型貨車變速器 ；扭矩；結(jié)構(gòu)；校驗 2江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） of is in of is in in of is In is is At in of to is is is to So a of is to s to as of or of or a as a of it is so of in of to as as on of is is is of is 3江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 目 錄 第一章 緒論 . 1 題的來源及研究的目的和意義 . 錯誤 !未定義書簽。 課題研究的主要內(nèi)容 . 3 第二章 輕型貨車變速器的總體方案設(shè)計 . 5 型貨車變速器的結(jié)構(gòu)形式 . 6 輪傳動機構(gòu)的特點 . 8 定齒輪傳動類型 . 10 第三章 輕型貨車變速器傳動系統(tǒng)的設(shè)計 . 11 型貨車變速器內(nèi)部傳動系統(tǒng)的具體結(jié)構(gòu) . 12 輪的計算 . 12 齒計算 . 13 何尺寸計算 . 14 配條件驗算 . 16 星軸的設(shè)計計算 . 17 算軸的最小直徑 . 18 入軸的設(shè)計 . 20 出軸的設(shè)計 . 21 第四章 輕型貨車變速器內(nèi)部主要傳動零件的強度校核 . 23 動軸的強度校核 . 24 動齒輪的強度校核 . 25 承強度的校核 . 28 第五章 設(shè)計總結(jié) . 29 結(jié)論 . 30 參考文獻 . 31 致謝 . 32 4江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 第一章 緒論 題的來源及研究的目的和意義 我國生產(chǎn)的貨車變速器結(jié)構(gòu)簡陋，傳動效率始終不高，雖然經(jīng)過幾十年的發(fā)展，近期產(chǎn)品的質(zhì)量較早期有所提高。但受國產(chǎn)配套件質(zhì)量及設(shè)計水平等的 影響，我國目前生產(chǎn)的貨車變速器的總體水平與進口產(chǎn)品及港口用戶的要求仍有較大差距，貨車變速器的生產(chǎn)也是如此，為滿足市場需求，開發(fā)出一種新型的貨車變速器勢在必行！ 相信此種貨車變速器的出現(xiàn)將會大大提高傳統(tǒng)的貨車變速器的傳動能力和質(zhì)量，為企業(yè)的生產(chǎn)的年產(chǎn)能方面，以及經(jīng)濟效益方面能夠帶來顯著的進步，同時也在某種程度上推進了機械工業(yè)的不斷發(fā)展。 隨著國際標準化（ 實施，世界貨車變速器以采用新材料、新技術(shù)、新工藝、新結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ) ,二十世紀 80年代，德國施耐都公司將新開發(fā)的貨車變速器應(yīng)用到該公司的子公司 輕型貨車變速器的機械公司，經(jīng)過幾年的運行，為該公司創(chuàng)造了不菲的利潤。繼美國 司之后，英國的 入了相當大的人力和精力來開發(fā)研制輕型貨車變速器傳動機，并且與二十世紀中期投入到了北美等市場。當前，全世界各大機械人廠商為了提高產(chǎn)品的競爭力，都大力進行貨車變速器的研發(fā)工作?，F(xiàn)在國外等著名貨車變速器的品牌中，都有貨車變速器的銷售，全世界貨車變速器的應(yīng)用越來越廣泛。有一點值得注意的是，貨車變速器的市場，由最初的日本，歐洲，已經(jīng)滲透到北美市場，因此貨車變速器 是當今棒料生產(chǎn)加工企業(yè)比配的設(shè)備已經(jīng)成為主要趨勢。西方資本主義國家有巨大的貨車變速器銷售市場，機械人工業(yè)是西方資本主義國家的機械工業(yè)之一。 機械工業(yè)主導(dǎo)著國民經(jīng)濟，為國民經(jīng)濟提供資源，也為人民生活提供消費品。不管是以前的產(chǎn)業(yè)，還是現(xiàn)代的產(chǎn)業(yè)，都離不開機械裝備，與機械工業(yè)所提供的裝備的性能、成本和質(zhì)量與國民經(jīng)濟的進步密切相關(guān)。 全球經(jīng)濟的飛速發(fā)展，我國的各行各業(yè)幾乎都被其他國家先進技術(shù)沖擊，同時，與國外品牌企業(yè)也有了越來越多的溝通交流的機會 。輕型貨車變速器行業(yè)通過多種途徑，努力的 不斷提高自身實力與核心競爭力， 與發(fā)達國家的差距也逐步縮小。 輕型貨車變速器設(shè)備在市場需求的促使下更快的更新和優(yōu)化。國內(nèi)輕型貨車變速器設(shè)備生迅速發(fā)展，使輕型貨車變速器械設(shè)備環(huán)保，節(jié)能，在我國飛速發(fā)展的農(nóng)業(yè)中發(fā)揮著積極的作用。 在生產(chǎn)設(shè)備時，各企業(yè)都盡量將設(shè)備在運行中可能出現(xiàn)問題減小到最少。如減少設(shè)備的噪音大、污染重等問題。 輕型貨車變速器的發(fā)展與人類社會的進步和科學(xué)技術(shù)的水平密切相關(guān)。