1、 . . . 畢 業設 計9米攤鋪機傳動系統和受料系統的設計畢業設計（論文）原創性聲明和使用授權說明原創性聲明本人重承諾：所呈交的畢業設計（論文），是我個人在指導教師的指導下進行的研究工作與取得的成果。盡我所知，除文中特別加以標注和致的地方外，不包含其他人或組織已經發表或公布過的研究成果，也不包含我為獲得與其它教育機構的學位或學歷而使用過的材料。對本研究提供過幫助和做出過貢獻的個人或集體，均已在文中作了明確的說明并表示了意。作 者 簽 名：日 期：指導教師簽名： 日期：使用授權說明本人完全了解大學關于收集、保存、使用畢業設計（論文）的規定，即：按照學校要求提交畢業設計（論文）的印刷本和電子版本

2、；學校有權保存畢業設計（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務；學校可以采用影印、縮印、數字化或其它復制手段保存論文；在不以贏利為目的前提下，學校可以公布論文的部分或全部容。作者簽名： 日 期：摘 要傳動系統是連接發動機和車輛行駛系的紐帶，具有變速、倒車和中斷動力等功能，對車輛的正常行駛起著重要作用。它主要由分動箱、液壓系統、輪邊減速器等幾大部分組成，各個部分都能滿足某一功能，各部分之間又通過花鍵、法蘭等串聯為一個整體。受料系統由擋料板、液壓缸、料斗、刮板輸送器等組成，它是攤鋪機完成一個作業循環的第一環節，對攤鋪質量有重要影響。本論文參考一些現有同類型攤鋪機，加入一些機械優化設計、行

3、星齒輪傳動、液壓傳動等方面的知識后，對傳動系統和受料系統中的各大部分的功能和組成進行解析，再將其融合為一個整體。希望本論文對現代攤鋪機傳動系統和受料系統設計工作的不斷完善起到一定的幫襯作用。關鍵字：傳動系，功率計算，分動箱，液壓系統，受料系統ABSTRACTTransmission system connecting the engine and Traffic system,it has the functions of changing speed, reversing, and interrupting power,and play an important role in the no

4、rmaldrivingof vehicles. It is mainly consists of Transfer case,Hydraulic system,Wheelreducer and some others major components. Every part of the system to meet a function, and was connected with spline and flange as a whole. Thefeeding Systemis mainly consists of blockplate, hydraulic cylinder, hopp

5、er, Scraperconveyorand other components.It completesthe pavers first part ofa cycle job, andhas a major impactonthe quality ofpaving. In this paper, with referencing to some of the existing types of pavers, and then adding some mechanical optimal design, planetary gear transmission,hydraulic and oth

6、er aspects of thinking, analyzing every part of transmission systems and thefeeding systems functions and composition, and then integrate them as a whole. I wish that this paper will be helpful for modern design of the paver drive system and thefeeding system.KEY WORDS: transmission system, power ca

7、lculation, hydraulic system, transfer case, thefeeding system目 錄第一章緒論.11.1 課題研究的目的、意義.11.2 課題研究的技術現狀.11.3 課題研究的發展趨勢.11.4本課題研究的容.21.4.1 攤鋪機傳動系統方案的初步確定.21.4.2攤鋪機受料系統方案的初步確定.21.4.3 傳動系統和受料系統具體結構的設計.2第二章 發動機選擇與傳動系統方案.32.1 發動機選擇.32.2 傳動系統方案確定.3第三章 傳動系統功率計算.53.1 攤鋪作業狀態.53.1.1切線牽引力.53.1.2 車輪驅動力矩.63.1.3 驅動功

