*本科畢業(yè)設計（論文） 摘 要 I * 學生畢業(yè)設計（論文）學生畢業(yè)設計（論文） 題 目： 數(shù)控機床自動排屑裝置設計 學生姓名： 學 號：20010601017 所在院(系)： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 0 機制一班 指 導 教 師： 職稱： 2011 年 月 *教務處制 *本科畢業(yè)設計（論文） 摘 要 II 摘 要 本次畢業(yè)設計題目是數(shù)控機床的自動排屑裝置設計。本人致力于整機機械系 統(tǒng)的設計，即包括電動機的選擇，帶傳動設計，減速器的設計，鏈傳動的設計， 排屑裝置外形的設計。設計思路是從排屑機的性能和動作要求入手，并以國內的 質量和技術性能接近設計要求的排屑機為基礎，研究國外的先進機型，設計出市 場需求的以經(jīng)濟為第一設計原則的適用于數(shù)控機床的排屑裝置。圖紙采用 Auto CAD 繪制。經(jīng)過認真地設計計算,查找資料撰寫設計論文。 本文的排屑裝置,它是針對市場的需要而設計的， 從而能有效地滿足當今市場 上對排屑裝置的需求,它具有如下的優(yōu)點:傳動平穩(wěn)，傳動效率搞，生產(chǎn)效率高， 勞動強度低，產(chǎn)品質量好，經(jīng)濟性好，人性化等優(yōu)點。 關鍵詞 數(shù)控機床，排屑裝置，機械系統(tǒng) 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 *本科畢業(yè)設計（論文） ABSTRACT II ABSTRACT My graduation project is the subject of CNC machine tools automatically Paixie design. I am committed myself to mechanical systems design, including the choice of motor, belt drive design, reducer design, chain drive design. Paixie design ideas from the machines performance and movements start with requirements and to the quality of domestic and technical performance close to the design requirements of the Paixie based to the advanced foreign models, the development of market demand in the economy as the first design CNC machine tools in the application of the principle of the Paixie devices. Auto CAD drawings by drawing. Through careful design and calculate, designed to find information to write papers. This paper designed Paixie device, it is against the needs of the market designed so that they could effectively meet the market today Paixie on the demand, it has the following advantages: a smooth transmission, engage in transmission efficiency, productivity, Low labour intensity, product quality, economic, and human advantages Key words CNC machine tools, Paixie devices, mechanical systems *本科畢業(yè)設計（論文） 目錄 I 目目 錄錄 摘摘 要要 II ABSTRACT II 1 緒緒 論論 1 1.1 本課題研究目的與意義本課題研究目的與意義 1 1.2 