隨著科學(xué)技術(shù)的進步，各個學(xué)科之間相互有著或大或小的聯(lián)系，各行業(yè)間互相溝通，普遍使用新技術(shù)、新能源、新結(jié)構(gòu)，目前輕型貨車變速器正向著大型、高效、可靠、節(jié)能、降耗 和自 5江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 動化方向發(fā)展。本設(shè)計選用的齒輪傳動較合理。 課題研究的主要內(nèi)容 國內(nèi)輕型貨車變速器的研發(fā)及制造要與全球號召的低碳經(jīng)濟、經(jīng)久耐用主題保持一致。加大輕型貨車變速器新型多樣化的研發(fā)及生產(chǎn)是行業(yè)發(fā)展的大趨勢，同時也迎合了國內(nèi)基礎(chǔ)建設(shè)發(fā)展的需求。 本次 設(shè)計的任務(wù)是輕型貨車變速器的設(shè)計，通過讓學(xué)生親自了解輕型貨車變速器內(nèi)部的構(gòu)造和組成部分，通過對輕型貨車變速器內(nèi)部工件的測繪來認識工件，通過利用計算機繪圖軟件例如 對工件進行零件圖的繪制和裝配，這樣經(jīng)過一系列的綜合性訓(xùn)練，培養(yǎng)學(xué)生動手，動腦以及 畫圖的能力。 （ 1）通過網(wǎng)絡(luò)和圖書館查找各種關(guān)于輕型貨車變速器的相關(guān)資料，對輕型貨車變速器進行方案的比較和預(yù)定。 （ 2）分析輕型貨車變速器的結(jié)構(gòu)與參數(shù) （ 3）確定設(shè)計總體方案 （ 4）確定具體設(shè)計方案 （ 5）輕型貨車變速器的圖紙的繪制。 （ 6）說明書的整理 第二章 輕型貨車變速器的總體方案設(shè)計 型貨車變速器的結(jié)構(gòu)形式 輕型貨車變速器 作為車輛中最重要的核心部件的一種，廣泛應(yīng)用于汽車，工程車輛，運輸機等等領(lǐng)域。它工作時，發(fā)動機通過 從而間接地帶動了車輪的轉(zhuǎn)動，這樣汽車就可以行駛了，通過改變輕型貨車變速器理論的檔位來實現(xiàn)機動車輛的前進、后退、加速、減速等功能。在機動車輛的幾個組成部分里，輕型貨車變速器是機動車的心臟的部分，其組成機構(gòu)及傳動系統(tǒng)的布局圖如下圖所示： 6江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 圖 2輪傳動機構(gòu)的特點 齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，具有以下幾個優(yōu)點： （ 1）體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，承載能力大。 （ 2）傳動效率高。 （ 3）傳動比較大。 （ 4）運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力強，工作較可靠。 定齒輪傳動類型 根據(jù)設(shè)計要求： 能實現(xiàn)連續(xù)運轉(zhuǎn)且傳動比小、結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸較小 ,2)型工作效率高，體積小而且機構(gòu)簡單，所以制造起來方便。齒輪傳動適用于所有條件的功率傳動，在動力及輔助傳動中應(yīng)用較為廣泛，工作制度不受限制。 7江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 第三章 輕型貨車變速器傳動系統(tǒng)的設(shè)計 型貨車變速器內(nèi)部傳動系統(tǒng)的具體結(jié)構(gòu) 輕型貨車變速器體內(nèi)部主要有各檔位傳動齒輪，各傳動軸以及端蓋，軸承等等零件組成，通過發(fā)動機驅(qū)動 V 帶傳動，從而帶動輕型貨車變速器內(nèi)部的傳動機構(gòu)動作，繼而實現(xiàn)機動車輛輪子的轉(zhuǎn)動，于是車輛就可以行駛了。其具體內(nèi)部 傳動結(jié)構(gòu)圖如下圖所示： 輪的設(shè)計計算 根據(jù)齒輪傳動的傳動比和其配齒可求得內(nèi)齒輪 為齒輪傳動的外廓尺寸較小，故選擇中心輪 7=根據(jù)內(nèi)齒輪 )z-(i= 71)-(5.5=z b 8江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 圓整得，根據(jù)安裝條件，取 79=時實際的 是必須控制在其傳動比誤差的范圍內(nèi)。 實際傳動比為 5 7=7 9 / 1 7+1=/=i 傳動比誤差 2 . 6 7 %=/ 5 . 5|5 . 6 4 7 5=|/i|= 由于外嚙合采用角度變位的傳動，行星輪 z+/22 ab 偶數(shù)，故取齒數(shù)修正量為 1 這樣，角變位后， 能。得到改善，且該齒輪傳動的徑向尺寸沒有改變。故 3017 在考慮到安裝條件為 322 （整數(shù)） 初算中心距和模數(shù) 1. 試驗齒輪的接觸疲勞極限 =1282驗齒輪的彎曲疲勞極限 =370形的最后工序為插齒，精度為 7級。 