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商 丘 工學(xué)院 2015-JXLW 專業(yè)代碼-編號 本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 一種公路用電動欄桿的設(shè)計 學(xué) 院 小三號黑體居中（下同） 專 業(yè) 學(xué) 號 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 提交日期 年 月 日 III 誠　信　承 諾 書 本人鄭重承諾和聲明: 我承諾在畢業(yè)論文撰寫過程中遵守學(xué)校有關(guān)規(guī)定,恪守學(xué)術(shù)規(guī)范,此畢業(yè)論文(設(shè)計)中均系本人在指導(dǎo)教師指導(dǎo)下獨立完成,沒有剽竊、抄襲他人的學(xué)術(shù)觀點、思想和成果,沒有篡改研究數(shù)據(jù),凡涉及其他作者的觀點和材料,均作了注釋,如有違規(guī)行為發(fā)生,我愿承擔(dān)一切責(zé)任,接受學(xué)校的處理,并承擔(dān)相應(yīng)的法律責(zé)任。 畢業(yè)論文（設(shè)計）作者簽名：　　　　　　　 　　　　　年　　　月　　　日　 摘 要 本次設(shè)計是對一種公路用電動欄桿的設(shè)計。為了提高了機器的自動化，以電動高速公路欄桿1，從實際需要出發(fā)，工人的舊動態(tài)強度，以減少主體，包含在這里實現(xiàn)：工廠設(shè)計 - 設(shè)計。解決分析和技術(shù)的問題，以創(chuàng)造一個一定條件下，畢業(yè)基本功訓(xùn)練一般設(shè)計工作，以改善，以提供一個機械設(shè)計的能力。 本論文研究內(nèi)容： 1. 高速公路電動欄桿整體結(jié)構(gòu)設(shè)計。 2. 公路電動欄桿工作性能分析。 3. 驅(qū)動機構(gòu)的選擇。 4.公路電動欄桿的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行單元設(shè)計。 5.對設(shè)計零件進行設(shè)計計算分析和校核。 6.繪制總裝配圖及重要部件裝配圖和設(shè)計主要零件圖。 關(guān)鍵詞：一種公路用電動欄桿， 聯(lián)軸器，減速器 Abstract This design is the road to one with electric fence design. In order to improve machinery automation, reduce workers' old dynamic strength, the subject from the actual needs, to one with an electric highway railing studied design, implementation here include: plant design design. The graduation of the basic skills of design work training to improve the analysis and the ability to solve technical problems and provide general mechanical design to create a certain condition. Contents of this paper: 1. A highway design with electric fence overall structure. Analysis 2. A road with electric fence performance. 3. Select the drive mechanism. 4. A highway driveline electric fence, the execution unit design. 5. Calculation of design parts design analysis and verification. 6. to draw the whole assembly drawings and assembly drawings and important parts of the design part of the part drawing. Keywords: one road with electric fence, coupling, reducer 目 錄 第1章 緒論 1 1.1 選題背景與意義 1 1.2 電動欄桿的使用現(xiàn)狀及發(fā)展前景 1 1.3 主要內(nèi)容 2 1.4 擬解決的主要問題 3 第2章　一種公路用電動欄桿結(jié)構(gòu)方案設(shè)計 4 第3章 公路用電動欄桿傳動裝置設(shè)計 6 3.1 電動機類型的選擇 6 3.2 電動機功率選擇 6 3.3 確定電動機轉(zhuǎn)速 6 3.4 總傳動比 8 第4章　動力學(xué)參數(shù)計算 9 4.1 蝸桿蝸輪的轉(zhuǎn)速 9 4.2 功率 9 4.3 轉(zhuǎn)矩 9 第5章　傳動零件的設(shè)計計算 10 5.1 蝸桿與蝸輪的設(shè)計計算 10 5.1.1 選擇蝸桿傳動類型 10 5.1.2 選擇材料 10 5.1.3 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 10 5.1.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 11 5.1.5 校核齒根彎曲疲勞強度 12 5.1.6 驗算效率 13 5.1.7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 13 5.1.8 熱平衡核算 13 5.2 同步帶的概述及計算 13 5.2.1 同步帶介紹 13 5.2.2 同步帶的特點 14 5.2.3 同步帶傳動的主要失效形式 15 5.2.4 同步帶傳動的設(shè)計準(zhǔn)則 17 5.2.5 同步帶分類 17 5.3 同步帶傳動計算 17 5.3.1 同步帶計算選型 17 5.3.2 同步帶的設(shè)計 21 5.4 切割主軸的設(shè)計 22 5.4.1 確定切割主軸最小直徑 22 5.4.2 算出軸上的載荷 23 5.4.3 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度 24 5.4.4 精確校核軸的疲勞強度 24 第6章　