本課題國內外發(fā)展概況本課題國內外發(fā)展概況 1 1.3 自動排屑裝置的發(fā)展趨勢自動排屑裝置的發(fā)展趨勢 1 2 系統(tǒng)總體方案的確定系統(tǒng)總體方案的確定 3 2.1 設計思想設計思想 3 2.2 初選電機減速器系統(tǒng)方案初選電機減速器系統(tǒng)方案 3 2.3 輸送處傳動系統(tǒng)的確定輸送處傳動系統(tǒng)的確定 4 2.4 系統(tǒng)總體方案的確定系統(tǒng)總體方案的確定 4 3 電動機的選擇電動機的選擇 6 3.1 電動機類型選擇電動機類型選擇 6 3.2 電動機功率的選擇電動機功率的選擇 6 3.4 確定電動機型號確定電動機型號 6 4 V 帶的設計計算帶的設計計算 7 4.1 傳動比的分配傳動比的分配 7 4.2 各軸的轉速、功率和轉矩各軸的轉速、功率和轉矩 7 4.3 帶傳動方案的確定帶傳動方案的確定 8 4.4 帶傳動設計計算帶傳動設計計算 8 4.5 帶輪的結構設計帶輪的結構設計 10 5 減速器的設計減速器的設計 12 5.1 齒輪的設計齒輪的設計 12 5.1.1 高速級齒輪設計計算： 12 5.1.2 低速級齒輪設計計算 16 5.2 軸的設計計算軸的設計計算 20 5.2.1 低速軸（軸 3）的設計計算 20 5.2.2 中間(軸 2)軸的設計計算 22 5.2.3 輸入軸（軸 1）的設計計算 23 5.3 軸的校核軸的校核 24 5.3.1 輸出軸（軸 3）的校核 24 5.3.2 中間軸（軸 2）的校核 26 5.3.3 輸入軸（軸 1）的校核 28 5.4 軸承的校核軸承的校核 30 5.4.1 輸入軸上軸承的校核 30 5.4.2 中間軸的校核 31 5.4.3 輸出軸上軸承的校核 33 *本科畢業(yè)設計（論文） 目錄 II 5.5 鍵的選擇和校核鍵的選擇和校核 34 5.5.1 輸入軸上聯(lián)軸器處的鍵 34 5.5.2 中間軸上的鍵 34 5.5.3 輸出軸上的鍵 35 5.6 減速器箱體的設計減速器箱體的設計 35 6 鏈傳動設計的計算鏈傳動設計的計算 38 6.1 鏈傳動方案的確定鏈傳動方案的確定 38 6.2 鏈傳動的設計計算鏈傳動的設計計算 38 6.3 鏈輪的結構設計鏈輪的結構設計 40 6.3.1 主、從動輪設計 40 6.3.2 惰輪設計 43 6.4 鏈的校核鏈的校核 45 6.5 刮板鏈的設計刮板鏈的設計 46 6.6 鏈輪軸的設計鏈輪軸的設計 48 6.6.1 各軸的轉速,功率和轉矩 48 6.6.2 軸 4 的設計計算 48 6.6.3 軸 5 的設計計算 50 6.6.4 軸 6 的設計計算 51 6.7 軸的校核軸的校核 52 6.7.1 軸 4 的校核 52 6.7.2 軸 5 的校核 53 6.7.3 軸 6 的校核 55 6.8 軸承的校核軸承的校核 56 6.9 鍵的選擇和校核鍵的選擇和校核 57 6.9.1 軸 4 上聯(lián)軸器處的鍵 57 6.9.2 軸 4 上鏈輪處的鍵 57 6.9.3 軸 5 上鏈輪處的鍵 58 6.9.4 軸 6 上鏈輪處的鍵 58 7 排屑裝置箱體的設計排屑裝置箱體的設計 60 8 排屑裝置的保養(yǎng)與維護排屑裝置的保養(yǎng)與維護 61 8.1 排屑裝置的保養(yǎng)排屑裝置的保養(yǎng) 61 8.2 排屑裝置的維修排屑裝置的維修 61 結結 論論 62 參參 考考 文文 獻獻 63 致致 謝謝 64 *本科畢業(yè)設計（論文） 1 緒論 1 1 緒 論 1.1 本課題研究目的與意義 自動排屑裝置的主要作用是將切屑從加工區(qū)域排出到數(shù)控機床之外。另外，切屑中往往 混合著切削液，排屑裝置必須將切屑從其中分離出來，送人切屑收集箱或小車里，而將切削 液回收到冷卻液箱。所以，自動排屑裝置組要應用于數(shù)控機床、加工中心等要求高效率的機 械。 1.2 本課題國內外發(fā)展概況 自動排屑裝置，是隨著切削加工機床、加工中心的發(fā)展而發(fā)展的。但是長期 以來，重主機、輕配套的狀況使得自動排屑裝置處理技術及其設備發(fā)展遲緩。80 年代始，重主機輕配套的狀況引起了機床工具行業(yè)的注意，促使自動排屑裝置處 理技術及其設備在此后的 20 多年里得到長足的發(fā)展。 現(xiàn)在常見的排屑裝置有以下 幾種： 1、平板鏈式排屑裝置 平板鏈式排屑裝置以滾動鏈輪牽引鋼質平板鏈帶在封閉箱中運轉，切屑用鏈 帶帶出機床。