【正文】 D/d=75/70=,經(jīng)插值后可查得 a? =， ar = 軸的材料的敏性系數(shù)為 q? = q r= 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 kt =1+ qr (? ? 1)= kr =1+ q r(? r 1)= 由尺寸系數(shù) 167。 6）軸上零件的周向定位 為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，按 軸的最小直徑 查得平鍵截面 bh=18mm11mm ， 長為 L=90mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為 。 ? ? a） = S2 =t1 /（ Krta +﹠ rtm ） =15 S =（ S1 S2 ） /（ S12 + S12 ） =, S= 故該軸在截面 II 右側(cè)的強(qiáng)度也足夠 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 上的功率 PIII= ， 轉(zhuǎn)速 nIII=， 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻(xiàn) 27 轉(zhuǎn)矩 TIII＝ ?㎜ 小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑 d2齒 = Ft4= Ft3=2T3 /d2齒 =2Fr4= Fr3= Ft3 tan α/ =tan 200/ = Fa4= Fa3= Ft3 tan 14?8′ 28=tan 14?8′ 28 =109N ，取 A0=112 dmin= A0(P3/ n3)1/3= 112()1/3= 計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取 KA= Tc= KA T3=56104 =728000N?㎜ 選用 HL7 彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 63000N?㎜。 r= k? /167。 ? ，用插值法求出，并取 kt /167。 r = 軸按磨削加工，可得表面質(zhì)量系數(shù) ? = r = 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即 q =1，則得綜合系數(shù)為 K? = k? / 167。因此 ? ca ＜ [? 1]， ，故安全。因此，根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。則 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻(xiàn) 23 P1= fp (X1 Fr1+Y1 Fa1)=7432N P2= fp (X2 Fr2+Y2 Fa2)= （ 3） 驗(yàn)算軸承壽命 因?yàn)?P1 ＞ P2 ，所以按軸承 1 的的受力大小驗(yàn)算 Lh=106/60n(C/ P1)Z=138250h＞ 19200h 故所選選軸承滿足壽命要求。 軸的強(qiáng)度計(jì)算 （ 1） 求兩軸承受到的徑向載荷 Fr1 和 Fr2 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系：則Fr1V= Fr2V= Fr1H= Fr2H= Fr1=( Fr1V 2+Fr1H2)1/2= ( 2+)1/2 = Fr1=( Fr2V 2+Fr2H2)1/2= ( 2+)1/2 =1908N （ 2） 求兩軸承的計(jì)算軸向力 Fa1 和 Fa2及軸上軸向力 對(duì)于角接觸球軸承 7310B，按 查表 ，軸承的派生軸向力 Fd= Fr,其中， Y 是對(duì)應(yīng)表 135 中 的 Y 值，其值由軸承手冊(cè)查出。 的設(shè)計(jì)計(jì)算 上的功率 PII= ， 轉(zhuǎn)速 nII=，轉(zhuǎn)矩 TII＝ 1805N?㎜ 軸 III 上的功率 PIII=,轉(zhuǎn)速 NIII=，轉(zhuǎn)矩 TIII＝ ㎜ 蝸輪： Fa2= Ft1=2T1 /d1=2Ft2= Fa1=2T2 /d2=2Fr2= Fr1= Ft2 tan α= tan 200= 小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑 d2齒 = Ft3= Ft3=2T3 /d2齒 =2Fr3= Fr4= Ft3 tan α/ =tan 200/ = Fa3= Fa4= Ft3 tan 14?8′ 28=tan 14?8′ 28 =109N ，取 A0=112 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻(xiàn) 21 dmin= A0(P2/ n2)1/3= 112()1/3= 軸承的選擇 1）擬定軸上零件的裝配方案 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （ 1）初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承 同時(shí)承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù) dIII =50mm,選取 7310B，其尺寸 dDB=50mm110mm27mm 故 dIII = dvvI =50 ㎜ , （ 2）取安裝齒輪處的軸段直徑 dIIIII = dIVV =55mm,齒輪的 右 端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，蝸輪寬度 B≤ == ㎜，取其寬度為56 ㎜，故取 LIIIII =52mm,小齒輪 B2 =106 ㎜ ,故取 LIVV =102mm,齒輪采用軸肩定位，軸肩高度 h=5mm, dIIIIV =65mm, LIIIIV =40 ㎜ （ 3）為了保證蝸輪蝸桿 、直 齒的嚙合，取蝸輪端面到內(nèi)機(jī)壁的距離a1=22mm ；為了保證 直 齒的嚙合，取小齒輪端面到內(nèi)機(jī)壁的距離a2=9mm ；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 △ 2 ,取△ 2=10mm，已知滾動(dòng)軸承寬度 B=27mm ，則LIII =T+ △ 2+ a1 +(56 － 52)=63mm, LVVI =T+ △ 2 + a2 +(106 －102)=50mm 至此已初 步確定軸的各段直徑和長度。 載荷 垂直面 V 水平面 H 支反力 F Fr1=1081N,Fr1= Fr1H =Fr1H= 彎矩 M Mr1=，Mr2= MH= 總彎矩 M1=(+ )1/2=160098 M2=( 2+ )1/2=7616 扭矩 T T=280000 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻(xiàn) 20 4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面）的強(qiáng)度。 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖。 因此可得 按式（ 13— 11）得 Fa1= Fd2+ Fa1= Fa21= Fd2= 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻(xiàn) 19 因?yàn)? 