【文章內(nèi)容簡介】 比大致相等，即。傳動裝置的精確傳動比與傳動件的參數(shù)(如齒數(shù)、帶輪直徑等)有關(guān)，故傳動件的參數(shù)確定以后，應(yīng)驗算工作軸的實際轉(zhuǎn)速是否在允許誤差范圍以內(nèi)。如不能滿足要求，應(yīng)重新調(diào)整傳動比。若所設(shè)計的機器未規(guī)定轉(zhuǎn)速允差范圍，則通?？扇⊥?3～5)%。 2. 4 確定各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩和功率計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）nI=nm/i帶=1420/3=(r/min)nII=nI/i齒=(r/min)滾筒nw=nII=(r/min) 計算各軸的功率（KW） PI=Pdη帶== PII=PIη軸承η齒輪== 計算各軸轉(zhuǎn)矩Td= TI= TII = 2. 5 電動機的校核根據(jù)起重機設(shè)計規(guī)范（GB 381183），對工作級別為AAA8的結(jié)構(gòu)件（連接必須進行強度疲勞計算。 1. 計算截面 1） 剛性腿支撐處 滿載小車位于跨端極限位置時正應(yīng)力最大，已計算最大正應(yīng)力、剪應(yīng)力 空載小車位于支撐點左側(cè)時由隔離法分析可知，懸臂只受重力影響， 式中 ——輪壓最大側(cè)主梁所受的均布載荷， 。計算為， 。 ——懸臂端的總長度， 。設(shè)計為， 。 式中 ——輪壓最大側(cè)主梁所受均布載荷的水平慣性力， 。計算為， 。 ——輪壓最大側(cè)主梁所受的水平風(fēng)載， 。計算為， 。 ——主梁下翼緣板的寬度， 。設(shè)計為， 。 式中 ——自重在懸臂根部引起的最大作用力， 。 ——為主梁腹板厚度， 。取為8. ——為主梁腹板厚度， 。取為2600.3 刀庫設(shè)計與校核3. 1 齒輪傳動的計算（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設(shè)計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常齒輪采用軟齒面。查閱表[1] 表68，選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由d1≥ (6712kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1= 20==78 由課本表612取φd=(3)轉(zhuǎn)矩T1T1=106P1/n1=106(4)載荷系數(shù)k : 取k=(5)許用接觸應(yīng)力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖637查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接觸疲勞壽命系數(shù)Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算N1=601030018=N2=N/i= /=108查[1]課本圖638中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SHmin=[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=故得：d1≥ (6712kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3= 模數(shù)：m=d1/Z1=取課本[1]P79標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第一數(shù)列上的值，m=(6)校核齒根彎曲疲勞強度σ bb=2KT1YFS/bmd1確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d1=mZ1=20mm=50mm d2=mZ2=78mm=195mm齒寬：b=φdd1=50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)復(fù)合齒形因數(shù)YFs 由課本[1]圖640得：YFS1=,YFS2= (8)許用彎曲應(yīng)力[σbb]根據(jù)課本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由課本[1]圖641得彎曲疲勞極限σbblim應(yīng)為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由課本[1]圖642得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN：YN1=1 YN2=1彎曲疲勞的最小安全系數(shù)SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1計算得彎曲疲勞許用應(yīng)力為[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=4901/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =4101/1=410Mpa校核計算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1= [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1= [σbb2]故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(9)計算齒輪傳動的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=(10)計算齒輪的圓周速度V計算圓周速度V=πn1d1/601000=50/601000=因為V＜6m/s，故取8級精度合適． 3．2 軸的校核選擇軸的材料 確定許用應(yīng)力 選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查[2]表131可知： σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表136可知：[σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa,[σ1]bb=60Mpa 按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為： d≥C 查[2]表135可得，45鋼取C=118 則d≥118()1/3mm= 考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標(biāo)準(zhǔn)，取d=35mm 齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：T=106P/n=106 齒輪作用力： 圓周力：Ft=2T/d=2198582/195N=2036N 徑向力：Fr=Fttan200=2036tan200=741N軸結(jié)構(gòu)設(shè)計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結(jié)構(gòu)草圖。 （1）、聯(lián)軸器的選擇 可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，查[2]：3582 GB501485 （2）、確定軸上零件的位置與固定方式 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置 在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位 （3）、確定各段軸的直徑將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配（如圖），考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應(yīng)大于d2，取d3=4 5mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應(yīng)大于d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5滿足齒輪定位的同時,還應(yīng)滿足右側(cè)軸承的安裝要求,取d6=45mm. (4)[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環(huán)直徑d5=52mm. (5）確定軸各段直徑和長度Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mmII段:d2=40mm 初選用6209深溝球軸承，其內(nèi)徑為45mm,，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直徑d3=45mmL3=L1L=502=48mmⅣ段直徑d4=50mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm(6)按彎矩復(fù)合強度計算①求分度圓直徑：已知d1=195mm②求轉(zhuǎn)矩：已知T2=?m③求圓周力：Ft根據(jù)課本P127（634）式得Ft=2T2/d2=2④求徑向力Fr根據(jù)課本P127（635）式得Fr=Ft?tanα=tan200=⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=FAZ=FBZ=Ft/2=由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=96247。2=?m截面C在水平面上彎矩為