2. 減速器的名義輸出轉(zhuǎn)速 i = 21n2=n1/i=1000/2n = = 3. 載荷不均衡系數(shù) 采用太陽輪浮動的均載機構(gòu)，取 H 9江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 4. 齒輪模數(shù) a 首先計算太陽輪分度圓直徑： 3d 式中： u 一齒數(shù)比為 使用系數(shù)為 算式系數(shù)為 768； 綜合系數(shù)為 2； 1T 一太陽輪單個齒傳 遞的轉(zhuǎn)矩。 549= 9 8 0 03 1 2 09 5 4 9 =376 其中 高速級齒輪傳動效率，取 =d 齒寬系數(shù)暫取 0.5 =1450入 3 d 3 2a 5 9 67 6 8d =模數(shù) m= 取 m=5 10 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 則 3017(521)(210 =取 齒寬 db d 取 b=62 幾何尺寸計算 1. 計算變位系數(shù) (1) 嚙合角 因 20c o c o sc o s 0 以 = “ 543920 變位系數(shù)和 2 t = 11 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 圖 2中心距變動系數(shù) y y= 5 20 m 1 齒頂降低系數(shù) y 1 4 分配邊位系數(shù)： 根據(jù)線圖法，通過查找線圖 2心距變動系數(shù) y y= 5 20 m 1 齒頂降低系數(shù) y 1 4 12 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 分配邊位系數(shù)： 根據(jù)線圖法，通過查找線圖 2到邊位系數(shù) 549.0 5 9 9 ac (2) 由于內(nèi)嚙合的兩個齒輪采用的是高度變位齒輪，所以有 0 bc 從而 cb 且 0y 0y 2. 幾何尺寸計算結(jié)果 對于單級的齒輪傳動根據(jù)一下公式進行幾何尺寸的計算，結(jié)果如下： 表 3項目 計算公式 分度圓直徑 d 111 222 851751 d 1503052 d 1501 d 3957952 d 基圓直徑dd b dd b o o )(211 )(222 13 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 頂圓直徑 內(nèi)嚙合 )(2 *11 )(222 外嚙合 )(2 *11 )(2 *22 內(nèi)嚙合 )(2 *11 )(222 頂高系數(shù)：太陽輪、行星輪 1內(nèi)齒輪 頂隙系數(shù)：內(nèi)齒輪 c 按公式驗算其鄰接條件，即 已知行星輪 3得 同心條件 按公式對于角變位有 c os 將上述已知數(shù)代入上式得 20c o s 3079543920c o s 3017 " =裝條件 14 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 按公式驗證其安裝條件，即得 )(整數(shù)Cn 將 17 79 3 代入該式驗證得 323 7917 滿足安裝條件 嚙合要素的驗算 1. a （ 1）頂圓齒形曲率半徑 a 22 )2()2( 太陽輪 221 )a = 行星輪 222 )2 2 a = （ 2）端面嚙合長度 s 21 式中“ ”號“ +”為外嚙合“ -”為內(nèi)嚙合； t 端面節(jié)圓嚙合角。 直齒輪 t = = "543925 則 a )543925s i 24 1 " = （ 3）端面重合度 20c c c . 端面重合度 a 15 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） （ 1）頂圓齒形曲率半徑 a 22 )2()2( 行星輪 1a = 內(nèi)齒輪 222 )2 1()2 1( a = （ 2）端面嚙合長度 21 s in = 20s =（ 3）端面重合度 )c o s/(c o s a= 20 =的設(shè)計計算 行星輪內(nèi)安裝有行星輪軸承，行星架的行星輪軸孔中固定有行星軸；行星架與輸出軸通過鍵聯(lián)接，其軸承在減速器殼體內(nèi)，雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器把太陽輪和高速軸聯(lián)接，實現(xiàn)了太陽輪浮動。太 陽輪浮動原理如圖 4示 ： 圖 4陽輪浮動原理 16 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 算軸的最小直徑 圖 4星輪軸的載荷簡圖 危險截面（在跨度中間）內(nèi)的彎矩 8 678 8 6 8288 020 t=148538. N 星輪軸采用 40 ,調(diào)質(zhì) 440s 據(jù)振動沖擊，安全系數(shù)取 ;則許用彎曲應(yīng)力 ) 4 0(/ S 76行星輪軸直徑 b 3 83232 330 取 其實際尺寸將在軸承選定完成后確定。 2. 