【正文】 r=11252550=根據(jù)表135，故此時FaFre。16mm15mm30mm70mm20mm軸承外徑D軸承座高h(yuǎn)軸承孔深度l1軸承總高h(yuǎn)1軸承總長L36mm9mm40mm40mm自行考慮每個深溝球軸承的軸向載荷Fa=45004=1125N，徑向載荷Fr=7650N3=2550N，軸承轉(zhuǎn)速n=450r/min，運(yùn)轉(zhuǎn)時有輕微振動，預(yù)期計算壽命Lh39。最后綜合考慮，選取如下的軸承型式。實際上，在軸發(fā)生彎曲或不同心等引起的一系列誤差及振動的影響下，軸承邊緣可能產(chǎn)生相當(dāng)高的壓力，因而局部區(qū)域的pv值還會超過許用值。(單位為MPa)p=FaA=Fazπ4d22d12≤p查表125，許用壓力p=8MPa，pv的許用值pv=?m/s，代入上式得p=FaA=≤p。軸承所受軸向載荷Fa=4500N，軸頸轉(zhuǎn)速n=450r/min，軸環(huán)直徑d2=24mm，軸承孔直徑d1=16mm，軸環(huán)數(shù)目z=3。中間大齒輪兩側(cè)的軸承主要承擔(dān)徑向載荷，也可同時承受小的軸向載荷，所以設(shè)計為深溝球軸承。因計算的大、小齒輪均滿足條件，可以將大、小齒輪做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪，如下圖所示：圖62 實心結(jié)構(gòu)的齒輪齒輪傳動的潤滑方式，將大齒輪的輪齒侵入油池中進(jìn)行侵油潤滑，輪齒侵入深度不宜超過一個齒高，但也不小于10mm，~。對于圓柱齒輪，齒根圓到鍵槽底部的距離e2mt(mt為端面模數(shù))；應(yīng)將齒輪和軸做成一體，但計算的大、小齒輪均不滿足條件，所以齒輪和軸分開制造。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。小齒輪YFa1YSa1σF1==大齒輪YFa2YSa2σF2==取上面兩個數(shù)的較大值。由表105查得YSa1=，YSa2=。由表105查得YFa1=；YFa2=。由式105得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為m≥32KT1?dz12YFaYSaσF確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值，由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE2=380MPa，由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=，KFN2=，計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式1012得σF1=KFN1σFE1S==σF2=KFN2σFE2S==計算載荷系數(shù)K。d1t≥1041?=圓周速度v=πd1tn1601000=π650601000m/s=；齒寬b=?d?d1t=1=；齒寬與齒高之比bh，模數(shù)mt=d1tz1==，齒高h(yuǎn)===，bh==；計算載荷系數(shù)，根據(jù)v=，7級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=；直齒輪，KHα=KFα=1；由表102查得使用系數(shù)KA=1；由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，齒向載荷分布系數(shù)KHβ=。計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。查表106得材料的彈性影響系數(shù)ZE=。mm。由公式(109a)進(jìn)行試算，即d1t≥?u177。材料選擇，由表101選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。傳動方案如下：圖61 齒輪傳動簡圖、精度等級、材料及齒數(shù)按所給的傳動方案，選用支直齒圓柱齒輪。，螺桿的驅(qū)動功率P=2P1=，螺桿轉(zhuǎn)速n2=450r/min，螺桿驅(qū)動扭矩T=螺母螺紋牙的強(qiáng)度計算，剪切強(qiáng)度條件τ=FπDbu≤τ螺紋牙危險截面的彎曲強(qiáng)度條件σ=6FlπDb2u≤σ螺紋牙根部的厚度b==，彎曲力臂l=DD22=，u=，查機(jī)械設(shè)計表513，許用切應(yīng)力τ=30MPa，許用彎曲應(yīng)力σb=40MPa，代入上式得τ=2MPa≤τ，σ=≤σb。