【正文】 論文 24 圖 彎矩圖 由以上各圖可知： 危險截面處的最大彎矩： mNmNmNM . ????? 根據(jù)第四強度理論得： ][ 22 ??? xMMW （ ） 其中： W為抗彎截面系數(shù)。 對于空心軸 32 )( 33 dDW ?? ? ， 其中 mmdmmD 50,85 ?? 代入公式 （ ） 得： ][)()5085( 223322 ?? ???????? MP aMMW x 所以 3 軸安全。 軸承壽命的計算 由于減速機構采用了蝸輪、蝸桿機構，所以軸承得能夠承受一定的軸向力，選用圓錐滾子軸承。 （ 1）求軸承內(nèi)部的派生力 如圖所示： 圖 軸承內(nèi)部派生力圖 求派生力的公式為： S=R/（ 2Y） （ ） 沈陽 工學院畢業(yè) 論文 25 由設計手冊查得 : Y1=， e1=， Y2=， e2= 所以 , 111 NYRS ???? , 05 992 222 NYRS ???? （ 2）求軸承的軸向 載荷： 因為 NNNNSF a ????? 所以說軸承 1 放松 =，軸承 2 壓緊 = 所以動量載荷 1 7 3) 4 7 81()( ???????? AYAXRfP p （ 3）計算軸承壽命： hpL h 8310366 ) ( 10)(6010 ??????? ? 所以軸承壽命足夠。 較核軸上的鍵的強度 在整個減速器的傳動軸中，只有 3 軸受的扭矩最大，所以只需要校核此軸上的鍵的強度就足夠了，此軸的軸徑為 85mm，鍵的規(guī)格為 241480，鍵的受力如下圖 所示： 圖 鍵的受力圖 首先校核鍵槽的剪切 強度。將平鍵眼 nn 截面分成兩部分，并把 nn 以下部分和軸作為一個整體來考慮如圖所示，因為假設在 nn 截面上的剪切力均勻分布，所以 nn 截面上的剪切力為 : ?? blAFQ ?? （ ） 對軸心取矩，由平衡方程 :? ?0OM 得 :eQ MdbldF ???? 22 ? 沈陽 工學院畢業(yè) 論文 26 ][ 354722 9 ?? ????? ??? ? MP abl dM e 由此可見平鍵滿足剪切強度。 其次校核鍵的擠壓強度?？紤]鍵在 nn 截面以 上部分的平衡，在 nn 截面上的剪力為： ssbssbbs lbhAF 2?? ? （ ） 投影水平方向，由平衡方程得： bsbsQ lhblFF ?? 2?? 或 （ ） 因此求得： ][14914 bsbs MP ahb ??? ?????? 不滿足擠壓強度條件 , 所以在此處用雙鍵以增加強度。 回轉機構的設計 總體傳動方案簡圖 總 傳動方案簡圖如圖 所示。 圖 總傳動方案簡圖 選擇電機 對于長期連續(xù)運行的機械，要求所選電動機的額定功率 edP 應該大于等于電動機所需要的功率 dP ， 即 ded PP ? 。 電動機所需的輸出功率為與 所用公式相同。 根據(jù)要求工作臺回轉速度為 min/1~ r ， 工作臺最大回轉力矩為 。 由公式（ ）得 ： 沈陽 工學院畢業(yè) 論文 27 KWrmNP W m i n/ ??? 。 由電動機至工作機的總效率 ?按照（ ）式計算 所以： 343321????????? ????? 所以： KWKWPP Wd ??? ? 查機械設計手冊第五卷選的電動機 122?Z ，其額定功率 ，額定轉速1500r/min。 確定傳動比 根據(jù)電動機滿載轉速 mn 和工作機轉速 Wn 即可確定傳動裝置的總傳動比：1500min/1 min/1500 ??? r rnni Wm 接下來我們面臨的問題就是如何合理的分配各級傳動比。綜合考慮前面介紹的五點內(nèi)容選帶傳動的傳動比 ?i 。 對于兩級蝸桿減速器，為了使結構緊湊，應使 12 2aa? ，這時可取 iii ?? 21 。所以取第一級蝸輪蝸桿的傳動比為 17，第二級蝸輪 蝸桿的傳動比為 48。 傳動裝置的實際傳動比由于受到各種因素的影響，因而與要求的傳動比常有一定的誤差，一般情況下，所選用的傳動比應使工作機的實際轉速與要求的轉速的相對誤差在 %5? 范圍內(nèi)即可。設帶傳動的傳動比為 1i ，第一級蝸輪蝸桿的傳動比為 2i ，第二級蝸輪蝸桿的傳動比為 3i 。 則工作機的實際轉速 m i n/ m i n/15 00321 rriii nn m ??????? 而： %5%1%100m i n/1 m i n/ i n/1 ????r rr 所以該傳動比選擇合適。 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 傳動裝置的運動和動力參數(shù)，主要是指各軸的轉速、輸入功率和輸入轉矩。它們是進行傳動設計的重要依據(jù)。 （ 1）傳動系統(tǒng)中各軸轉速 n（ r/min）： 沈陽 工學院畢業(yè) 論文 28 m i n/ m i n/150001 rrinn m ??? ? m i n/ m i n/8111212 rrinn ??? m i n/ m i n/ rrinn ??? 3nnW? （ 2）各軸輸入功率 P（ kW）： KWKWPP d ??????? ?? KWKWPP 41.. ??????? ?? KWKWPP ??????? ?? 3PPW? （ 3）各軸轉矩 T（ N m? ）： mNr KWnPT . i n/811 5095 50 111 ????? ； mNr KWnPT . i n/ 222 ????? mNr KWnPT .2701m i n/ 333 ????? 