8、率.63.2 空車轉場狀態.73.2.1切線牽引力.73.2.2車輪驅動力矩.73.2.3 驅動功率.7第四章 分動箱設計.84.1 齒輪的設計.84.2 軸的設計與校核.114.2.1 高速軸的計算和校核.124.2.2 低速軸的計算和校核.164.3 軸承強度的校核.294.3.1 高速軸軸承的校核.294.3.2 接行走泵軸處的軸承校核.294.3.3 接振搗泵軸處的軸承校核.294.3.4 接輸料泵軸處的軸承校核.304.4 鍵的選型和校核.304.4.1 高速軸處的鍵.314.4.2 行走系統軸處的鍵.314.4.3 振搗系統軸處的鍵.314.4.4 輸料系統軸處的鍵.324.5 潤

9、滑和密封.33第五章 液壓系統設計.345.1 液壓系統分析.345.2 液壓泵和馬達的選型.35第六章輪邊減速器設計.376.1 方案確定.376.2 參數確定.37第七章 受料系統設計.397.1 料斗.397.2刮板輸送器.397.2.1刮板輸送器功率的計算.397.2.2液壓泵和馬達的選型.437.2.3 鏈傳動的設計計算.43結論.45致.46參考文獻.4749 / 57第一章 緒論1.1 課題研究的目的、意義伴隨著中國經濟的高速發展，當前我國公路建設投資仍然保持著很大的規模，這就促進了大機型、高精度、自動化的工程機械市場的迅速發展。瀝青混凝土攤鋪機在高等級公路的鋪筑中起著關鍵性作用

10、，然而，由于近期燃料價格持續居高不下，而且環境問題也越來越受到人們的廣泛關注。在滿足市場需求的情況下，為了提高能源的利用效率，減少對環境的污染，必須設計出良好的傳動系統。設計良好的傳動系統，總是能夠將發動機輸出的功率更好的傳遞給驅動輪。此外，攤鋪機受料系統是攤鋪機完成一個作業循環的第一環節，也是攤鋪機的重要組成部分。所以研究和設計出高效率的傳動系統和受料系統，在提高能源利用率、改善攤鋪機性能，減輕勞動強度，提高生產效率和攤鋪質量等方面具有極大的意義。1.2 課題研究的技術現狀攤鋪機傳動系主要有機械傳動、液力機械傳動、液壓傳動和電傳動四種形式。機械傳動主要由主離合器、變速箱、中央傳動、轉向離合器

11、和最終傳動組成；液力機械傳動主要由液力變矩器、動力換擋變速箱、前橋、后橋、輪邊減速器組成；液壓傳動中置一套泵馬達液壓系統即為液壓傳動的傳動系；電傳動就是在傳動系中發動機帶動發電機，發電機所發出的電能驅動電動機，再由電動機帶動驅動輪行走。20 世紀60年代前，攤鋪機采用機械傳動系統， 從發動機到驅動鏈輪之間都是機械機構進行傳動，驅動不夠平穩，并且零件磨損較嚴重。20 世紀60 年代以后， 液壓傳動技術在攤鋪機中得到了推廣，液壓驅動逐漸取代機械驅動方式，使得機器在施工中更加平穩, 改善了攤鋪質量。受料系統由擋料板、搖臂、擺臂、擋料板液壓缸、料斗、料斗液壓缸、刮板輸送器等組成。設計良好的受料系統可以

12、克服料斗掀起造成的灑料和離析現象，并可以節省人力，減輕勞動強度，提高經濟效益、生產效率和攤鋪質量。1.3 課題研究的發展趨勢攤鋪機的發展趨勢主要有以下幾個方面：（1）高密實度攤鋪，熨平板由單排振搗發展為雙排振搗梁，并同時在熨平板箱體裝有振動器，顯著提高了鋪層材料的密實度；（2）多功能攤鋪，不但能夠鋪設瀝青混合料，而且也可攤鋪穩定土、RCC材料等多種材料；（3）人性化和精細化的設計動向；（4）雙層瀝青混合料鋪層一次性完成。從攤鋪機的發展趨勢可以看出，現在的大型攤鋪機大多采用液壓傳動的傳動系，并且要解決傳動系傳動噪聲大和傳動效率低的缺點，這也是未來攤鋪機傳動系發展的趨勢。為了滿足生產效率和攤鋪質量

