【文章內(nèi)容簡介】 kzhl1rm[p],k=(載荷不均勻系數(shù))，h=(Dd)/22c=, =(D+d)/2=T=63045= Nmm〉446553 Nmm 軸承的校核[4]選用一對單列圓錐滾子軸承30210，能同時承受徑向和軸向載荷，承載能力大。表35 軸承的交合計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果壽命計算附加軸向力軸承軸向力X、Y的值沖擊載荷系數(shù)當(dāng)量動載荷軸承壽命靜載荷計算 軸承2被壓縮，故= e= X1=1,Y1=0X2=,Y2= 因為P1〉P2，所以只計算軸承1的壽命 144530h〉hX0=，Y0= 取最大值24283N Fs1=Fs2=Fa1=X1=1,Y1=0X2=,Y2=144530h24283N續(xù)表35計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果安全系數(shù)計算額定靜載荷許用轉(zhuǎn)速計算載荷系數(shù)f1載荷系數(shù)f2許用轉(zhuǎn)速正常使用單列圓錐滾子軸承查表得 S0= =因為所以只計算軸承150216/63000 f11=32387/63000 f12= f21= f22=N1=f11f21N0 N1=N2=f12f22N0 N2=1548r/minS0==f11=f12=f21=N1=N2=1548r/min 軸的強度計算[2] [3]表36 軸的強度參數(shù)計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果計算齒輪受力 dm=( R) d=圓周力 徑向力 1406N軸向力 2435N計算支撐反力 2T/d= =(2435271406632+)/= ，=632/=8227N 畫軸受力圖 水平面受力圖 水平面彎矩圖 mm Nmm =117220Nmm, 27=65745Nmm 垂直面受力圖 mm垂直面彎矩圖 =mm 合成彎矩圖 297673 Nmm 117220 Nmm 65745 Nmm畫軸轉(zhuǎn)矩圖446553 Nmm Nmm 許用應(yīng)力許用應(yīng)力值 用插值法由表163查得，=, =60mpa應(yīng)力校正系數(shù) =60/=畫當(dāng)量彎矩圖當(dāng)量轉(zhuǎn)矩 T=259972= Nmm當(dāng)量彎矩 M1= =mm M2= =397522 Nmm M3= =mm當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖 397522Nmm Nmm mm校正軸徑 軸的剛度計算[2] [3] 軸的許可撓度 (—)4=—因為y ,所以軸的剛度合格. 減速箱箱體的設(shè)計[12] [15] [16]箱體材料選用灰鑄鐵，主體結(jié)構(gòu)長方體。由于此減速箱內(nèi)只有一對錐齒輪作為傳動部件，加之減速箱的工作場景，所以減速箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計簡單、實用。錐齒輪傳動的軸交角為90度，所以在箱體的相鄰兩側(cè)面開孔，另外兩側(cè)面封閉。另外考慮到兩軸的軸線在同一水平面上，所以箱蓋設(shè)在立方體的頂部。箱體的相關(guān)數(shù)據(jù)如下：箱體長寬高=230190200(mm),壁厚10mm,螺塞軸線距箱體內(nèi)底面18mm,箱蓋厚度8mm，箱蓋上部通過螺栓加視孔窗（規(guī)格 長寬高=100608(mm),4 行走機構(gòu)設(shè)計與計算 對機構(gòu)進行受力分析[2] [3] 受力分析圖4N=G=(1200+500)N=4165N 輪軸和滾輪扭矩的計算[2] [3] 輪軸和滾輪T=fNf有量綱的滾動摩擦系數(shù)，T=4165102 =m 后輪軸的尺寸計算[2] [3]當(dāng)軸的長度及跨度未定，支點反力及彎矩?zé)o法求得時，可按扭轉(zhuǎn)強度確定軸端直徑；當(dāng)對軸的扭轉(zhuǎn)變形限制教嚴(yán)時，也可按扭轉(zhuǎn)剛度確定軸端直徑。軸的其余各段直徑，應(yīng)按結(jié)構(gòu)設(shè)計確定根據(jù)靜負(fù)荷能力來選擇軸承尺寸時，要用到一個給定的安全系數(shù) s0 ，這個安全系數(shù)代表基本額定靜負(fù)荷 C0 和軸承等效靜負(fù)荷 P0 之間的關(guān)系。