3TTW? V 帶輪的設計計算 （ 1）確定設計功率 dP : PKP Ad ?? 查工具書可知 ?Ak ,則 kWkWP d ??? 。 （ 2）選擇 V帶型號： 對結構尺寸無嚴格要求，可選普 通 V帶。根據(jù) dP 和 1n ，查工具書選擇 Z型 V帶。 （ 3）選擇帶輪直徑 21,DD ： 由工具書查得 Z 型 V帶最小直徑 mm50Dmin ? ， 應使 min1 DD? ，考慮小帶輪轉速不是很高，結構尺寸又沒有特別限制，取 mmD 721 ? 。 驗算帶速 smsmrmmnDv /5/ min/150072100060 11 ???????? ?? ，帶輪 擇合適。 沈陽 工學院畢業(yè) 論文 29 所以： mmDiD ???? （ 4）確定中心距 a 和帶長 Ld ： 設計條件中沒有限制中心距，故可初選中心距 0a 。 由式 )dd(2a)dd( 2d1d02d1d ???? 得 0 ?? a 初選 0a ＝ 160mm，則帶長 )(6961604)72133()13372(216024)()(222022121039。mmaDDDDaLd???????????????? 查工具書圓整 mmLd 710? 于是中心距 a＝ 0a + mm1692 6967101602 LL d39。d ????? ， A的調(diào)整范圍： mmLaa mmLaa d d , a xm in ??? ???。 （ 5） 驗算小帶輪包角 1? ： ?????????? )(180 121 a DD?，所以中心距選擇合適。 （ 6） 確定 V帶根數(shù) z： 查工具書得 （公式 ） 查工具書得： 0P ＝ ， ? )11(10 ib knkP ??, 查工具書得： bk ＝ ?10 3? ， ik ＝ ， 則： 0P? ＝ 。 查工具書 得： ?k ＝ ， Lk ＝ ， 帶入計算公式 ()得： )( ?????z， 選 z＝ 2， 又因為有測速發(fā)電機，所以選 z＝ 3，符合推薦輪槽數(shù)。 （ 7） 確定初拉力 0F ： 查工具書得： （公式 ） 查工具書得： q＝ , 帶入公式 ()得： 沈陽 工學院畢業(yè) 論文 30 NF) ( 20???????? （ 8） 作用于軸上的壓力 Q： 查工具書得： NzFQ o 2292 i i n2 10 ?????? ?。 （ 9）帶輪結構設計 根據(jù)選擇 V帶的類型（ Z型）查工具書的以下參數(shù) ,見表 ： 表 V 帶類型參數(shù)表 項目 符號 參數(shù)值 基準寬度（節(jié)寬） pb 基準線上槽深 minah 基準線下槽深 minfh 槽間距 e ? 第一槽對稱面 至端面的距離 f 18? 最小輪緣厚 min? 帶輪寬 B fezB 2)1( ??? 外徑 WD aW hDD 2?? 輪槽角 ? o34 沈陽 工學院畢業(yè) 論文 31 以小帶輪為例設計如圖 ： 圖 V 帶輪 高速級蝸輪蝸桿設計 （ 1） 材料選擇：由于是伸臂旋轉減速機構較為重要，選蝸桿材料 20Cr，表面淬火，硬度 45～ 50HRC；選蝸輪材料 ZCuSn10Pb1，金屬模鑄造。 （ 2） 確定許用應力： 應力循環(huán)次數(shù)： 722 6 0 0 ?????? hLnN ， 查工具書得 M P a40][,M P a2 2 0][ OFOH ?? ?? ，則 M P aNYM P aNZOFOFNFOHOHNH][10][][,182][10][][269278?????????????? （ 3） 選擇齒數(shù) 21z,z ： 根據(jù)傳動比 1721 ??nni 參考工具書 1z ＝ 2，則 3412 ??izz 。 （ 4） 按齒面接觸疲勞強度設計： 查工具書 公式（ ）得 查工具書得：載荷系數(shù) K＝ ?KKK VA 查工具書得： ?AK 。 由于 2n 較低，估計 smn /32 ? 取 , ? 由于載荷平穩(wěn)，通過跑合可以改善偏載程度，所以取 , ?? 所以載荷系數(shù) K＝ ?????KKK VA ， 沈陽 工學院畢業(yè) 論文 32 而 mNT ?? ，查得 Ez ＝ MPa155 ，則 按照接觸強度要求： 33212 273)18234 155( mmmmdm ?????? 查工具書可選出 m＝ 3mm， 1d ＝ 36mm， 2z1? ， q＝ 12， 342?z ，638111 ?????? 。 則 mmmzd 10222 ?? 中心距 mmzqma 69)(2 2 ???。 （ 5） 驗算處設參數(shù)： smndv / 222 ?? ?????? ?? 原估計 smn /32 ? ，選 , ? 合適。 （ 6） 驗算齒根彎曲疲勞強度： 查工具書得： F212 2Fa2F ][zdm ?? ? ?? 蝸輪當量齒數(shù) 37cos 322 ?? ?zzV， 于是查得齒形系數(shù) 2FaY ＝ ， 而 ???? ??Y， 帶入計算式 （ ） 可得 FF MP aMP a ][ ?? ???? ????? 滿足彎曲疲勞強度的要求，所以傳動件選擇合適。 （ 7） 蝸輪蝸桿幾何尺寸的計算 蝸桿齒頂圓直徑： mmhdd aa 422 111 ??? 蝸桿齒根圓直徑： mmhdd ff 111 ??? 蝸桿齒寬： mmzmb 21 ??? 蝸輪吼圓直徑： ，mmhdd aa 1082 222 ??? 蝸輪齒根圓直徑：