13、的要求，受料系統未來的發展趨勢是在不加大料斗結構尺寸的條件下，增大儲料容量；料斗的位置變化，能滿足各種不同料車的卸料需求，防止倒入料斗的料產生離析。1.4 本課題研究的容本課題的研究容，主要是在現有攤鋪機傳動系的基礎上，結合當前該方面的技術，利用自己所掌握的知識，對攤鋪機傳動系統和受料系統進行設計，使其符合當前攤鋪機傳動系統和受料系統的發展方向。1.4.1攤鋪機傳動系統方案的初步確定 根據攤鋪機設計要點，攤鋪寬度小于5-6m的中小型攤鋪機，機械傳動和液壓傳動并存；攤鋪寬度大于6m的大中型攤鋪機，選用液壓傳動為宜。一開始就對攤鋪機傳動系統進行整體設計，這將是個工作量較大的工程，也會面臨很多困難。

14、結合本題目，所以選擇液壓傳動系統，主要由分動箱、液壓系統、輪邊減速器組成。按照各個部分所要完成的功能，分別對其進行設計。最后將各個部分組成為一個整體，完成整個系統所要求的功能，從而確定最終的傳動系統方案。1.4.2攤鋪機受料系統方案的初步確定受料系統由擋料板、搖臂、擺臂、擋料板液壓缸、料斗、料斗二級液壓缸、刮板輸送器等組成。其中，刮板輸送器是最重要的環節，刮板輸送器采用鏈傳動減速，并通過鏈傳動帶動刮板工作。1.4.3 傳動系統和受料系統具體結構的設計在確定了傳動系統和受料系統方案后，下一步就是結合原始數據，展開各個部分具體結構的設計，然后結合上一步結構設計中所得的數據，用AutoCAD繪制部分

15、零件的裝配圖和部分零件圖。第二章 發動機選擇與傳動系統方案所設計的攤鋪機的重量為25.8噸，最大攤鋪寬度為9米。查相關資料，以LTU90型攤鋪機作為參考，進行設計。這種攤鋪機攤鋪速度為：0-12m/min；行駛速度：0-40m/min；料斗容量為14t。2.1 發動機選擇車輛的動力性能在很大程度上取決于發動機的功率值。發動機功率越大，動力性能就越好。中型貨車柴油機的轉速一般在1800-4000r/min之間，重型貨車柴油機的轉速可取得低一些，取1400-1800r/min。根據以上數據，并結合同類型攤鋪機所選擇的發動機型號，我們將該型號攤鋪機的發動機選為：BF6M1013C Deutz 6缸水

16、冷式、渦輪增壓中冷柴油發動機，輸出轉速為2300rpm，功率161Kw，燃油箱容積為240L。這種發動機具有廢氣排放量低、耗油量低、噪音水平低的優點。2.2 傳動系統方案確定9米攤鋪機屬于大型攤鋪機，它的傳動系主要包括分動箱、液壓系統、輪邊減速器。在整個傳動系中，有減速功能的部分有：分動箱和輪邊式減速器。現代大型履帶式瀝青混凝土攤鋪機行駛驅動系統大都采用全液壓驅動方案，動力傳遞方式為分置式結構，即發動機帶左、右變量泵，經左、右液壓馬達后傳遞至左、右輪邊減速裝置，經減速后驅動左、右履帶使機械行駛。動力傳遞路線如下圖：振搗系統分動箱發動機左減速器左驅動輪左雙速馬達左變量泵右驅動輪右減速器右雙速馬達