這種裝置在數(shù)控車床使用時要與機床冷卻箱合為一體，以簡化機床 結構。 2、刮板式排屑裝置 刮板式排屑裝置的傳動原理與平板鏈式基本相同，只是鏈板不同，帶有刮板 鏈板。這種裝置常用于輸送各種材料的短小切屑，排屑能力較強。 3、螺旋式排屑裝置 螺旋式排屑裝置是利用電動機經(jīng)減速裝置驅動安裝在溝槽中的一根絞籠式螺 旋桿進行工作的。螺旋桿工作時，溝槽中的切屑即由螺旋桿推動連續(xù)向前運動， 最終排入切屑收集箱。這種裝置占據(jù)空間小，適于安裝在機床與立柱間間隙狹小 的位置上。螺旋槽排屑結構簡單、性能良好，但只適合沿水平或小角度傾斜的直 線運動排運切屑，不能大角度傾斜、提升和轉向排屑。 1.3 自動排屑裝置的發(fā)展趨勢 在總結目前國內外排屑裝置的發(fā)展現(xiàn)狀的情況下，當前排屑裝置還有著以下 的幾點趨勢： 1.復合型排屑機的需求將會大幅度增加。復合型排屑機有很多優(yōu)點：（1），能 處理復合式加工所產(chǎn)生的任何形態(tài)之鐵屑；二，不論是長短屑還是金屬粉屑都能 *本科畢業(yè)設計（論文） 1 緒論 2 完全處理；三，具有大量處理切屑液之過濾系統(tǒng)，過濾精度50 m；四，可用于各 型機床，中心加工機，鉆孔機，龍門式加工機，特殊專用加工機等小屑量排屑。 未來幾年內，復合型排屑機將具有廣泛的應用。 2. 易維修排屑機將大量增加。由于一般排屑裝置屬于輔助性生產(chǎn)設備，不易維 修，保養(yǎng)維護機會較少，經(jīng)常是出現(xiàn)小毛病時無人注意，出大毛病無法運轉時才 去修理，影響整條生產(chǎn)線的正常工作。 故易維修排屑機將是一種趨勢。 3.在環(huán)保、節(jié)能方面，今后在排屑機的設計及制造中應引起各制造企業(yè)的足夠 重視。這方面要做好以下幾點：（1） 排屑機的裝機功率，減少工作中的能量損 失。（2） 提高密封質量，減少油垢、切削夜等對環(huán)境的污染。（3） 減少噪聲， 對大的噪聲源進行隔離和封閉。 *本科畢業(yè)設計（論文） 2 系統(tǒng)總體方案的確定 3 2 系統(tǒng)總體方案的確定 2.1 設計思想 本課題是以機器經(jīng)濟性好、人性化設計、環(huán)境友好性好、可靠性高、壽命長、 結構簡單、易于維修等為設計思想。 2.2 初選電機減速器系統(tǒng)方案 系統(tǒng)方案圖如下： （a）為帶傳動- - 渦輪渦桿減速器系統(tǒng) （b）為帶傳動- - 二級圓柱圓錐減速器系統(tǒng) （c）為聯(lián)軸器- - 二級圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng) （d）為帶傳動- - 二級圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng) 圖 2.1 電機減速器系統(tǒng)方案 方案評價： *本科畢業(yè)設計（論文） 2 系統(tǒng)總體方案的確定 4 （a）方案為整體布局最小，傳動平穩(wěn)，而且可以實現(xiàn)較大的傳動比，但是由 于渦桿傳動效率低，功率損失大，很不經(jīng)濟。 （b）方案布局比較小，但是圓錐齒 輪加工較困難，特別的是大直徑，大模數(shù)的錐輪，所以一般不采用。(c) 方案中 減速器選擇合理，但本設計是用于數(shù)控機床的小型排屑裝置，工作速度很低，實 用聯(lián)軸器不利于減速，會增加減速器的成本，不夠經(jīng)濟。 最終確定方案為（d）方案。 該方案的優(yōu)缺點： 該工作機有輕微振動， 由于 V 帶有緩沖吸振能力， 采用 V 帶傳動能減小振動 帶來的影響，而且利于減速，還能起過載保護的作用，并且該工作機屬于小功率、 載荷變化不大，可以采用 V 帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高， 大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用 最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常 布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均 現(xiàn)象。電動機部分為 Y 系列三相交流 異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠， 此外還結構簡單、成本低、傳動效率高。 