【正文】 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(zhǎng)度。應(yīng)取 a= ，軸的計(jì)算應(yīng)力為 已知選用軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查 表 得 [? 1]=60MPa。 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。對(duì)于 30313 型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a=。 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn) ，查 表， fp =。 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=。手冊(cè)上查的 32306 的基本額定載荷 C=81500N, Co =96500N。各軸肩處的圓角半徑取 R1。 （ 3）軸上零 件的周向定位 為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵按 軸的 直徑查表查得平鍵截面瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻(xiàn) 18 b h=6mm 6mm ，長(zhǎng)為 L=25mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為 。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?㎜。 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻(xiàn) 16 第四章 軸的設(shè)計(jì) （ 1） 選擇軸的材料 ，確定許用應(yīng)力 因?yàn)闉槠胀ㄓ猛局行」β蕼p速器，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩。 螺旋角 β 13176。 46′ 19″ = d2=z2mn/cosβ =75 176。 =13176。 （ 4） 幾何尺寸計(jì)算 1） 中心距計(jì)算 a=(z1+z2)mn/2cosβ =(36+75) 176。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。 2） 計(jì)算（按大齒輪） 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻(xiàn) 14 mt≥ [2KT1Yβ cos2β YFAYSA/ψ dz12ε a[? F]]1/3=[2 103 cos214176。 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。故載荷系數(shù) K=KAKVKHβ=1 =. 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 d1=dif(K/KT)1/3= ()1/3= 計(jì)算模數(shù) mn=d1cos2β /z1= cos14176。KHA=KFA=。 根據(jù) v=,8 級(jí) 精度 。=。 /24mm= 齒高 h= nt= = b/h=。 b=φ dd1t=1 = m nt =d1tcos14176。 V= dn/60000= 因?yàn)椋郑迹?m/s，故取８級(jí)精度合適。 （ 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=。 4）選小齒輪齒數(shù) Z1=24，則大齒輪齒數(shù) Z2=i2Z1= 24=,取 Z2=比 U=51/24=。 3）材料選擇。 齒輪 傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 （ 1） 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 1） 按圖所示的傳動(dòng)方案，選 斜 齒圓柱齒輪傳動(dòng)。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)）。從GB/T100891988 圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇 8 級(jí)精度，側(cè)隙種類為 f,標(biāo)注為8fGB/T100891988。t0為油的工作溫度，取 65度； ta為周圍空氣溫度，取 20 度。 （ 8） 熱平衡校核，初步估計(jì)散熱面積 A 瀘州職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)論文 參考文獻(xiàn) 11 估算箱體的散熱面積： S=1000P(1η )/ad(t0ta)=1000 ()/15 (6520)= 其中， P 為蝸桿傳遞功率，η為蝸桿傳遞效率， ad 為箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，取15W/(m2=160 ( 637622/1603)189。 蝸桿速度 v=π d1n/60 1000=π 63 960/60 1000=（ 7） 校核蝸桿的齒面接觸強(qiáng)度 對(duì)于青銅或鑄鐵蝸輪與銅蝸桿 配對(duì)時(shí)材料彈性系數(shù) Ze=160MP2 接觸系數(shù) Z′ ρ = 載荷系數(shù) K=（載荷平穩(wěn)） 蝸輪實(shí)際轉(zhuǎn)矩 T2=637622N 。 Vs=π d1n1/60 1000cosγ =π 63 960/60 176。；ψ γ =arctanfv。 （ 6）驗(yàn)算效率η η =（ ~） tanγ /tan(γ +ψ γ ) 已知γ =11176。 /140176。 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）蝸桿與蝸輪的主要設(shè)計(jì)參數(shù)于幾何尺寸 1）蝸桿 軸向齒距 Pa=π m= = 直徑系數(shù) q=d1/m=63/=10 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha* m=63+2 1 = 齒根圓直徑 df1=d12m(ha*+c*)=632 (1+)= 分度圓導(dǎo)程角γ =11176。 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 mm 2）確 定載荷系數(shù) K 取載荷分布不均系數(shù) Kβ =1；《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 115選取使用系數(shù) KΑ =1。 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= m= 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=nm/nw,其中 nm為電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速。 論文的主要內(nèi)容 本論文的主要內(nèi)容是如何設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)（蝸桿）