必要的基本額定靜負(fù)荷 C0 可按公式求出C0 = s0 P0其中C0 = 基本額定靜負(fù)荷，kNP0 = 等效軸承靜負(fù)荷，kNs0 = 靜安全系數(shù)在需要流暢運行的各種操作中，有關(guān)球軸承和滾動軸承的靜安全系數(shù)s0對承受動負(fù)荷的軸承來說，如果等效軸承靜負(fù)荷 P0 已知，那么最好用s0 = C0/P0來檢查軸承的靜負(fù)荷能力是否足夠。如果求得的 s0 值小于所推薦的指導(dǎo)值，那么要選一個基本靜負(fù)荷定額更高的軸承。滾動軸承內(nèi)的摩擦是軸承內(nèi)熱量產(chǎn)生的決定因素，其結(jié)果也對操作溫度產(chǎn)生決定性影響。摩擦大小取決于負(fù)荷和其它一些因素, 其中最重要的是軸承的種類和大小、操作速度、潤滑劑性能和用量。組成軸承運轉(zhuǎn)總阻力的是：有關(guān)接觸面上的滾動和滑動摩擦、潤滑劑內(nèi)的摩擦、以及(如果有的話)接觸密封件的滑動摩擦。而產(chǎn)生滾動和滑動摩擦的地方則有：滾動接觸面、滾動部件和保持架之間的接觸面、以及引導(dǎo)滾動部件或保持架的支承面。在某些條件下: 軸承負(fù)荷P ≤ 0,1 C，潤滑良好以及操作環(huán)境正常從以下方程取一個恒定摩擦系數(shù)μ,用這個系數(shù)就可以將摩擦力矩計算得足夠精確了M = 0,5 μ F d其中M = 摩擦力矩，Nmmμ = 軸承的恒定摩擦系數(shù)(表1)F = 等效軸承動負(fù)荷d = 軸承內(nèi)圈直徑，mm計算滾動軸承摩擦力矩，有一種方法是把摩擦力矩區(qū)分為一個所謂無關(guān)負(fù)荷的力矩 M0，以及一個由負(fù)荷決定的力矩M1，然后把兩個力矩相加：M = M0 + M1這個方法一直用到現(xiàn)在。但是，如果按摩擦來源的種類、而不是按同負(fù)荷的關(guān)系來區(qū)分，那可以還有更精確的計算方法。實際上，M0 代表額外的外部摩擦來源，再加上滾動摩擦中的“流體動力”成份，而這一成份中也有一部分與負(fù)荷相關(guān)。要精確計算滾動軸承內(nèi)的摩擦，必須把四個不同來源都算入：M = Mrr + MS1 + M 密封件 + MdragM = 總摩擦力矩，NmmMrr = 滾動摩擦力矩，NmmMS1 = 滑動摩擦力矩，NmmM 密封件= 密封件摩擦力矩，NmmMdrag = 阻力損失、攪動、潑濺等的摩擦力矩，Nmm這個新算法把軸承內(nèi)所有接觸中存在的摩擦來源都辨認(rèn)出來，再把它們結(jié)合在一起；需要的話，還可以加上密封件的影響和額外的外部來源，來預(yù)測總的摩擦力矩。實心軸d==A 文獻3 P763 為按扭轉(zhuǎn)強度計算 表8347 d—軸端直徑； T—軸所傳遞的扭矩（kgm）； T=974； P—軸所傳遞的功率（kw）； n—軸的工作轉(zhuǎn)讀（r/min）； [τ]許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（kg/mm2），由表8348選?。? A—系數(shù)，按表8348選取。 T=m n=(r/min) A=115 P= [τ]=45kg/mm2 軸的受力圖和扭矩圖 T軸=T1+T2=2=m注：因受載荷平穩(wěn)，無軸向載荷時[τ]取較大值，A取較小值d=去dmin=34作為軸端直徑符合B282281標(biāo)準(zhǔn)。軸頸直徑為35，軸上有加工螺紋的退刀槽精加工軸承配合面是的砂輪越層槽。 后輪軸的強度計算[2] [3] H面受力分析圖Ffc=T D—滾輪直徑（mm） T—滾輪傳遞的扭矩（Nm）FfC= = ==FfD有力矩平衡得平衡方程，以A為支點FfC+F3095=RBH30952+FfD(2+)RBH= RAH= V面受力分析圖NC=ND=4165NRAV=RBV=4165N彎矩分析 彎矩分析圖1 MCH= MEH=105 MDH= 彎矩分析圖2 MCV=105 MDV=105 彎矩分析圖3 M= =105 扭矩分析圖4Mca= 文獻2 （93）根據(jù)轉(zhuǎn)矩性質(zhì)而定的應(yīng)力校正系數(shù)軸單向轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)矩按脈沖循環(huán)變化查表94，[1]b=90MPa [0]b=150MPa===Mca==105 NmmW= b、t 尺寸查文獻4 P80 = =（mm3）σca===σca≤[σ1]b所以該剖面的疲勞強度足夠ⅡⅡ剖面處強度校核Mca==105 NmmW= = = mm3σca= = = MPaσca≤[σ1]b 故該剖面的疲勞強度足夠 彎矩分析圖3MC=MD=105 Nmm MA=MB= Nmm ME=105 Nmm 后輪軸座的選擇及軸承壽命的校核[4]由