2.3 輸送處傳動系統(tǒng)的確定 （a）帶傳動 （b）履帶傳動 （c）鏈傳動 方案評價： （a） 方案成本較低， 但是防腐蝕性不強。 （b） 履帶主要用在坦克等觸地設備， 在此處用履帶傳動很不經(jīng)濟。(c) 方案中鏈傳動選擇合理。 最終確定方案為（c）方案。 該方案的優(yōu)缺點： 鏈傳動的傳動比準確，傳動效率較高；鏈傳動對軸的作用力較?。绘渹鲃拥?尺寸較緊湊；鏈傳動對環(huán)境的適應能力較強；鏈條的磨損伸長比較緩慢，張緊調 節(jié)量較小。 2.4 系統(tǒng)總體方案的確定 方案為：電動機帶傳動減速器鏈傳動 如下圖： *本科畢業(yè)設計（論文） 2 系統(tǒng)總體方案的確定 5 電動機 鏈傳動 減速器 帶傳動 圖 2.2 系統(tǒng)總體方案 *本科畢業(yè)設計（論文） 3 電動機的選擇 6 3 電動機的選擇 3.1 電動機類型選擇 根據(jù)動力源和工作條件，選用交流電機，Y 系列三相異步電動機。 3.2 電動機功率的選擇 根據(jù)鏈傳輸機構的布置由已知條件鏈傳動機構承受鐵屑 100 公斤力，即 1000N，鏈的運動速度為 3m/min，由于傳動機構還受鏈條受摩擦力 f 和刮板的重 力分量 F1。 由已知條件得出傳動機構總的載荷為 F=f+F1+1000 設所選鏈型號為 08A ,p=12.7mm ,單排質量 q=0.60 kg/m，總長度為 8m。 刮板尺寸為：168mm20mm2mm ,選用普通碳素鋼密度為 7.85，相鄰刮板距離為 三個節(jié)距 12.74=50.8mm ，F(xiàn)1 約為 200N，f 約為 60N。 則工作機有效功率為：P=FV=0.063KW 由已知條件得電動機有效功率/ d PP =，式中為系統(tǒng)總的傳動效率。 電動機到鏈傳動機構總傳動效率 26 12345 = 式中： 1 為 V 帶的傳動效率， 2 為閉式齒輪的傳動效率， 3 為圓錐滾子軸承的傳 動效率， 4 為聯(lián)軸器的傳動效率， 5 為鏈傳動效率。 查表： 1 = 0.95，97 . 0 2 =，98 . 0 3 =， 4 =0.99， 5 =0.96 代入上式：0.723 = 所以電動機的有效功率/0.087 d PPKW= 所選電動機的額定功率須滿足 ed PP。 3.4 確定電動機型號 根據(jù)已知條件本排屑裝置的輸送速度為： 1w nvzp= 601000/ 式中 p 為節(jié)距， 1 z 為小鏈輪齒數(shù)，取 1 z =17 / w nr mim=14 選取電動機型號為 Y2- 90S- 8， 同步轉速為 750 /r mim ,對應額定功率為 0.37KW， 外伸軸直徑 24mm 方案 電動機型 號 額定功率 （KW） 同步轉速 （r/min） 滿載轉速 （r/min） 總傳動比 i 1 Y2- 90S- 8 0.37 750 700 50 *本科畢業(yè)設計（論文） 4 V 帶的設計計算 7 4 V 帶的設計計算 4.1 傳動比的分配 1.計算總的傳動比 i= w m n n =70014=50 2.傳動比的分配取3 1 =i, 231 iii i= /=16.66 3.雙級斜齒圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 5 4.低速級傳動比： 3 3.33i = 4.2 各軸的轉速、功率和轉矩 轉速： 1 700/3233.33 / minnr= 功率：= 41 d PP0.087 0.950.0826=KW 扭矩： 1 1 1 95509550 0.0826 3.8 . 233.33 P TN M n = 轉速： 2 233.33/546.66 / minnr= 功率： 2123 0.0826 0.97 0.980.078PPKW = 扭矩： 2 2 2 9550 n P T = 9550 0.078 15.96. 46.66 N M = 轉速： 3 46.66/3.3314 / minnr= 功率： 3223 0.078 0.97 0.980.074PPKW = 扭矩： 3 3 3 95509550 0.074 50.478 . 14 P TN M n = 轉速： 43 14 / minnnr= 功率： 4315 PP=0.074 0.99 0.960.07KW= 扭矩： 4 4 4 95509550 0.07 47.75 . 