軸的設(shè)計計算 29 6.1 連軸器的設(shè)計計算 29 6.2 輸入軸的設(shè)計計算 29 6.3　輸出軸的設(shè)計計算 32 第7章 滾動軸承的選擇及校核計算 36 7.1 計算輸入軸軸承 36 7.2 計算輸出軸軸承 37 第8章 鍵及聯(lián)軸器連接的選擇及校核計算 40 8.1 連軸器與電機連接采用平鍵連接 40 8.2 輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 40 8.3 輸出軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接 40 8.4 輸出軸與渦輪連接用平鍵連接 40 第9章　減速器結(jié)構(gòu)與潤滑的概要說明 41 9.1 箱體的結(jié)構(gòu)形式和材料 41 9.2 鑄鐵箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸和關(guān)系 41 9.3 齒輪的潤滑 42 9.4 滾動軸承的潤滑 42 9.5 密封 42 9.6 注意事項 42 第10章　電路部分設(shè)計（單片機） 43 10.1 簡介 43 10.2 系統(tǒng)工作原理 43 10.3 控制電機的軟件設(shè)計 45 10.4 本章小結(jié) 46 結(jié)論 47 致 謝 48 參考文獻 49 第1章 緒論 第1章 緒論 1.1 選題背景與意義 汽車數(shù)量是由于整體經(jīng)濟的發(fā)展，隨著交通基礎(chǔ)設(shè)施的組成部分，在一個合理的解決方案，以停車場設(shè)計和城市運輸，以及負責(zé)全市，安全性，同時加強的需要的重要組成部分的正常運作，汽車數(shù)量作為交通基礎(chǔ)設(shè)施的一部分，停車場，由于的增加會對整體經(jīng)濟發(fā)展的房子。發(fā)展和社會文明和人與技術(shù)，以確認它是安全的進步，切斷住宅物業(yè)的居民，工作人員停車場門系統(tǒng)，更安全，更高效的傳統(tǒng)楚Kurumajo它不能滿足管理。然后，通過驅(qū)動電動機旋轉(zhuǎn)的控制，并且，在垂直和水平擺動欄桿系統(tǒng)中，為了減速電機到扶手周期的旋轉(zhuǎn)取決于系統(tǒng)和機制。公路電動欄桿將工作。公路電動欄桿，自鎖，反饋，環(huán)保等特點，你一定有很多的接口與外圍設(shè)備。近年來，經(jīng)濟得到了迅速發(fā)展，中國的城市化水平，汽車的數(shù)量有所增加，以改善提高人民的生活水平，我們增加發(fā)展的步伐。截至2003年底，中國的個人汽車的所有權(quán)是12427672。這些中，增加了1462441 4890387,2002，比一個個人車的增加42.7％。 1.2 電動欄桿的使用現(xiàn)狀及發(fā)展前景 公路電動欄桿，有效的方式，以解決停車難題大城市。在這種情況較大的城市，更廣泛的使用在亞洲機械式停車設(shè)施，大部分亞洲地區(qū)，日本，韓國，在為了顯示停車市場，而中國的其他本期統(tǒng)計的土地資源的限制，特別是在城市，以顯示亞洲的位置。 公路電動欄桿技術(shù)在亞洲，電動欄桿機，從20世紀(jì)60年代開發(fā)，生產(chǎn)，銷售，開始從事服務(wù)，它已成為日本40年歷史的發(fā)源地。日本目前，該公司已生產(chǎn)了約200家公司，約100臺或多臺電動欄桿，而新的大公司，你IHI，一直從事日精，機械設(shè)備車庫的發(fā)展具有三菱重工業(yè)我創(chuàng)造了你。這一年，日本工作機械的停車場，90多10萬人。目前日本3000000，發(fā)送主起重機和電動欄桿被放置在使用機械式停車的頂部。日本，多級升降垂直升降，旋轉(zhuǎn)，垂直循環(huán)類，其他產(chǎn)品層次，以方便等優(yōu)點解除。該技術(shù)的機械和電氣圍欄是日本技術(shù)的韓國協(xié)會的衍生物。自20世紀(jì)80年代開始到70年代中期，在同行業(yè)中，生產(chǎn)的本地化和消化后的20世紀(jì)90年代，它是在使用階段開始推出已經(jīng)開始進入日本的技術(shù)。它是韓國的，因為它已被添加到生長速率的約30％，以獲得政府，近年來，這些階段，各種機械和電子圍欄廣泛的開發(fā)和利用的，是非常重要的。目前，韓國是公路電動欄桿行業(yè)已經(jīng)進入穩(wěn)定發(fā)展的階段。。 我們的入口收費公路，同樣的事情，同樣的門自動增加可以在大量化合物的電動欄桿秋季可以看出。如果沒有他們，為了方便收費站的顯著的工作人員，本發(fā)明的電動欄桿，車輛控制的崩潰，比如自由地提升它，手冊只阻礙你面前后，需要的是你，這是可以控制的電動欄桿，你需要時間和稅收開關(guān)的浪費。如果可以防止自動升降臂扶手欄桿汽車炸彈爆炸事件，車輛感應(yīng)線圈面積：中國的快速城市化，通過增加基礎(chǔ)設(shè)施和住房建設(shè)，停車扶手的數(shù)量，需算出增加，它提供了具有15°或小于水平起重臂角度的范圍的電動欄桿以匹配車禍。 需要：自動泊車極了，因為你正在使用頻繁，影響你的生活，你會被不同程度受損。碰撞索賠，則需要你處理很多很多?？傊＼噲龅娜肟?，不僅可以具有公路電動欄桿，公寓門公路電動欄桿，停車場是不適合門的各種細胞。其中，為了提高它，為了改善自己的生活，為了實現(xiàn)長期影響我們，您將需要處理，你正在成長的問題。 視角： 此前，歐洲，德國，意大利和電網(wǎng)的開發(fā)和生產(chǎn)英寸的好公司的其他歐洲國家：意大利我Sotefin，國際米蘭，巴黎，德國等。比較豐富，在歐洲的土地資源，性能不應(yīng)用公路電動欄桿的數(shù)量很多，如果不是在停車場的問題，是非常明顯的。此外，訪問被轉(zhuǎn)移到堆疊產(chǎn)品的提升，對于大多數(shù)多個產(chǎn)品的應(yīng)用的非常好。德國，意大利等作為胡同，歐洲國家的主要產(chǎn)品的優(yōu)勢。中國是在20世紀(jì)80年代發(fā)展初期，就開始使用機器公路電動欄桿。在20世紀(jì)80年代初期，尤其是房子的車子后，逐漸自20世紀(jì)90年代，為擴大汽車行業(yè)，建筑行業(yè)的電動欄桿的應(yīng)用，引進制造業(yè)，發(fā)展，形成新的電動欄桿行業(yè)馬蘇使用公路電動欄桿產(chǎn)業(yè)是發(fā)展的初級階段的組合，生產(chǎn)目前接待50多個制造商的公司，它已經(jīng)參與了一系列的約100。 目前，國內(nèi)電動?xùn)艡诘难芯浚越?jīng)營中的技術(shù)機構(gòu)和一些高校越來越重視的投資，它已經(jīng)成為了電動欄桿的各個方面。