山东轻工业学院2011 届本科生毕业设计（论文）
第四章 主要部件的校核及计算
4.1 驱动轴的校核计算
轴的设计准则是满足轴的强度或刚度要求，必要时还应校核轴的震动稳定性。
进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当的选取其许用应力。对于承受扭矩的轴，应按扭转强度条件计算；这种方法是只按轴所收的扭矩来计算轴的强度。轴的扭转强度条件为
TWk9550000?0.2d3pn????
t?t?式中，?t扭转切应力，MPa；
T轴所受扭矩，N.mm； Wt轴的抗扭截面系数，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，mm ??t?许用扭转切应力，MPa 由上式可得
d?9550000p0.2??T?nA0??A03pn
955000030.2??t?
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根据上式确定轴的直径d=24mm。
轴常用的几种材料的??t?值及A0值如表3.2所示。
表3.2常用轴的材料性能表
轴的材料 Q235-A、20 Q272、35（1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr、35SiMn、38SiMnMo 3Cr13 ??t?/MPa A0 15-25 149-126 20-35 135-112 25-45 126-103 35-55 112-97
智能餐车的轴材料为45号钢。
应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增加轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径d大于100mm的轴，有一个键槽时，轴径增加5%~7%；对于轴径d小于100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大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，只能作为承受扭矩作用轴段的最小直径dmin。
在进行轴的设计时还要进行轴的刚度校核计算，轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。因此，在设计有刚度要求的轴时，必须进行刚度的校核计算。由于智能餐车在z轴上力很小，故不用校核。
4.2 齿轮的校核计算
齿轮机构及其设计
齿轮机构是在各种机构中应用的最为广泛的一种传动机构。它依靠轮齿齿廓直接接触来传递空间任意两轴间的运动和动力，并且有传递功率范围大、传递效率高、传动比准确、使用寿命长、工作可靠等优点。
对齿轮整周传动而言，不论两齿轮的齿形如何，其平均传动比总等于齿数的反比，即
i12?n1/n2?z2/z1
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为了提高轮齿的抗折断能力，可采取下列措施：1）用增大齿根过渡圆角半径及消除加工刀痕的方法来减小齿根应力集中；2）增大轴及支撑的刚性，是轮齿接触线上受载较为均匀；3）采用合适的热处理方法使齿芯材料具有足够的韧性；4）采用喷丸、滚压等工艺措施对齿根表层进行强化处理。
对高速、轻载及精度不高的齿轮传动，为了降低噪声，常用非金属材料（如夹布塑胶、尼龙等）做小齿轮，大齿轮仍用钢或铸铁制造。为使大齿轮具有足够的抗磨损及抗点蚀的能力。齿面硬度应为250—350HBS。
智能餐车齿轮材料选择牌号45，热处理方法为调质，强度极限为650?B/MPa，屈服极限360?s/MPa，齿芯部硬度217—255HBS。
1、齿轮传动的计算载荷
为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷p（单位为N/mm)为
p?Fn/L式中Fn为作用于齿面接触线上的法向载荷，N；L沿齿面的接触
线长，mm。
法向载荷Fn为公称载荷，在实际传动中，由于原动机及工作机性能的影响，以及齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法向载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配并不是均匀的，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算齿轮传动的强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算载荷pca进行计算。即
pca?Kp?KFnL式中，K为载荷系数；Fn、L的意义和单位同前。
计算齿轮强度用的载荷系数K，包括使用系数KA,动载系数Kv、齿间载荷分配系数Ka及齿向载荷分布系数K?，即K?KAKvK?K?
2、轮齿的受力分析
进行齿轮传动的强度计算时，首先要知道轮齿上所受的力，这就需要对轮齿传动做受力分析。沿啮合线作用在齿面上的法向载荷Fn垂直于齿面，为了计算
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方便，将法向载荷Fn在节点p处分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft与径向力Fr。由此得
Ft?2T1d1 Fr?Fttan? Fa?F1/cos?
式中T1小齿轮传递的转矩，N.mm;d1小齿轮的节圆直径，mm；?啮合角，对标准齿轮?=20°
3、齿面接触疲劳强度计算
齿面接触疲劳强度计算的基本公式，
?11??Fca??????2??1??1??2?1??222???????E?1?E2???????????????H????H?
4、齿轮传动设计参数的选择 压力角?的选择
由机械原理可知，增大压力角?，轮齿的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。我国对一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为?等于20°。但增大压力角并不一定对传动有利。对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1-1.2，压力角为16°到18°的齿轮，这样做可增加齿轮的柔性，降低噪声和动载荷。
齿数z的选择
若保持齿轮传动的中心距a不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。另外，降低齿高还能降低滑动速度，以减少磨损及胶合的危险性。但模数笑了，齿厚随之减薄，则要降低轮齿的弯曲强度。不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。
闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可取为z1=17-22.
为使轮齿免于根切，对以?=20°的标准直齿圆柱齿轮，应取z1?17
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