14 P TN M n = *本科畢業(yè)設計（論文） 4 V 帶的設計計算 8 表 1.1 各軸的運動與動力參數(shù) 軸號 轉速（r/min） 功 率 (KW) 扭 矩 （Nm） 1 233.33 0.0826 3.8 2 46.66 0.078 15.96 3 14 0.074 50.478 4 14 0.07 47.75 4.3 帶傳動方案的確定 外傳動帶選為 普通 V 帶傳動 1. 確定計算功率： caP （1） 、查文獻10表 9- 6 得工作情況系數(shù) 1.1 AK = （2） 、查得 1.1 0.0870.0957 caAw P kPK = 式（4.1） 2、選擇 V 帶型號 查文獻10圖 3- 12 得：選 A 型 V 帶。 4.4 帶傳動設計計算 1、確定帶輪直徑 1dd 2dd （1） 、查文獻10表 3- 5 得選取小帶輪直徑 1 50 a mm d = 1 2 ad H，選擇軸承的型號 為 30204，其尺寸為204715.25dD Tmmmmmm= 所以， 1256 20ddmm= *本科畢業(yè)設計（論文） 5 減速器的設計 23 由上面軸的同樣的計算方法可得： 23 d=28mm, 45 d=26mm 34 d=32mm （2）確定各段的長度 考慮到齒輪的安裝，配合段應比齒輪的寬度略短， 23 L =24- 4=20mm, 45 L =47- 4=43mm 考慮到第 3 軸與第 2 軸在箱體內的長度相等，則取 12 44.25L= 56 44.25L= 所以：軸 3 的 45 59.25L= 34 L 就是齒輪的間距 C,所以 34 L =C=15mm 3)軸上零件的周向定位采用平鍵， 按 23 d=28mm， 考慮鍵槽的同時加工， 故取平鍵： 23 段：b h l=8mm 7mm 14mm 45 段：b h l=8mm 7mm 32mm. 5.2.3 輸入軸（軸 1）的設計計算 1 P =0.0826kw 1 n =233.33r/min 1 T =3.8N.mm 1.確定軸的最小直徑 按文獻12式 15- 2 初步估算啜的最小直徑，選擇軸的材料為 40Cr，調質處理， 根據(jù)文獻12表 15- 3 取 0 A =98，則 3 3 min011 /980.0826/ 233.336.93dApnmm= 由于開了鍵槽，所以 min 6.93 (1 0.07)7.42dmm+= 所以可取 min d=10mm. 2.軸的結構設計 圖 5.3 高速軸的結構簡圖 *本科畢業(yè)設計（論文） 5 減速器的設計 24 （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度 1) 根據(jù)上面計算可得安裝帶輪的軸徑 12 d =10mm，軸肩的高度0.071.54hd= 2）初步選取軸承，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸 的結構和最小軸的直徑大小查文獻13表 2- 3- 18（GB297- 84）選用 7302E 型軸承 154214.25dD Tmmmmmm=所以， 3478 15ddmm=， 兩軸承采用軸肩定位， 軸肩的高度0.071.05hd= 考慮到是齒輪軸，取 1.5mm，所以 4567 18ddmm=，安裝端蓋的軸徑，考慮到軸承的安裝容易，取 23 12dmm=， 56 d 為小齒輪的分度圓直徑 23.34mm. 根據(jù)軸承的尺寸可得， 78 14.25Lmm=， 34 14.252843.25Lmm=+=考慮到大帶輪 的輪轂長度，取1235Lmm=，軸承端蓋軸向的總寬度由查表計算為 27mm,根據(jù)軸 承端蓋的裝拆及便于對軸承的潤滑取端蓋的外端面與大帶輪的距離,則 23 36Lmm=.箱體內的軸段長度由與前兩軸的配合安裝確定，根據(jù)前面尺寸可得， 45 56Lmm=， 67 23Lmm=， 56 L 為齒輪的寬度 30mm. 3)平鍵的尺寸選擇按 12 d =10mm，查文獻12得:B h l=4mm 4mm 20mm. 5.3 軸的校核 5.3.1 輸出軸（軸 3）的校核 求作用在齒輪上的力 3 138.14dmm= 3 333 3 33 2tan 974.1 ,365.6 cos tan244.7 n trt at T FN FFN d FFN = = 計算支反力 123NHNHt FFF+= 13 ( )0 NHt M FFF=145+58 = 12 584.46 NHNH FFN= 389.64 = 123NVNVr FFF+= 13 ( )0 NVr M FFF=145+58= 1 2 146.2 219.4 NV NV FN FN = = *本科畢業(yè)設計（論文） 5 減速器的設計 25 2HNH MFmm=58 = 33898.68 . 