這樣的結(jié)構(gòu)設(shè)計，控制系統(tǒng)，準(zhǔn)入政策，可靠性分析，研究和生產(chǎn)技術(shù)，我們不得不在結(jié)果范圍內(nèi)已經(jīng)提供了。與此同時，加強技術(shù)開發(fā)和標(biāo)準(zhǔn)化，規(guī)劃指導(dǎo)，在其相對也增加了進一步發(fā)展和停車法規(guī)和行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)的狀態(tài)，我們已經(jīng)制定了一些行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)和行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)的電動?xùn)艡凇Ｔ诹硪环矫?，它發(fā)出中央政府和地方政府，法律，一系列的停車管理方案的開發(fā)和管理。自2004年以來，而不是總局和公路電動欄桿質(zhì)量監(jiān)督檢驗檢疫總局的行業(yè)，2005年3月31日，拿到審核公司的牌照，從事收購公司是生產(chǎn)電動欄桿的生產(chǎn)許可證工作的以建立不應(yīng)該。 從1980年代末，中國的停車產(chǎn)業(yè)，在城市地區(qū)，經(jīng)過10多年的發(fā)展，在發(fā)展的初期階段，只有建筑的車庫開始，全市的機器，有的認為車庫現(xiàn)在，某些它已形成規(guī)模仍是空白。首先，中小型企業(yè)是具有一定規(guī)模，大部分公司的其他公路電動欄桿，發(fā)展不平衡，信息技術(shù)的弱形式，在缺乏自我發(fā)展的，還是少約20個大型，中型骨干企業(yè)它被示出。停車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，還是有一些問題的能力依靠引進國外技術(shù)圖紙。二，產(chǎn)品質(zhì)量，可靠性，提高了安全性，耐用性大的問題的范圍，以確保產(chǎn)品質(zhì)量，擁有一支技術(shù)水平，是困難的。三，市場開始在停車產(chǎn)業(yè)發(fā)展，競爭是目前整體產(chǎn)能過剩，價格低廉，是一種野蠻，部分產(chǎn)品，行業(yè)平均成本低。 1.3 主要內(nèi)容 在本設(shè)計中，包括機械原理，一流的機械設(shè)計機械工程，機械，機械工程材料，趨勢，是當(dāng)前文學(xué)應(yīng)用，可以在國內(nèi)和海外的號碼，第二，這個信息這是合理的使用，它是可能發(fā)展初步設(shè)計過程的結(jié)構(gòu)分析和設(shè)計。最終，供電，設(shè)計，計算和運動控制的選擇，確保如果在設(shè)計過程中必要的扶手材料等方面的考慮，我們，你能得到一些相關(guān)文獻你可以指導(dǎo)和幫助。。 1.4 擬解決的主要問題 前段時間做準(zhǔn)備了大量的文獻，以了解公路電動欄桿，CAD，以了解這種您精心結(jié)構(gòu)的初始，被吸引到手動的機器的一部分喜歡的書，以及相關(guān)的文件和參考文獻，和必要的，以便能夠選擇一些工具將需要的植物，如研究，最后，在上述條件下，它項目已會見了條件，但是必要的工作。 47 第2章　一種公路用電動欄桿結(jié)構(gòu)方案設(shè)計 　本實用新型公開了一種電動升降欄桿,它由機架、旋轉(zhuǎn)欄桿、電動機和減速箱組成,它解決了路口欄桿需人工搬動升降的問題：適用于公路、道口、車站!碼頭、停車場等需要控制機動車輛通行的場合,可實現(xiàn)遠距離控制升降。 圖2.1　方案簡圖 電動欄桿原理： 一種電動升降欄桿,其特征是:在立式機殼5.的底部裝有電機1.,電機的轉(zhuǎn)動軸與設(shè)置在機殼中部的減速箱2.的轉(zhuǎn)動軸用傳動帶相連接,減速箱的輸出軸與設(shè)置在機殼上部的可轉(zhuǎn)動欄桿3.的轉(zhuǎn)動軸用傳動帶相連接,在機殼的上部還設(shè)有手柄4.,在機殼的下部還設(shè)有地腳螺檢孔6.,在電機上還接有控制開關(guān)(7)。 本實用新型涉及一種電動升降欄桿。 我們過馬路，火車站，在碼頭，停車場，人往往是必要的，以便旋轉(zhuǎn)升降使用3用切桿扶手的車輛懸掛的扶手，這個缺點扶手，升降慢，易是有效的勞動力密集型的事故，是低的。實用新型的目的是用于驅(qū)動電動升降扶手提供動力，它不僅能降低工人的勞動強度，也就是旨在實現(xiàn)實用新型遙控器如下設(shè)計一個垂直殼體可以實現(xiàn)，上部殼體，使可旋轉(zhuǎn)扶手轉(zhuǎn)動導(dǎo)軌設(shè)置，所述電動機安裝在殼體的底部，在所述殼體，減速的中心作為扶手驅(qū)動減速機構(gòu)，包括一個機構(gòu)，與皮帶的減速機構(gòu)的馬達的輸入軸旋轉(zhuǎn)軸線被連接，可以在水平狀態(tài)旋轉(zhuǎn)時，帶軸減速機構(gòu)的輸出軸，被連接到控制開關(guān)，用于控制電機的反向旋轉(zhuǎn)，這是棒狀切再次旋轉(zhuǎn)時，走在綠色狀態(tài)到垂直狀態(tài)。 在本實用新型可互動參與扶手抬起輕松互動，還可以遠程控制，電梯扶手，更方便，因為它更安全，互動，與3名工作人員。 下面用附圖進一步說明本實用新型： 整個產(chǎn)品用金屬材料制成,在機殼5.的下部裝有電機1.,電機的轉(zhuǎn)動軸用傳動帶與設(shè)置在機殼中部的減速箱2.的輸入轉(zhuǎn)動軸相連接,而減速箱的輸出轉(zhuǎn)動軸用傳動帶與設(shè)置在機殼上部的可轉(zhuǎn)動欄桿3.的轉(zhuǎn)動軸相連接,欄桿可轉(zhuǎn)動至水平狀態(tài)和垂直狀態(tài)一;另外在機殼的底部還設(shè)有地腳螺栓孔6.,用于安裝和固定"遠距離控制開關(guān)(7)可根據(jù)距離要算出設(shè)置控制開關(guān)可控制電機的正反轉(zhuǎn),以實現(xiàn)攔桿的升降功能,為保證在停電時也能操作,在機殼的側(cè)面還設(shè)有手搖桿4.。 圖2-2　實用新型電動欄桿 第3章 公路上電動欄桿傳動裝置設(shè)計 第3章 公路用電動欄桿傳動裝置設(shè)計 3.1 電動機類型的選擇 按工作要算出和條件，選擇全封閉自散冷式籠型三相異步電動機，電壓380Ｖ，型號選擇Y系列三相異步電動機。 3.2 電動機功率選擇 1.電動機輸出功率： 電動機所需工作功率按設(shè)計指導(dǎo)書式1.