臨界轉(zhuǎn)速nc=106μ12d1lc2，系數(shù)μ1=，lc=，代入上式nc=20237r/min，因此轉(zhuǎn)速n=450r/min≤=16190r/min。查表513得螺桿σ=σs4=785MPa4=196MPa，將T值代入(1) 式得σca=≤[σ]，所以螺桿的強(qiáng)度符合要求。螺桿的轉(zhuǎn)速為n=60vP=。所以驅(qū)動扭矩T=Mt1+Mt2+Mt3=++=螺旋傳動徑向軸承摩擦力矩Mt3=(f1F+f2+f37650N3)d2，查機(jī)械設(shè)計手冊得滾動軸承(深溝球軸承)受軸向載荷摩擦因數(shù)f1=，徑向載荷摩擦因數(shù) f2=，滑動軸承半液體摩擦因數(shù)f3=，代入上式得Mt3=螺旋傳動軸向支撐面摩擦力矩Mt2=13fsFD03d03D02d02，軸向支撐面間摩擦因數(shù)fs=，支撐環(huán)面的外徑及內(nèi)徑D0=24mm,d0=15mm，代入上式得Mt2=螺紋線升角λ=sin1Pπd2=，代入上式Mt1=查機(jī)械設(shè)計手冊，按國家標(biāo)準(zhǔn)選取公稱直徑d和螺距P，數(shù)據(jù)如下：螺距P8mm螺紋中徑d2(D2)20mm公稱直徑d24mm外螺紋小徑d115mm內(nèi)螺紋大徑D25mm內(nèi)螺紋小徑D116mm螺母高度H=Φd2=20=50mm，螺紋工作圈數(shù)u=HP=508=≤10，螺紋工作高度h==4mm，工作壓強(qiáng)校核p=Fπd2hu=4907π=≤p。因為螺桿左右對稱，以下計算均以一半螺桿為研究對象。滑動螺旋采用梯形螺紋類型，螺桿的材料選取40Cr號鋼，有較高的耐磨性，用于精度較高的傳動，查機(jī)械設(shè)計手冊屈服點(diǎn)σs=785MPa，抗拉強(qiáng)度σb=980MPa。兩端為滑動軸承支撐，中間為滾動軸承支撐。 連接桿的受力簡圖六、傳動件的計算與校核螺旋傳動設(shè)計為滑動螺旋，屬于傳導(dǎo)螺旋，以傳遞運(yùn)動為主，也承受較大的軸向載荷。桿剛度的校核，右端點(diǎn)的轉(zhuǎn)角θ=Fnl22EI=76503206109πd464=176。取桿直徑d=22mm。m。為了提高鏟斗的整體剛度，可在左右鏟板和中間鏟板之間用圓柱副連接，即中間鏟板上開有圓柱孔，而左右鏟板焊接有圓柱桿，桿與孔為滑動副。顯然，鏟板的轉(zhuǎn)角和撓度都較大，可以采取在中間鏟板的中間位置焊接加強(qiáng)筋肋板來降低轉(zhuǎn)角和位移，經(jīng)計算證明，撓度會降低到5mm以內(nèi)，比較符合要求。鏟板的剛度校核，端點(diǎn)的轉(zhuǎn)角θ=Fl22EI+ql36EI，代入F、q、l=、E=206GPa、I=bh312=107m4，得θ=102rad=176。m16h2≤[σ]，查機(jī)械設(shè)計手冊合金鋼Q345的屈服極限σs=345MPa，抗拉強(qiáng)度σb=470~630MPa，σ=σsns==314MPa，代上式得h≥，取板厚h=18mm。m。=Fb=，計算簡圖和鏟板受力圖如下所示： 中間鏟板剖面受力簡圖由受力圖可知，鏟板的最大剪力FS,max=4500+10800=15300N，最大彎矩Mmax=4090247。鏟斗挖掘力依據(jù)力矩平衡原理由下式計算:Fb=FcHNQPQVMN式中: Fb為鏟斗理論挖掘力，F(xiàn)c為鏟斗缸推力，HN, MN, QP, QV為力臂。另外，該馬達(dá)采用圓錐滾子軸承支撐設(shè)計，具有較大的徑向承載能力，使得馬達(dá)可直接驅(qū)動工作機(jī)構(gòu)，所以該馬達(dá)可以直接和齒輪連接。m系統(tǒng)流量20L/min輸出功率質(zhì)量液壓馬達(dá)的功率確定以后，其輸出扭矩和輸出轉(zhuǎn)速的乘積便是功率值，即P=T查閱相關(guān)信息資料，可采用丹麥丹佛斯（SAUER DANFOSS）OMM系列微型擺線液壓馬達(dá)OMM32 151G0003型號，具體參數(shù)如下：丹佛斯OMM32技術(shù)參數(shù)馬達(dá)排量額定輸出扭矩36N螺旋機(jī)構(gòu)采用的是滑動螺旋，傳動效率低，一般為30％~40％，閉式齒輪的傳動效率（單級）~，此外還有軸承摩擦的功率損失，則液壓馬達(dá)的基本功率是P39。假設(shè)左右鏟板在5s內(nèi)伸到最長，鏟板的速度ν=300mm5s=，由功率計算公式P=F由于每個移動鏟板的摩擦阻力為Ff=407N，并且當(dāng)左右鏟板的側(cè)面刮起車廂角落的煤時要承受一定的阻力Ff1，假定阻力為滿載重量的一半，即Ff1=G當(dāng)