11 22 12719.4. 5812725.2 . VNV VNV MFN mm MFN mm =87 = = 22 11 22 22 36206.4. 36208.4 . HV HV MMMN mm MMMN mm =+= =+= 1畫軸的空間受力圖 將齒輪所受載荷簡化為集中力， 并通過輪轂中截面作用于軸上。 軸的支點反力 也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上； 2 作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。 并確定可能的危 險截面。 圖 5.4 輸出軸的受力圖 將計算出的危險截面處的MMM VH ,的值列入下表： *本科畢業(yè)設計（論文） 5 減速器的設計 26 表 5.1 輸出軸各危險面處的載荷值 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1 2 389.64 584.46 NH NH FN FN = = 1 2 146.2 219.4 NV NV FN FN = = 彎矩 M 33898.68 . H MN mm= 1 2 12719.4 . 12725.2. V V MN mm MN mm = = 總彎矩 1 2 36206.4 . 36208.4. MN mm MN mm = = 扭矩 50478 .TN mm= 3按彎扭合成應力校核軸的強度 已知材料為 45 鋼調質，由文獻12表 151 查得MPa60 1 = ，由已知條件，對 軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。 根據(jù)式 15- 5 以上表中的數(shù)據(jù)，并取6 . 0=，軸的計算應力： 22 22 23 3 ()36208.4(0.6 50478) 0.1 34 12.0160 ca MT W MPaMPa + = = 結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠。 5.3.2 中間軸（軸 2）的校核 求作用在齒輪上的力 同軸 3 計算方法： 2323 23 947.1 ,365.56 244.7 ttrr aa FFN FFN FFN = = 1 111 11 tan2 273.5,103.1 cos tan73.3 n trt at T FN FFN d FFN = = 3223 332 145.875100.2559.250 NHNHtt NHtt FFFF FFF += += 32 196.7476.9 NHNH FN FN= = *本科畢業(yè)設計（論文） 5 減速器的設計 27 3223 332 145.875100.2559.250 NVNVrr Nvrr FFFF FFF += += 32 77.6184.86 NVNV FN FN= = 3 2 59.2528256.3 HBNH HCNH MFN mm MFN mm =45.625 =8974.4 . = . 3 2 59.2510952.955 VBNV VCNV MFN mm MFN mm =45.625= 3540.5 . = . 1畫軸的空間受力圖 將齒輪所受載荷簡化為集中力， 并通過輪轂中截面作用于軸上。 軸的支點反力 也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上； 2 作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。 并確定可能的危 險截面。 2 3 圖 5.4 中間軸的受力圖 將計算出的危險截面處的MMM VH ,的值列入下表： *本科畢業(yè)設計（論文） 5 減速器的設計 28 表 5.2 中間軸各危險面處的載荷值 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 3 2 196.7 476.9 NH NH FN FN = = 3 2 77.6 184.86 NV NV FN FN = = 彎矩 M 8974.4. 