為 由設(shè)計指導(dǎo)書公式子（2） 因此 估算由電動機至運輸帶的傳動的總效率為 ---聯(lián)軸器的傳動效率根據(jù)設(shè)計指導(dǎo)書參考表1初選 ---蝸桿傳動的傳動效率 ---軸承的傳動效率出選 ---卷筒的傳動效率出選 工作機所需的功率： 3.3 確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速 從相關(guān)引用書本里獲取每個級別的齒輪傳動比如下：; 理論總傳動比：; 電動機的轉(zhuǎn)速的范圍： 因為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為：找到相關(guān)引用專業(yè)書本表格可以了解到,,。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由設(shè)計手冊查出的電動機型號，因此有以下三種傳動比選擇方案，如下表： 表3-1　三種傳動比選擇方案 方案 電動機型號 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 電動機質(zhì)量 傳動裝置傳動比 1 Y-132S-4 5.5 1500 1440 68 52.78 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 84 35.19 3 Y160M2-8 5.5 750 720 119 26.39 Y系列電機，同步速度通常為2合適的電機模型，來識別的技術(shù)參數(shù)的比較，而無需使用比用表的計算能力，或者不特別需要一1000rpm的少750rpm震馬達它已被用作電機表1的1500rpm的： 根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)系列的蝸輪比的容量和速度，以及考慮，選擇通過手動設(shè)計分離電機模型電動機1440的速度，有比傳輸選項少一個類型，如下表： 表3-2　傳動比方案一 方案 電動機型號 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 電動機質(zhì)量 傳動裝置傳動比 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 68 52.78 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比，可以了解到方案1比較適合。因此選定電動機型號為Y132S-4,所選電動機的額定功率P = 5.5kw，滿載轉(zhuǎn)速n= 1440r/min 。 圖3-1　Y132S電機結(jié)構(gòu)圖 機型 H A B C D E F×GD G Y132S 132 216 178 89 38 80 10×8 33 K b h AA BB HA 12 280 210 135 315 60 238 18 515 表3-3　電動機尺寸表 3.4 總傳動比 計算總傳動比和各級傳動比的分配 1.計算總傳動比： 2.各級傳動比的分配： 由于為蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。 從上表選擇并設(shè)出蝸桿頭數(shù)Z1=1,那么Z2則在29-82之間取值。 第4章　動力學(xué)參數(shù)計算 4.1 蝸桿蝸輪的轉(zhuǎn)速 ---蝸桿的轉(zhuǎn)速，它和電機相連，所以它的轉(zhuǎn)速相當(dāng)于電動機的轉(zhuǎn)速。 ---蝸輪的轉(zhuǎn)速，它和工作機聯(lián)在一起，它的轉(zhuǎn)速相當(dāng)于工作主軸的轉(zhuǎn)速。 4.2 功率 ---蝸桿軸的功率 = *=4.79×0.99=4.74kW 蝸輪軸功率： = **=4.74×0.99×0.8=3.64kW 卷筒軸功率： = **=3.64×0.99×0.96=3.46kW 4.3 轉(zhuǎn)矩 電動機軸：T=9550=9550×4.79／1440≈31.76Nm 蝸桿軸：= Nm 蝸輪軸：=Nm 卷筒軸：=Nm 表4-1 各軸動力參數(shù)表 軸名 功率P/kw 轉(zhuǎn)矩T/(N?m) 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 效率 傳動比i 電動機軸 4.79 31.76 1440 0.99 1 蝸桿軸 4.74 31.43 1440 0.8 52.78 蝸輪軸 3.64 1274.26 27.28 0.96 1 第5章 傳動零件的設(shè)計計算 第5章　傳動零件的設(shè)計計算 5.1 蝸桿與蝸輪的設(shè)計計算 5.1.1 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085—1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。 5.1.2 選擇材料 這些期望高效率，因為優(yōu)異的耐磨性，加強蟲，45?55HRC硬度的齒面的要算出，因為這種蠕蟲采用45鋼，考慮到小蟲子的驅(qū)動力然后，速度適中。鑄造磷青銅ZCuSn10P1，鑄造的溫暖。貴金屬，僅青銅和環(huán)的，為了節(jié)省灰鑄鐵HT100輪制造的核心。 5.1.3 按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則,先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計,再校核齒根彎曲疲勞強度。從相關(guān)教科書式子(11—12),傳動中心距： 1.設(shè)出作用在蝸桿上的轉(zhuǎn)矩=1274.26 Nm 2.設(shè)出載荷系數(shù)K 因工作載荷有輕微沖擊,從相關(guān)教科書找到并設(shè)得載荷分布不均系數(shù)=1;從相關(guān)教科書找到并設(shè)得使用系數(shù)由于轉(zhuǎn)速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù);則從相關(guān)教科書P252： 3.設(shè)出彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。 4.設(shè)出接觸系數(shù) 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教科書找到3圖11—18中能夠輕松找到并設(shè)出=2.9。 5.設(shè)出許用接觸應(yīng)力 因蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從相關(guān)教科書找到并設(shè)得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268。