17、右變量泵輸料系統圖2-1 傳動系統動力傳遞路線圖由變量泵一變量馬達組成閉式變量液壓系統，且為雙泵一雙馬達組成的左右獨立驅動回路。液壓系統由變量泵、變量馬達、比例電磁閥、變量機構、補油單向閥、溢流閥、梭閥、濾油器、補油泵和油箱組成。在這個系統中，變量泵即是液壓能源又是主要控制元件，通過比例電磁閥和變量機構調節泵流量的大小和方向，就可以改變液壓馬達輸出速度的大小和方向。系統的最大工作壓力由溢流閥限定。最后，采用行星減速器減速，行星減速器中裝有濕式多片盤式制動器。這樣，兩邊回路進行統一控制，即可聯動實現車輛的前進、后退與相應的速度改變，又可分別動作，實現不同半徑的轉向或原地轉向。第三章 傳動系統功率

18、計算攤鋪機有兩種工作狀態，一種是攤鋪作業狀態：最大攤鋪寬度9m, 最大攤鋪寬度下的最大攤鋪厚度300mm, 頂推滿載20000kg 翻斗料車攤鋪, 最大縱坡度4°上坡攤鋪, 攤鋪作業速度按6m/min；攤鋪機空車轉場狀態：按最大轉場行駛速度40m/min, 最大爬坡能力按20%。3.1攤鋪作業狀態:3.1.1切線牽引力式中：第一種狀態下的切線牽引力；攤鋪機滾動阻力；坡度阻力；頂推阻力；拖掛整平板的阻力。1、攤鋪機的滾動阻力式中：攤鋪機自重, ；料斗混合料重量，；翻斗車重量；滾動阻力系數, 取0.08；地面縱坡度為4°。于是, 2、攤鋪機的坡度阻力3、攤鋪機的頂推阻力式中：翻

19、斗車滾動阻力；翻斗車坡度阻力；翻斗車剎車阻力。式中：翻斗車自重, 取；料斗含料量, 取N；翻斗車的阻力系數, 取0.08。于是, 式中：Q翻斗車總重量, 取；翻斗車的阻力系數, 取0.1。于是,因此, 4、攤鋪機拖掛整平板的阻力式中：混合料對整平板的摩擦阻力；整平板推移混合料的阻力。式中：T整平板的重力和一個大臂重量之和, 取N；整平板與混合料的摩擦系數, 取0.6。于是,式中：B整平板的長度, 取9m；L料槽寬度, 取0.57m；H推移混合料的厚度, 取0.39m；r料槽瀝青混合料的重度, 取1.5t/；混合料的摩擦系數, 取1。于是, (N)因此, 攤鋪機在第一種狀態下的切線牽引力3.1.

20、2車輪驅動力矩式中：R車輪動力半徑, 亦即驅動鏈輪節圓半徑,取0.275m。于是, 3.1.3驅動功率式中：攤鋪作業速度, 取6m/min；行走機械效率。式中：履帶機械效率, 取0.960.97；附著重量利用系數, 取0.6；額定滑轉率，取0.06。于是，3.2空車轉場狀態3.2.1切線牽引力式中：空車轉場滾動阻力；坡度阻力。式中：, 由爬坡能力20%而得。于是，因此,3.2.2車輪驅動力矩3.2.3驅動功率式中：攤鋪機轉場行駛速度, 取40m/min (0.667m/s)。于是, 。第四章 分動箱設計動力分動箱是將發動機功率傳遞給各個液壓泵。分動箱通過高位彈性聯軸器與發動機飛輪輸出端相連，攤

21、鋪機分動箱是攤鋪機上的動力輸出機構，采用一分四結構。一路連接振搗系統的液壓泵，一路連接輸料系統的液壓泵，另兩路連接傳動系統的液壓泵。其傳動比分配如下：主行走系統轉速傳動比：(左右側獨立驅動)=1.156；供料系統聯接傳動比：=1.156；振搗、振動系統聯接傳動比：=1.156。圖4-1 分動箱傳動簡圖1彈性聯軸器 2輸入齒輪 3輸出部件 4箱體 5輸入罩殼6飛輪罩殼 7輸入齒輪 8輸入軸 9輸出齒輪 10輸出軸4.1齒輪的設計1、選定齒輪的類型，精度等級，材料以與齒數(1)按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；(2)減速器工作速度不是太高，所以選用7級精度（GB10095-88）；(3)選擇材料。

