【正文】 ，傳動比分配如下：第一級蝸桿減速器 =；第二級直齒減速器 = =；第三級減速器傳動比 =。6. 蝸桿輸出轉(zhuǎn)矩7. 確定和根據(jù)公式 (32) 由參考文獻[1]可知由參考文獻[1]，取，mm 幾何尺寸計算表31 蝸輪蝸桿參數(shù)表 名稱代號計算關(guān)系式說明中心距模 數(shù)傳動比蝸輪變位系數(shù)蝸桿直徑系數(shù)蝸桿軸向齒距蝸桿齒頂圓直徑蝸桿齒根圓直徑頂隙蝸桿齒高蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑蝸輪齒根圓直徑蝸輪齒頂高蝸輪齒根高蝸輪齒高蝸桿軸向齒厚蝸桿法向齒厚蝸桿節(jié)圓直徑蝸輪節(jié)圓直徑 齒面接觸強度校核 (33)式中 系數(shù)根據(jù)參考文獻[1]——使用系數(shù)，；——動載荷系數(shù)，；——材料彈性系數(shù)，；——載荷分布系數(shù)，；則所以，滿足接觸強度的要求。2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=167（2）計算圓周的速度（3）計算齒寬（4）計算齒寬與尺高之比模數(shù) 　齒高 （5）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=、8級精度，由參考文獻[2]圖108查得v=；直齒輪，假設(shè)，由參考文獻[2]表103查得；由表102查得使用系數(shù)；由表104查得8級精度齒輪非對稱布置時將數(shù)據(jù)代入后得由，根據(jù)參考文獻[2]圖1013查得；故載荷系數(shù)（6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的（7）計算模數(shù) (36)1）確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)（1）由參考文獻[2]表101查得齒輪的彎曲疲勞強度極限（2）由參考文獻[2]圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；；（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)得（4）計算載荷系數(shù)（5）查取齒形系數(shù)由參考文獻[2]表105查得；（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由參考文獻[2]表105查得；（7）計算大小齒輪的并加以比較設(shè)計計算對比計算結(jié)果選取模數(shù)能同時滿足接觸強度和彎曲強度。彎曲安全系數(shù)則滿足使用要求。接觸安全系數(shù)計算所以滿足使用要求。2)計算（1）試算小齒輪分度圓直徑t170根據(jù)傳動比和低速級的齒輪中心距確定大齒輪的分度圓直徑（2）計算圓周的速度（3）計算齒寬根據(jù)齒輪的許用最小分度圓 （4）計算齒寬與尺高之比模數(shù)(由已知的低速級中心距確定） 齒高 （5）計算載荷系數(shù)根據(jù)、8級精度，由參考文獻[2]圖108查得v=；直齒輪，假設(shè)，由參考文獻[2]表103查得；由表102查得使用系數(shù)；由表104查得8級精度齒輪非對稱布置時=由，根據(jù)參考文獻[2]圖1013查得；故載荷系數(shù)（6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的1)確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)（1）由參考文獻[2]表101查得齒輪的彎曲疲勞強度極限（2）由參考文獻[2]圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)得（4）計算載荷系數(shù)（5）查取齒形系數(shù)由參考文獻[2]表105查得；（6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻[2]表105查得； （7）計算大小齒輪的并加以比較設(shè)計計算對比計算結(jié)果選取模數(shù)能同時滿足接觸強度和彎曲強度。彎曲安全系數(shù)則滿足使用要求。 ； 求彎矩并作作彎矩圖軸在垂直平面內(nèi)所受的彎矩：== 軸在水平面內(nèi)所受的彎矩：==由于齒輪作用力在B截面作出的最大合成彎矩：=；； 圖41 Ⅰ軸彎矩圖 軸的強度校核確定危險截面：根據(jù)齒輪軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，扭矩圖，截面B處的彎矩最大應(yīng)力集中，故屬危險截面。——剪應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由文獻[1]槽查得= ；——表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)徹削加工，按文獻[1]查得=；——尺寸系數(shù)，由文獻[1]=；——平均應(yīng)力折算系數(shù)，由文獻[1]=；S= =由參考文獻[1]，=故S，該軸B截面是安全的。由參考文獻[1]表62查得許用壓強滿足。tan=== 求支反力在垂直平面內(nèi)的支反力根據(jù) ； 則 = 在水平面內(nèi)求支反力 由于聯(lián)軸器的扭矩作用在軸AB上，因此存在作用在水平面的力。 靜強度校核危險截面安全系數(shù)的校核計算公式式中 ——只考慮彎曲時的安全系數(shù)；——只考慮扭轉(zhuǎn)時的安全系數(shù)；， 式中 ——材料的拉伸屈服點；——材料的扭轉(zhuǎn)屈服點，（）；，— 軸危險截面上的最大彎矩和最大扭矩。 軸承壽命計算軸承選用NJ220+HJ220型，基本額定靜負荷125；基本額定動負荷Cr＝160；預(yù)計壽命軸承支反力 ，計算當量動載荷式中 ——載荷系數(shù)，由參考文獻[1]表136查得=； ——徑向動載荷系數(shù)，由參考文獻[1]表135差得X=1；， ——軸向動載荷系數(shù)，由參考文獻[1]表135差得Y=0；壽命計算公式Lh＝（）＝式中 P——軸承所受實際動載荷　所以所選軸承符合工作要求。，根據(jù)文獻[2]。 當量載荷==壽命計算公式 Lh＝（）＝所以所選軸承符合工作要求。 安全系數(shù)校核計算：由于電動機帶動軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應(yīng)力，轉(zhuǎn)矩引起的為脈動循環(huán)的剪應(yīng)力。 鍵強度校核 根據(jù)公式 式中 ——轉(zhuǎn)矩，；——軸的直徑，； ——鍵與輪轂的高度，；——鍵的工作長度，；——鍵連接的許用擠壓強。第5章 卷筒的設(shè)計計算 卷筒尺寸的確定確定卷筒的幾何尺寸根據(jù)絞車最大拉力為180初步選擇鋼絲繩：公稱直徑22的纖維芯圓股鋼絲繩，允許偏差%=(5，0)，；根據(jù)公式 (51)式中 ——多層卷繞鋼繩總長度，根據(jù)工作面總長度以及鋼絲繩纏繞的安全圈數(shù)，估取140m；——多層卷繞圈數(shù)；——卷筒名義直徑,；——鋼絲繩直徑,；——多層卷繞卷筒寬度，根據(jù)外形尺寸確定360。 卷筒筒殼受力計算筒殼材料選擇 =鋼絲繩拉力降低系數(shù)計算公式系數(shù)計算公式筒殼厚度式中 —鋼絲繩的最大靜張力，； —鋼的彈性模量，；—鋼絲繩縱向彈性模數(shù)，；—鋼絲繩所有鋼絲的橫截面積，；則所以該卷筒結(jié)構(gòu)滿足要求。卷筒在材料方面也采用了強度較高的材料是絞車在寬度方向上減少了尺寸增量。本次設(shè)計是在老師的精心指導(dǎo)下完成的，吳老師不但在專業(yè)課學(xué)習(xí)中給予了我很大的幫助，其嚴謹?shù)闹螌W(xué)態(tài)度、廣博的知識、高尚的品德，使我獲益匪淺。利用多盤式制動器的靜態(tài)和動態(tài)模型，分析泰坦系列產(chǎn)品的液壓設(shè)計的優(yōu)勢。在對比其他大部分絞車設(shè)計， Rotzler公司實現(xiàn)了安全的動態(tài)控制，降低了負荷，沒有一個制衡或剎車閥，使絞車制造商使用的液壓制動控制閥的動態(tài)負載降低，然后再安裝第二個。同時，一個簡單的超越離合器使軸把懸掛在自由方向，對制動軸獨立的絞車制動系統(tǒng)。然后超越離合器將控制制動系統(tǒng)鎖緊車軸，對制動系統(tǒng)施加制動的安全性負荷。 后者部分分布閘間。以液壓馬達的增加油液流量降低速度。這樣通過一個特別的精簡是成功的，可以容易的構(gòu)造出任意電壓。對于較大的系統(tǒng)，我們通常使用的是閉環(huán)控制水泵的比例控制，這允許多站的操作，并且保證重量和冷卻低的要求。 光滑的比例控制也使沖擊負荷降到纜繩上。我們可以使用不銹鋼配件，但它們昂貴，又受到摩擦，因而不是經(jīng)?？捎玫摹Ｓ腿缓罅鲃踊氐接拖渫ㄟ^馬達的低壓邊。 Pneumatics附錄281