從相關(guān)教科書【1】P254應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60=60127.28（2810365）=9.56 其中,(---蝸輪轉(zhuǎn)速) j---蝸輪每轉(zhuǎn)一周每個輪齒嚙合的次數(shù)，j=1 兩班制，每班按照8小時計算，壽命10年。 壽命系數(shù) 則 6.計算中心距 7.取中心距a=200mm,因i=52,因此從相關(guān)教科書1找到表格取模數(shù)m=6.3mm, 蝸輪分度圓直徑=63mm這時=0.315，從以上教科書找到第11章第18個圖中能夠輕松找到并設(shè)出接觸系數(shù)=2.9因為=,因此以上計算結(jié)果可用。 5.1.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1. 蝸桿 軸向尺距mm;直徑系數(shù); 齒頂圓直徑; 齒根圓直徑; 蝸桿齒寬B1>=(9.5+0.09)m+25=112mm 蝸桿軸向齒厚mm；分度圓導(dǎo)程角; 2.蝸輪 蝸輪齒數(shù)53; 變位系數(shù)mm; 演算傳動比mm,這時傳動誤差比為, 是允許的。 蝸輪分度圓直徑mm 蝸輪喉圓直徑=346.5mm 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。從相關(guān)引用書本1找到P270圖蝸輪采用齒圈式，青銅輪緣與鑄造鐵心采用H7/s6配合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選6個。 5.1.5 校核齒根彎曲疲勞強度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)，教科書找到第11章第19個圖中能夠輕松找到并設(shè)出齒形系數(shù)： 螺旋角系數(shù) 從教科書找到知許用彎曲應(yīng)力 從教科書(1)找到第11章第8個表并設(shè)出由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力=56 從相關(guān)教科書P255壽命系數(shù) <56Mpa可見彎曲強度是滿足的。 5.1.6 驗算效率 已知=;;與相對滑動速度有關(guān)。 從教科書(1)找到第11章第18個表并設(shè)出中用插值法找到并設(shè)得=0.0264, 把數(shù)據(jù)代到式子里算出=0.884,大于原估計值,因此不用重算。 5.1.7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 屬于一般機械的減速，考慮到蝸桿驅(qū)動動力傳輸系統(tǒng)的設(shè)計中，從GB / T10089-19887精度，圓柱蝸桿和蝸輪的精度，則間隙型，按GB / T10089-19888f這是一個標(biāo)志F.并且，作為參考，找到齒厚公差=71μm，厚度公差=蝸輪，表面和蝸桿齒1.6μm的體頂部的圓形表面粗糙度的齒的130μm，和蝸輪的齒面頂部是為1.6μm和3.2μm的表面粗糙度的圓形。 5.1.8 熱平衡核算 初步估計散熱面積： 設(shè)(周圍空氣的溫度)為。 5.2 同步帶的概述及計算 5.2.1 同步帶介紹 同步帶是的皮帶傳動，鏈傳動和齒輪傳動的優(yōu)點相結(jié)合開發(fā)了一種新的塑料帶。它由一個工作表面和齒輪嚙合的帶在鑄驅(qū)動齒形食道，這是高拉伸強度，低伸長率纖維材料或金屬材料的強層，使得在傳輸過程中的頻帶，一天的長度保持不變，皮帶和皮帶輪傳動的過程之間幻燈片，離開大殿，從動車輪打滑是一步驅(qū)動器之間沒有什么區(qū)別。 皮帶傳動（見圖5-1），功率軸的準(zhǔn)確率小，結(jié)構(gòu)緊湊，耐油，耐磨，良好的抗老化性能，整體溫度-20℃-80℃，V<165/ S，P <300千瓦，I <10，用于同步傳輸?shù)囊愠?，也可以為低齒輪。 圖5-1 同步帶傳動 通過環(huán)形皮帶齒間距帶的內(nèi)周面上的帶驅(qū)動器，并與相應(yīng)的輪子形成。它結(jié)合了皮帶傳動，鏈傳動和??齒輪驅(qū)動自己的優(yōu)勢。旋轉(zhuǎn)和肺泡齒輪嚙合，以提供電力。皮帶傳動具有準(zhǔn)確的傳動比，牽引比不變，傳動平穩(wěn)，吸收振動，噪聲，傳動比范圍大，一般可達01:10。允許高達50M / S，從幾瓦的功率傳輸?shù)綆装偾呔€速度。傳動效率高，一般可達98％以上，體積小巧，適合多軸傳動，不需潤滑，無污染，因此可以允許工作沒有污染和惡劣的工作環(huán)境，更多的地方低。該產(chǎn)品廣泛應(yīng)用于各種紡織，機床，煙草，通訊電纜，輕工，化工，冶金，儀器儀表，食品，礦山，石油，汽車和機械傳動等行業(yè)。皮帶使用時，只需推動轉(zhuǎn)變觀念皮帶傳動摩擦，擴大皮帶傳動的范圍內(nèi)，這使得它與研究的一個相對獨立的對象的新方式傳動帶，開辟了皮帶傳動的發(fā)展。 5.2.2 同步帶的特點 1.精確的傳送沒有滑動動作，具有恒定的傳動比; 2.傳動平穩(wěn)，緩沖，減震能力，噪音低; 3.傳動效率高，和0.98，節(jié)能效果明顯; 4.維護方便，不需潤滑，維修率低; 5.比例范圍，通常高達10個，生產(chǎn)線速度高達50米/秒，與大范圍的發(fā)送功率的，高達幾瓦到幾百千瓦; （6），可用于長距離傳輸，可達10m或更多的中心的距離。 5.2.3 同步帶傳動的主要失效形式 在帶驅(qū)動器常見的故障模式被概括如下： 1.骨折的表演失敗繩帶 在操作過程中脊髓損傷斷裂背帶是一種常見的故障模式。故障是在功率傳輸，在過大的張力的載體繩索的過程中的條帶，使主機拉動繩子。還主動漁輪直徑當(dāng)選過小，受攜帶繩索彎曲進出發(fā)呆更經(jīng)常的疲勞應(yīng)力，而且會產(chǎn)生彎曲疲勞斷裂（見圖5-2）。 圖5-2 同步帶承載繩斷裂損壞 （2）爬上帶齒和齒跳 基于齒形帶爬升和跳躍現(xiàn)象牙齒分析，一個陽臺和登山齒幾何學(xué)和力學(xué)是由于兩個因素造成的。因此，為避免跳躍和攀爬的牙齒，使用以下步驟： 1，操作控制傳遞環(huán)形帶，小于或等于所述輪胎模型的承諾是由圓周力來確定。 請參見圖2所示，皮帶和皮帶輪之間的控制音調(diào)差，它是間距誤差的允許范圍內(nèi)。 3，偏置電壓的與正確安裝開口的增加。所以容易打滑的鋸齒狀牙齒插槽。 4，提高了帶的基材的硬度，從而使帶的彈性變形可減小齒跳現(xiàn)象。 （3）帶齒的剪切 定時與牙齒接合動力傳遞過程中，剪切力和壓縮應(yīng)力鋸齒狀表面裂紋裂紋此逐漸擴大到齒的根部和沿著支承表面延伸構(gòu)件，并且直到整個帶基質(zhì)脫離，這是切斷齒形皮帶（見圖5-3）。由此齒形粗切原因如下： 請參見圖1所示，皮帶和皮帶輪需要較大的音程差，從而使齒輪不能完全穿透肺泡，從而不完全耦合狀態(tài)，從而帶齒太沉重一個較小的接觸面積，從而導(dǎo)致應(yīng)力集中，并因此對于輪胎齒剪切破壞。 2，在牙齒周圍的區(qū)域齒的皮帶和皮帶輪數(shù)太小，嚙合齒暴露在過度的負荷，并產(chǎn)生剪切力。 3，帶強度差異的基礎(chǔ)材料。 降低帶齒切割，必須嚴(yán)格控制皮帶和皮帶輪之間的間距誤差，鋸齒的齒可以正確接合，其次，我們需要使牙齒的該區(qū)域的數(shù)目的皮帶和皮帶輪齒6，并選擇具有材料高強度并沒有減少硬擠出作為基材膠帶。 圖5-3 帶齒的剪切破壞 4.、帶齒的磨損 穿帶齒（見圖5-4）由齒面和頂帶齒的損失，由于角輪廓和齒的下部。導(dǎo)致過度磨損是緊張的牙齒和齒嚙合鑫之間的干擾。應(yīng)力在安裝帶時也應(yīng)減少在牙齒上，合理調(diào)整的磨損，隨著齒輪齒設(shè)計，使用較大的切口尖端半徑，以減小嚙合齒和擠壓刮削器，還帶材料的耐久性絕提高。 圖5-4 帶齒磨損 5.、同步帶帶背的龜裂(圖5-5) 帶在一段時間的操作，有時與烘烤產(chǎn)生龜裂的現(xiàn)象，這使得皮帶斷裂。同步帶回生產(chǎn) 破解健康原因 1，引起基材老化; 2，用于下一較低溫度，支撐帶基體的裂縫的長期工作。 圖5-5 同步帶帶背龜裂 一種方法是，以防止裂縫是與材料的基體材料，冷，耐熱性和耐老化性能表示的材料，除提高到工作頻帶在低溫和高溫下要避免。 5.2.4 同步帶傳動的設(shè)計準(zhǔn)則 據(jù)同步帶失效模式分析，我們可以看到作為一個皮帶和皮帶輪材料具有高機械性能，生產(chǎn)和合理的，與車輪的大小，安裝和調(diào)試，嚴(yán)格控制是否正確，很多故障模式將被避免。因此，一般情況下，在未來三年的正時皮帶傳動的主要故障狀態(tài); 1.中減去賬面繩帶疲勞; （2皮帶打滑，跳齒; （3）同步帶磨損牙齒。 因此，皮帶傳動帶的情況下滑動懷高抗拉強度，希望確保電纜未減去。此外，在灰塵，雜質(zhì)工作來處理牙齒磨損計算。 5.2.5 同步帶分類 梯形皮帶齒和齒弧齒分成兩類，有三個圓弧齒系列：圓弧齒（H系列又稱HTD帶），扁平圓弧齒（S系列，也稱為STPD帶），和拋物線形凹頂齒（R系列）。 梯形帶梯形齒同步帶分單面和雙面齒齒兩種，所謂的單面和雙面膠帶。雙面膠帶和壓力在齒（代碼DA）的對稱布置并交錯齒（代碼DB。 梯形齒帶兩種尺寸系統(tǒng)：變槳系統(tǒng)和模塊化系統(tǒng)。中國利用變槳系統(tǒng)，并制定了相應(yīng)的皮帶傳動標(biāo)準(zhǔn)GB / T 361 11?11362-1989和GB / T 11616-1989 ISO 5296。 圓弧齒形同步帶拱形齒同步帶，除了弧形齒，結(jié)構(gòu)和梯形齒同步帶基本相同，與螺距先前，其齒的高度，厚度和齒根圓角半徑比梯形齒大。負荷下齒后，將應(yīng)力分布是良好的，柔軟的齒根應(yīng)力集中，提高了齒的承載能力。因此，可以再到在嚙合齒出現(xiàn)圓弧齒同步帶功率梯形齒同步帶傳輸和中斷。 圓弧齒同步帶耐磨損，低噪音運行，無需潤滑，織物能在惡劣的環(huán)境下使用。它已被用于在食品工業(yè)，汽車，紡織，制藥，印刷紙的大型。 5.3 同步帶傳動計算 5.3.1 同步帶計算選型 設(shè)計功率，用于使負載的性質(zhì)的功率名字一般需要，在其他因素的工作的原動機的時間和類型日期的長度，將下式的基礎(chǔ)上確定： 式子里， ---需要傳遞的名義功率 ---工作情況系數(shù)，按下列表格5-1工作情況系數(shù)，我設(shè)=1.7； 表5-1 工作情況系數(shù) 1.確定帶的型號和節(jié)距 可根據(jù)同步帶傳動的設(shè)計功率Pd'和小帶鋸轉(zhuǎn)速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用的帶的型號和節(jié)距。 其中Pd=0.63kw，n1=56rpm。找到表格5-2 表5-2 同步帶的型號和節(jié)距 選同步帶的型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm 2.選擇小帶鋸齒數(shù)z1，z2 可根據(jù)同步帶的最小許用齒數(shù)確定。找到表格3-3-3得。 找到并設(shè)得小帶鋸最小齒數(shù)14。 實際齒數(shù)應(yīng)該大于這個數(shù)據(jù) 預(yù)估值z1=34，故大帶鋸齒數(shù)為：z2=i×z1=1×z1=34。 故z1=34，z2=34。 3.設(shè)定帶鋸的節(jié)圓直徑d1，d2 小帶鋸節(jié)圓直徑d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 大帶鋸節(jié)圓直徑d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 4.驗證帶速v 從式子v=πd1n1/60000計算得， s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4找到并設(shè)得。 5.設(shè)出帶長和中心矩 從相關(guān)引用書本得出 所以有： 現(xiàn)在選取軸間間距為取224mm 6、同步帶帶長及其齒數(shù)確定 =() = =719.7mm 7、帶鋸嚙合齒數(shù)計算 有在本次設(shè)計中傳動比為1，所以嚙合齒數(shù)為帶鋸齒數(shù)的一半，即=17。 8、基本額定功率的計算 查基準(zhǔn)同步帶的許用工作壓力和單位長度的質(zhì)量表5-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步帶的基準(zhǔn)額定功率為 ==0.21KW 表5-3 基準(zhǔn)寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質(zhì)量 9、計算作用在軸上力 = =71.6N 5.3.2 同步帶的設(shè)計 在這里，我們選用梯形帶。帶的尺寸請參見表格5-4。帶的圖形請參見圖5-6。 表5-4 同步帶尺寸 型號 節(jié)距 齒形角 齒根厚 齒高 齒根圓角半徑 齒頂圓半徑 H 8 40。 6.12 4.3 1.02 1.02 圖5-6同步帶 5.4 切割主軸的設(shè)計 5.4.1 確定切割主軸最小直徑 1.