22、可選擇小齒輪的材料為45Gr(調質)，硬度為330HBS；大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為270HBS，二者的材料硬度相差為60HBS；(4)選小齒輪的齒數為20，則大齒輪的齒數為201.15=23，取=23。2、按齒面接觸強度進行設計由設計公式進行計算，即選用載荷系數=1.3；計算小齒輪傳遞的轉矩： 選定齒輪的齒寬系數1；由表查得材料的彈性影響系數；按齒面硬度由圖查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限；取接觸疲勞壽命系數,。3、計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，得4、計算接觸疲勞許用應力(1)試算小齒輪分度圓的直徑，帶入中較小的值(2)計算圓周的速度V

23、(3)計算齒寬b(4)計算齒寬和齒高之比模數齒高(5）計算載荷系數根據V=12.84m/s；7級精度，可查得動載系數；直齒輪 ；可得使用系數 ；用插圖法查得7級精度，小齒輪懸臂布置時，； 由，可得；故載荷系數 (6）按實際的載荷的系數校正所算得的分度圓直徑(7）計算模數m5、按齒根彎曲強度設計彎曲強度的計算公式 ；（1）確定公式各計算數值1)查表可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限； 2）查表可得彎曲疲勞壽命系數,；3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式可得：計算載荷系數K查取齒形系數：；4)查取應力校正系數：， ； 計算大，小齒輪的并加以比較：大齒輪的數值大

24、。（2）設計計算公式對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關,取由彎曲強度算得的模數并就近圓整為標準值m=4，按接觸強度計算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數：大齒輪的齒數這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免了浪費。6、幾何尺寸的計算（1）計算分度圓直徑(2)計算中心距（3）計算齒輪的寬度取，對于標準直齒輪，壓力角，齒頂高系數，頂隙系數，現將齒輪基本參數列于下表：容直齒輪小齒

25、輪大齒輪分度圓直徑128mm148mm齒頂高4mm齒根高5mm全齒高9mm齒頂圓直徑136mm156mm齒根圓直徑118mm138mm基圓直徑120.28mm139.07mm齒距12.56mm基節11.80mm齒頂圓壓力角27.82°26.94°中心距138mm4.2軸的設計與校核選擇軸的材料選取45鋼，調制處理，參數如下：硬度為HBS220抗拉強度極限屈服強度極限彎曲疲勞極限剪切疲勞極限許用彎應力4.2.1高速軸的計算和校核1、初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數可知，；查表可取； 2、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖，從左到右依次為軸承端蓋、軸承、小齒

26、輪。圖4-2 軸的結構簡圖（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）軸的最小直徑是與聯軸器連接處的直徑。為了使所選的軸的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需要同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩。查表，考慮到轉矩變化小，故取，則，按照計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩的條件。查機械設計手冊，選ML6型梅花形彈性連軸器，半聯軸器孔的直徑，長度為L112mm，故取,。右端采用軸肩定位,軸肩的高度，取，則。軸承端蓋的總寬度為10 mm，根據軸承端蓋的拆裝與便于對軸承添加潤滑脂的要求，故取。2）初步選取滾動軸承。因為軸主要受徑向力的作用，不受軸向力的作用，故選用深溝球滾動軸承。由于軸，故軸承的型號為6012

27、，其尺寸，,。所以，軸承用軸套定位，取，。3）取由于齒頂圓，所以做成齒輪軸，取，。至此，已經初步確定了各軸段的長度和直徑。4）軸上零件的軸向定位。飛輪和軸的軸向定位均采用平鍵（詳細的選擇見后面的鍵的選擇過程）。5）確定軸上的倒角和圓角尺寸。取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑R=2mm。 3、計算過程（1）作用在齒輪上的力根據高速齒輪的受力分析得：（2）計算支反力根據軸上的結構圖作出軸的計算簡圖（圖4-3），確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。故,X方向 , 故,故Y方向 ， 故,故（3)計算彎矩X平面彎矩：Y平面彎矩：合成彎矩：圖4-3 彎矩和扭矩圖根據軸的計算簡