28256.3 . HB HC MN mm MN mm = = 3540.5 . 10952.955 . VB VC MN mm MN mm = = 總彎矩 9647.5 . 30304.9. B C MN mm MN mm = = 扭矩 15960.TN mm= 3按彎扭合成應力校核軸的強度 已知材料為 45 鋼調質，由文獻12表 151 查得MPa60 1 = ，由已知條件，對 軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 C 的強度進行校核。 根據(jù)式 15- 5 以上表中的數(shù)據(jù)，并取6 . 0= 2222 2 3 ()30304.9(0.6 15960) 0.1 26 1860 C ca MT W MPaMPa + = = 結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠 5.3.3 輸入軸（軸 1）的校核 1 111 11 tan2 325.6,122.7 cos tan87.24 n trt at T FN FFN d FFN = = 121 11 145.125470 NHNHt NHt FFF FF += += 1 2 105.45 220.15 NH NH FN FN = = 121 11 145.125470 NVNVr NVr FFF FF += += 1 2 39.74 82.96 NV NV FN FN = = *本科畢業(yè)設計（論文） 5 減速器的設計 29 1 11 22 98.12510347.28 . 98.1253899.49 . 473899.12. HNH VNV VNV MFN mm MFN mm MFN mm = = = 1畫軸的空間受力圖 將齒輪所受載荷簡化為集中力， 并通過輪轂中截面作用于軸上。 軸的支點反力 也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上； 2 作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。 并確定可能的危 險截面。 圖 5.5 輸入軸的受力圖 將計算出的危險截面處的MMM VH ,的值列入下表： *本科畢業(yè)設計（論文） 5 減速器的設計 30 表 5.3 輸入軸各危險面處的載荷值 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1 2 105.45 220.15 NH NH FN FN = = 1 2 39.74 82.96 NV NV FN FN = = 彎矩 M 10347.28 . H MN mm= 1 2 3899.49 . 3899.12. V V MN mm MN mm = = 總彎矩 22 1 22 2 10347.283899.4911057.68 . 10347.283899.1211057.55 . MN mm MN mm =+= =+= 扭矩 3800.TN mm= 3按彎矩合成應力校核軸的強度 已知材料為 40Cr 調質，由文獻12表 151 查得MPa70 1 = ，由已知條件，對 軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。 根據(jù)式 15- 5 以上表中的數(shù)據(jù)，并取6 . 0= 2222 11 3 ()11057.68(0.6 3800) 0.1 23.34 8.8870 ca MT W MPaMPa + = = = 查文獻12表 13- 5 得 對軸承 1 8 . 1, 4 . 0 11 =YX 對軸承 2 8 . 1, 4 . 0 11 =YX 查文獻12表 13- 6 取沖擊載荷因數(shù)2 . 1= p f （四）計算軸承的壽命 11111 ()1.2 (0.4 112.69 1.8 152.59)383.69 pra PfX FY FN=+=+= 式（5.22） 22222 ()1.2 (0.4 235.26 1.8 63.35)249.76 pra PfX FY FN=+=+= 所以 66 103 1 1 101018000 ()()26595808 6060 233.33 383.686 hh C LhL nP = 式（5.23） 66 103 2 2 101018000 ()()111269660 6060