先從書本式子（15-2）初步估算軸的最小直徑。設(shè)定軸是鋼45#材質(zhì),調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得： ＝112×10.23 根據(jù)切削切肉設(shè)備主軸的設(shè)計相關(guān)知識，前面章節(jié)已經(jīng)做了說明，在此不具體說明，擬定軸的結(jié)構(gòu)如下圖5-7： 圖5-7　切割主軸的結(jié)構(gòu)圖 軸的受力情況如下圖5-8： 圖5-8 切割主軸的受力圖 5.4.2 算出軸上的載荷 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險截面。計算步驟如下： ＝＝＝4 966.34 N ＝＝＝3 960.59 N ＝＝＝2 676.96 N ＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N ＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014 ＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416 ＝＝679.68×71.6＝486 65.09 ＝＝＝322 150.53 ＝＝＝287 723.45 表5-5 軸設(shè)計受力參數(shù) 載 荷 Z軸面H 垂直面V 支反力 ＝4 966.34 N，＝3 960.59 N ＝2 676.96 N，＝679.68 N 彎矩M ＝283 578.014 ＝152 854.416 ＝486 65.09 總彎矩 ＝322 150.53 ,＝287 723.45 扭矩T 1 410 990 5.4.3 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式(15-5)及表格7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，設(shè)出＝0.6，軸的計算應(yīng)力： ＝＝ MPa＝12.4 MPa 前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。 5.4.4 精確校核軸的疲勞強度 1.判斷危險截面 截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受影響的扭矩，壓力鍵槽，裝配到軸肩的過渡是由于厚的，但削弱這兩個軸的疲勞強度，由于軸決定的抗扭強度最小直徑的質(zhì)量，這是一種比較寬松的方式，橫截面的，ⅱ，ⅲ，B為無校驗。 軸的疲勞強度，干涉配合在最嚴(yán)重的，由于應(yīng)力集中但從根據(jù)第Ⅳ和Ⅴ負載點的應(yīng)力集中，從最大的截面C的應(yīng)力的相似的橫截面Ⅴ應(yīng)力集中和剖Ⅳ而軸徑大，則截面Ⅴ對轉(zhuǎn)矩效應(yīng)的效果，這是沒有必要的強度檢查。最大應(yīng)力，不上的應(yīng)力集中的橫截面C，這里（由被集中在應(yīng)力干涉配合和鍵槽兩端）的軸的最大直徑，所以橫截面℃，部分Ⅵ和Ⅶ清晰根據(jù)檢查少必要的，你不需要檢查。在附錄的教科書，第3章，有可能學(xué)習(xí)，應(yīng)力集中系數(shù)比干涉配合鍵槽，因此，只需檢查該軸的橫截面的左側(cè)和右側(cè)，Ⅳ左右兩側(cè)即可。 （2）截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝61 412.5 抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝122 825 截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩 ＝1 410 990 截面上的彎曲應(yīng)力 ＝1.48 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ＝11.49 MPa 因軸是鋼45#材質(zhì)，調(diào)質(zhì)處理。從教科書表15-1找到并設(shè)得： 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及從書本附表3-2找到并設(shè)出。因： ， 經(jīng)插值后找到并設(shè)得： ＝1.9，＝1.29 又從教科書附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為： ，＝0.88 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為： ＝1.756 從教科書附圖3-2的尺寸系數(shù)；從教科書附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，從教科書附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為： 軸為經(jīng)表面強化處理，那么，則從書本式子（3-12）及式子（3-12a）得綜合系數(shù)為： 又從教科書及3-2得碳鋼的特性系數(shù)： ，設(shè)出 ，設(shè)出 于是，計算安全系數(shù)值，從書本式子（15-6）(15-8)則得： S＝＝＝65.66 S＝＝＝16.92 ＝＝＝16.38≥S＝1.5 故可以了解到其安全。 1. 截面Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝72 900 抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝145 800 截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩 ＝1 410 990 截面上的彎曲應(yīng)力 ＝1.25 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 ＝9.68 MPa 過盈配合處的，從教科書附表3-8用插值法算出出，設(shè)出＝0.8，于是得 ＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59 軸按磨削加工，從教科書附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為： 軸為經(jīng)表面強化處理，即，則從書本式子（3-12）及式子（3-12a）得綜合系數(shù)為： ＝3.33 ＝2.68 又從教科書及3-2得碳鋼的特性系數(shù)： ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)值，從書本式子（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝66.07 S＝＝＝16.92 ＝＝＝11.73≥S＝1.5 故該軸的截面Ⅳ右側(cè)的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設(shè)計計算即告結(jié)束。 