28、圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4-3）。可看出C截面為最危險截面，現將計算出的截面C處的與M的值列于下表：載荷平面X平面Y支反力彎矩總彎矩M扭矩T根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面，現將計算出的截面C處的T：T=641960N.mm（4）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只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。扭轉切應力為脈動循環變應力，取0.6，軸的計算應力已由前面查得許用彎應力，因，故安全。4、精確校核軸的疲勞強度（1)判斷危險截面截面A，只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩與過渡配合所引起應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度

29、較為寬裕地確定的，所以截面A，均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面處的過盈配合引起的應力集中最嚴重，且受扭矩作用，因而只需校核截面即可。1)截面右側抗彎截面系數：抗扭截面系數：彎矩M為：截面上的扭矩：彎曲應力：截面上的扭轉切力：截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數與。因，經插值后查得，由圖查得軸的材料的敏性系數為，故有效應力集中系數為查得尺寸系數；扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，查得表面質量系數故得綜合系數值為：查得炭鋼得特性系數，取 ，取 所以軸在截面的右側的安全系數為取s1.5，故右側安全。2)截面左側抗彎截面系數：抗扭截面系數：彎矩M為：截面上的扭矩：彎曲應力：截面上的扭轉

30、切力：過盈配合處的的值，用插入法求出，并取，則軸按磨削加工，查得表面質量系數故得綜合系數值為：查得炭鋼得特性系數，取 ，取 所以軸在截面的右側的安全系數為取s1.5，故該軸在截面右側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載與嚴重的應力循環不對稱性，故可略去靜強度校核。4.2.2低速軸的計算和校核擬定軸的裝配方案：圖4-4 軸的結構簡圖一、接行走系統的軸1、初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數可知；功率按 計算；查表可取； 2、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。（1）選取聯軸器型號聯軸器的計算轉矩。查表，考慮到轉矩變化小，故取，則，按照計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩的條件。查機械設計手冊，選

31、ML5型梅花形彈性聯軸器。直徑；。長度取；（2）初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選取深溝球6309型,由機械設計手冊查得軸承參數：軸承寬度：B25mm。(3）軸上零件的周向定位。齒輪、泵與軸的周向定位均采用平鍵聯接（詳細選擇過程見后面的鍵選擇）。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸。取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑為R=2mm。3、計算過程1.根據軸上的結構圖作出軸的計算簡圖(圖4-5）。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。故,1)計算支反力 作用在低速軸上的X平面方向 ,故,故Y平面方向 ， 故,故圖4-5 彎矩和扭矩圖2)計算彎矩水平面彎矩：垂直面彎矩：合

32、成彎矩：根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。可看出C截面為最危險截面，現將計算出的截面C處的與M的值列于下表：載荷X平面Y平面支反力彎矩總彎矩M扭矩T5.按彎扭合成應力校核軸的硬度進行校核時，通常只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。扭轉切應力為脈動循環變應力，取0.6，軸的計算應力已由前面查得許用彎應力，因，故安全。6.精確校核軸的疲勞強度1)判斷危險截面從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面處的過盈配合引起的應力集中最嚴重，并受扭矩作用，故只需校核截面即可。1)截面右側抗彎截面系數：抗扭截面系數：彎矩M為：截面上的扭矩：彎曲應力：截面上的扭轉切力：截面上由于軸肩而

33、形成的理論應力集中系數與。因，經插值后查得，由附圖查得軸的材料的敏性系數為，故有效應力集中系數為查得尺寸系數，扭轉尺寸系數；軸按磨削加工，查得表面質量系數故得綜合系數值為：查得炭鋼得特性系數，取 ，取 所以軸在截面的右側的安全系數為取s1.5，故右側安全。2)截面左側抗彎截面系數：抗扭截面系數：彎矩M為：截面上的扭矩：彎曲應力：截面上的扭轉切力：過盈配合處的的值，由插入法求出，并取，則軸按磨削加工，查得表面質量系數故得綜合系數值為：查得炭鋼得特性系數，取 ，取 所以軸在截面的右側的安全系數為取s1.5，故該軸在截面右側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載與嚴重的應力循環不對稱性，故可略去靜強度校