選擇行星輪軸軸承 在行星輪內(nèi)安裝兩個軸承，每個軸承上的徑向載荷 20t a 6 82 20t a n N=1614N 在相對運動中，軸承外圈以轉(zhuǎn)速 8 慮到行星輪軸的直徑 ，以及安裝在行星輪體內(nèi)的軸承，其外廓尺寸將受到限制，故初步選用單列深溝球軸承 6306 型，其參數(shù)為 0 2 9 17 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） rC rC 2000n r/?。?； 取載荷系數(shù) 2.1當 量動載荷 1 6 1 1937N 軸承的壽命計算 3306 )193727000(6010 97377h 根據(jù)設(shè)計需要，該減速器要求每天工作 22 小時，每年工作 320 日，持續(xù)不斷地工作 10 年。即 7 0 4 0 0/22/3 2 010 h h。所以選用 6306 型軸承較為合理，并把行星輪軸直徑增大到 00 。 對行星輪輪緣厚度 c 進行校核 c = m 式中 m 行星輪模數(shù)（ m i n c c = =足條件 c > 。 由于行星輪寬度 6202 bb 此兩個軸承之間安裝一厚度 為 5度為13套筒。 入軸設(shè)計 1初算軸的最小直徑 由下式 30 d=，軸選用 40，采用調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 3得 查表取 0A =112，得 18 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 0 0120112 330m i n 法蘭安裝在輸入軸的最小直徑處，截面上開有鍵槽，軸頸增大 5%到 7%。 故 m 其實際尺寸將在軸承選擇完成后確定。 2選 擇輸入軸軸承 (1) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)預(yù)估直徑，輪彀寬度和安裝條件，軸中間一段安裝一對 6217 型（深溝球軸承），且對稱安裝。其尺寸為 81 5 085 ，可畫出輸入軸草圖（如附圖03）。 軸承的壽命計算 其參數(shù)為 5 50 8 rC rC 000n r/油?。?； 取載荷系數(shù) 2.1 當量動載荷 3873N 軸承的壽命計算 3306 )387383200(100016670)(6010 ah h=165258h>70400h 故該對軸承滿足壽命要求。 出軸設(shè)計 1初算軸的最小直徑 則輸出軸只承受轉(zhuǎn)矩而不承受彎矩。輸出軸選用 42金鋼，其 45 求出輸出軸伸出端直徑 3 22 = 11 2 09 5 4 99 5 4 922 19 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） =6114 N 中 輸出軸轉(zhuǎn)矩； 齒輪嚙合傳動的效率，取 。 2選擇輸出軸軸承 由于輸出軸的軸承只承受軸向工作載荷（僅承受輸出行星架裝置的自重），所示軸承的尺寸應(yīng)由 結(jié)構(gòu)要求來確定。 輸出軸端，軸頸 1102 d 轂孔的直徑要比太陽輪的齒頂圓直徑 根據(jù)結(jié)構(gòu)要求選用特輕系列單列深溝球軸承 6030 型，其尺寸為5225150 。 軸承的壽命計算 其參數(shù)為 50 25 5 132rC 1250 rC 3000n r/?。?取載荷系數(shù) 2.1當量動載荷 4 2 4 =5088N 軸承的壽命計算 3306 )5088132000(6010 1600938h>70400h 故該軸承滿足壽命要求。 3輸出軸上鍵的選擇及強度計算 平鍵聯(lián)接的主要失效形式壓潰。因此，只按工作面上的擠壓應(yīng)力進行強度校核計算。普 通平鍵連接的強度條件按（ 3計算 0 0 0 k （ 3 式中 T 轉(zhuǎn)矩， N· d 軸頸， 20 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） k 鍵和輪轂鍵槽的接觸高度， ，此處 h 為鍵的高度， l 鍵的工作長度， 型鍵 ； B 型鍵 ； C 型鍵 /2l L b ，其中 b 為鍵的寬度； p 許用擠壓應(yīng)力， 2在這里鍵材料為 45 鋼。其許用擠壓應(yīng)力值按輕微沖擊算查相關(guān)資料的 p =100120 由前面計算知輸入轉(zhuǎn)矩 1146T N m， 選用 A 型鍵，其型號為 001832 ， 將數(shù)值 k ， l ， 鍵連接處的軸頸 d =110入式（ 3 110589 11462000p =p 故該鍵滿足強度要求。 第四章 輕型貨車變速器內(nèi)部主要傳動零件的強度校核 動軸的強度校核 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。由文獻 1， 15知，取 軸的計算應(yīng)力 3252232 （ 軸選擇 45 鋼，采用調(diào) 質(zhì)處理，可知， 601 此， 1 安全。 （ 7）精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 由于應(yīng)力集中而對軸產(chǎn)生的疲勞強度，截面 V 有最嚴重的應(yīng)力集中，而彎矩較大的是 V 面；從受載的情況來看，截面 C 的應(yīng)力最大，但沒有過大的應(yīng)力集中，所以對 C 面不用校核。只需對截面 V 進行校核。 截面 V 左側(cè) 21 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 抗彎截面系數(shù) 3 dW （ 抗扭截面系數(shù) 5 4 8 8 0 01 4 3 （ 截面 V 左側(cè)的彎矩 M 為 （ 截面 V 上的扭矩 T 為 32000001T 截面上的彎曲應(yīng) 4 4 00 6 6 5 70 （ 截 面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 8 8 0 03 2 0 0 0 0 01 T （ 軸選擇 45 鋼，采用調(diào)質(zhì)處理?？芍?， 640B 2751 1551 用插入法求出 k， 知，表面質(zhì)量系數(shù)為： 軸未經(jīng)表面強化處理， 1q 固得綜合系數(shù)為 （ 由文獻 1 § 13 ，§ 23 可知，碳鋼的特性系數(shù) 取 取 所以軸在截面 V 左側(cè)的安全系數(shù)為 22 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） （ （ 222 SS （ 故該軸在截面 V 左側(cè)的強度是足夠的。 截面 V 右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 3 dW 抗扭截面系數(shù) 4 3 9 4 0 01 3 3 截面 V 左側(cè)的彎矩 M 為 M 面 V 上的扭矩 T 為 3200000T 截面上的彎曲應(yīng)力 9 7 00 6 6 5 70 面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 9 4 0 03 2 0 0 0 0 01 T面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及 查表得到。因 ， 又由文獻 1附圖 13 可得軸的材料的敏感系數(shù)為 q ， q 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按文獻 1，附 43 為 (1 （ (1 23 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 由文獻 1附圖 23 可得軸的截面形 狀系數(shù)為 由文獻 1附圖 33 可得軸的材料的敏感扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù)為 綜合系數(shù)為 所以軸在截面 V 左側(cè)的安全系數(shù)為 51 故該軸在截面 V 左側(cè)的強度是足夠的。 動齒輪的強度校核 （）校核齒面接觸疲勞強度 （ 1）接觸應(yīng)力的計算 由文獻 4表 395 可知，齒面接觸應(yīng)力計算公式，即 22211 （ 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 計算載荷系數(shù) 電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，由文獻 4表 25 可知， 取 1平均分度圓直徑 Rm 平均分度圓圓周速度 00 0 00 0 11 m/s 由文獻 4 圖 45 （ a）可知，按 zv m，得 K； 24 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 由文獻 4 圖 75 （ b）可知，按 輪懸臂布置， K； 由文獻 4表 45 可知， K； A 由文獻 1表 610 可知，彈性系數(shù) Z ； 節(jié)點區(qū)域 系數(shù) i ss i 計算得， 1） 接觸疲勞強度的許用應(yīng)力 由文獻 4 表 285 可知，許用接觸應(yīng)力計算公式，即 m （ 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 小齒輪的接觸疲勞強度極限 6001H 最小安全系數(shù) 由文獻 1， 10知，計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 811 1 圖 10得接觸疲勞壽命系數(shù) 尺寸系數(shù) 1工作硬化系數(shù)，按 0 13 H B 潤滑油膜影響系數(shù)， 25 江西科技學(xué)院本科生畢業(yè)論文（設(shè)計） 3）由于 安全。 （）校核齒根彎曲疲勞強度 （ 1）齒根應(yīng)力的計算 由文獻 4表 555 可知，彎曲應(yīng)力計算公式，即 )（ 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 由文獻 1表 510 可知， 由文獻 1表 510 可知， 計算得， 8