故 X=, Y=。各軸肩處的圓角半徑取 R1。查 《機(jī)械設(shè)計(jì)》 表 可知： ? b=600MPa [? ]b1=55Mpa （ 2）蝸輪 軸上的功率 PI = 轉(zhuǎn)速 n1=960r/min 轉(zhuǎn)矩 T1= N?㎜ 轉(zhuǎn)距 T2 ＝ N?㎜， （ 3） 求作用在蝸桿蝸輪上的力 已知蝸桿的分度圓直徑 d1 =63 ㎜ 蝸輪分度圓直徑 d2＝ ㎜ 而 Ft1= Fa2=2T1 / d1 = N Fa1= Fr2=2T2 / d2= Fr1=Fr2tan α=tan20o= （ 4） 初步確定軸的最小直徑 ，取 A0 =112，于是得 dmin= A0(PI/ n1)1/3= 112()1/3= 計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取 KA= Tc= KA T1=103 =171750N?㎜ 選用 LT 3 彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 315000N?㎜。 螺旋角 β 13176。 =13176。故可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 mn=，而按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1= 重新修正齒輪齒數(shù)， z1=d1cosβ /mn= cos14176。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 1020 和圖 1020b按齒面硬度分別查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限? FE1=380Mpa,大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限? FE2=325Mpa. 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=， KFN2= 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S= [? F]1=KFN1? FE1/S= [? F]2=KFN2? FE2/S= 計(jì)算大小齒輪的 [? F]并加以比較 YFA1YSA1/[ ? F]1= 。 計(jì) 算當(dāng)量齒數(shù) ZV1=Z1/cos3β =24/cos314176。KHA=KFA=。=。 b=φ dd1t=1 = m nt =d1tcos14176。 （ 2） 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由 設(shè)計(jì)計(jì)算公式（ 628） dif≥ 2(KT1(u+1)ZE2/φ du[? H]2)1/3 1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選載荷系數(shù) Kt= 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 65 選取區(qū)域系數(shù) ZH=. 同理查得ε α 1=，ε α 2=；則ε α 1+ε α 2=。 3）材料選擇。蝸輪采用輪箍式，與鑄造鐵心采用 H7/S6配合，并加抬肩和螺釘固定 （螺釘選用 6 個(gè)）。t0為油的工作溫度，取 65度； ta為周圍空氣溫度，取 20 度。=160 ( 637622/1603)189。 。；ψ γ =arctanfv。 蝸輪分度圓直徑 d2=mz2= 41mm= 蝸輪喉圓直徑為： Da2=d2=2ha2=d2+2m(h*2+x2)=[+2 ()]mm= 蝸輪齒根圓 直徑為： Df2=d22m(ha*x2+c*)=[ (1++)]mm= 蝸輪咽喉母圓半徑 rg2=a1/2da2=(1601/2 )mm= (5)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 ? F=≤ [? F] 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻(xiàn) 10 當(dāng)量齒數(shù) zr2=z2/cos3γ =41/(176。 4）確定接觸系數(shù) Zρ 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑 d1和傳動(dòng)中心距 a 的比值 d1/a=，從《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖1118 中可查得 Zρ =. 5）確定許用接觸應(yīng)力 [? H] 根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅 ZCuSnIopl，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度﹥45HRC，可從表《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 117 中查得蝸桿的基本許用應(yīng)力 [? H]=268Mpa. 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻(xiàn) 9 使用壽命 Lh=300 8 8=19200h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60jn2Lh=60 1 19200 107 壽命系數(shù) KHn=[107/ 107]1/8= 則 [? H]=KHn m 0 960 1 960 2 3 4 其中，傳動(dòng)比 i1=,i2= 小結(jié) 本章主要介紹了傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)，其中包括 電動(dòng)機(jī)的選擇、傳動(dòng)比的分配及傳動(dòng)裝置動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻(xiàn) 8 第三章 齒輪的設(shè)計(jì) （ 1） 選擇蝸桿傳動(dòng)類型 根據(jù) GB/T100851988 推薦，采用漸開線蝸桿（ ZI）。 m= m= 電動(dòng)機(jī)的選擇 電動(dòng)機(jī)類型的選擇 根據(jù)動(dòng)力源和工作的條件，選用 Y系列三相異步電機(jī) 2 電動(dòng)機(jī)功率的選擇 工作機(jī)所需的有效功率為 :Pw=Fv/1000η w=5000 = 其中 η w 為工作機(jī)傳動(dòng)效率 為了計(jì)算電動(dòng)機(jī)所需功率 Pd,需確定傳動(dòng)效率 η 設(shè)各傳動(dòng)效率分別為 η 1(彈性聯(lián)軸器 )、 η 2（蝸桿傳動(dòng)）、 η 3（滾動(dòng)軸承）、 η 4（圓柱齒輪傳動(dòng)） η = η 12 η 2 η 33 η 42 η = = 電機(jī)所需的工作功率： Pd=Pw/η = 由表 121 選取電動(dòng)機(jī)的額定功率為 15kW 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 選用常用同步轉(zhuǎn)速 1000r/min 和 1500r/min兩種作對(duì)比： 工作轉(zhuǎn)速 nW =601000V/πD =60000 500=總傳動(dòng)比 i=