34、核。二、接振搗系統的軸1、初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數可知；功率按 計算；查表可取； 2、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。（1）選取聯軸器型號聯軸器的計算轉矩。查表，考慮到轉矩變化小，故取，則，按照計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩的條件。查機械設計手冊，選ML5型梅花形彈性聯軸器。（2）確定軸的各段直徑和長度直徑；。長度取；，；。（3）初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選取深溝球6308型,由機械設計手冊查得軸承參數：軸承寬度：B23mm。(4）軸上零件的周向定位。齒輪、泵與軸的周向定位均采用平鍵聯接（詳細選擇過程見后面的鍵選擇）。（5）確定軸上的圓角和倒角尺寸。取軸端

35、倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑為R=2mm。3、計算過程(1)根據軸上的結構圖作出軸的計算簡圖（圖4-6）。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。故,1)計算支反力 作用在低速軸上的X平面方向 ,故,故Y平面方向 ， 故,故圖4-6 彎矩和扭矩圖2)計算彎矩水平面彎矩：垂直面彎矩：合成彎矩：根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。可看出C截面為最危險截面，現將計算出的截面C處的與M的值列于下表：載荷X平面Y平面支反力彎矩總彎矩M扭矩T4、按彎扭合成應力校核軸的硬度進行校核時，通常只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。扭轉切應力為脈動循環變應力，取0

36、.6，軸的計算應力已由前面查得許用彎應力，因，故安全。5、精確校核軸的疲勞強度（1)判斷危險截面從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面處的過盈配合引起的應力集中最嚴重，并受扭矩作用，故只需校核截面即可。1)截面右側抗彎截面系數：抗扭截面系數：彎矩M為：截面上的扭矩：彎曲應力：截面上的扭轉切力：截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數與。因，經插值后查得，由附圖查得軸的材料的敏性系數為，故有效應力集中系數為查得尺寸系數；扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，查得表面質量系數故得綜合系數值為：查得炭鋼得特性系數，取 ，取 所以軸在截面的右側的安全系數為取s1.5，故右側安全。2)截面左側抗彎截面系數：抗扭截

37、面系數：彎矩M為：截面上的扭矩：彎曲應力：截面上的扭轉切力：過盈配合處的的值，用插入法求出，并取，則軸按磨削加工，查得表面質量系數故得綜合系數值為：查得炭鋼得特性系數，取 ，取 所以軸在截面的右側的安全系數為取s1.5，故該軸在截面右側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載與嚴重的應力循環不對稱性，故可略去靜強度校核。三、接輸料系統的軸1、初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數可知；功率按 計算，查表可取； 2、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）選取聯軸器型號聯軸器的計算轉矩。查表，考慮到轉矩變化小，故取，則，按照計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩的條件。查機械設計手冊，選ML5型梅花形彈

38、性聯軸器。（2）確定軸的各段直徑和長度直徑；。長度取；。（3）初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選取深溝球6310型,由機械設計手冊查得軸承參數：軸承寬度：B27mm。 (4）軸上零件的周向定位。齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯接（詳細選擇過程見后面的鍵選擇）。（5）確定軸上的圓角和倒角尺寸。取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑為R=2mm。3、計算過程（1）根據軸上的結構圖作出軸的計算簡圖（圖4-7）。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。故,1)計算支反力 作用在低速軸上的X平面方向 ,故,故Y平面方向 ， 故,故 圖4-7 彎矩和扭矩圖2)計算彎矩水平面彎矩：垂直面彎矩：合成彎矩：根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。可看出C截面為最危險截面，現將計算出的截面C處的與M的值