第6章 軸的設(shè)計計算 第6章　軸的設(shè)計計算 6.1 連軸器的設(shè)計計算 1、輸入軸按扭矩初算軸徑： 選用45調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 從相關(guān)教科書1，P370（15-2）式，并找到表格15-3，取A0=115。 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=17.1068*（1+5%）mm=17.96mm。 標(biāo)準(zhǔn)孔徑d=30mm，即軸伸直徑為30mm，高速軸為了隔離振動與沖擊,選用有彈性柱銷連軸器，一邊連38mm一邊連30mm的只有LX3彈性柱銷連軸器滿足要算出。 2、 輸出軸按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS） 從相關(guān)教科書1P370頁式子（15-2），表（15-3）取A0=115 軸伸安裝聯(lián)軸器，考慮補償軸的可能位移，選用無彈性元件的聯(lián)軸器，由轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩得： Tc=KT=1.5×9.550××3.136/80=561.4N?m 低速軸選用無彈性擾性聯(lián)軸器JB/ZQ4384--1997，標(biāo)準(zhǔn)孔徑d=45mm，許用應(yīng)力為800許用轉(zhuǎn)速250。參考【3】P154： 表6-1 無彈性擾性聯(lián)軸器參數(shù) 型號 公稱轉(zhuǎn)矩Tn 允許轉(zhuǎn)速[n] 軸孔直徑d Y型長度 LX3 1250N.m 4750 30mm和38 82mm 無彈性撓性 800N.m 250 45mm 90mm 3、載荷計算 公稱轉(zhuǎn)矩T1=35.36，T2=374.36。由書中表14-1找到并設(shè)得=1.5， 輸入軸1.5*35.36=53.04N.m<1250N.m滿足要算出； 輸出軸1.5*374.36=561.54N.m<800N.m滿足要算出。 6.2 輸入軸的設(shè)計計算 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計： 1.軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。 2.確定軸各段直徑和長度 1段：直徑d1=30mm 長度取L1=80mm（連聯(lián)軸器） 2段：從相關(guān)教科書P364知h=（0.07~0.1）d得：h=0.08 d1=0. 08×30=2.4mm 直徑d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,長度取L2=50 mm 3段：初選用30208型單列圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為40mm，a寬度 16.9mm，T寬度為19.75mm取18mm加上沖壓擋油環(huán)薄壁2mm；故III段長：L3=20mm 4段：從相關(guān)教科書P364得：h=0.08 *d3=0.08×40=4mm d4=d3+2h=40+2×4=48mm長度取L4=80mm 5段：直徑d5=76mm 長度L5=120mm>B1（由于蝸桿齒頂圓直徑75.6mm，則做成齒輪軸) 6段：直徑d6= d=48mm 長度L6=80mm 7段：直徑d7=d3=40mm 長度L7=L3=20mm 圖6-1 軸的結(jié)構(gòu)圖 初選用30208型單列圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為40mm，寬度為18mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（擋油環(huán)壁2mm）=289.70mm=290mm。為提高剛度，盡量縮小支承跨距L=（0.9--1.1）da1=（272.2--332.6）mm,則290mm滿足要算出。 3.按彎矩復(fù)合強度計算 ①算出小齒輪分度圓直徑：已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m ②算出轉(zhuǎn)矩：已知T2=374.28N·m T1=35.0N·m。 ③算出圓周力：Ft 從相關(guān)教科書P252（10-3）式得： ==2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N ==2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N ④算出徑向力Fr 從相關(guān)教科書1P252（10-3）式得： Fr=·tanα=2475.4×tan200=901N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=145mm。 1、繪制軸的受力簡圖 2、繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力： 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： MC2=FrhL=555.6×145×=80.5N·m 3、繪制水平面彎矩圖 截面C在水平面上彎矩為： MC1=d*Ft/2=1111.1*63*/2=35N·m 4、繪制合彎矩圖 MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=87.8N·m 5、繪制扭矩圖 轉(zhuǎn)矩：T= TI=35.0N·m 校核危險截面C的強度。 圖6-2　輸入軸的彎矩和扭矩圖 從相關(guān)教科書P373式子（15-5），經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力,取α=0.6, 前已選定因軸是鋼45#材質(zhì),調(diào)質(zhì)處理,從相關(guān)教科書P362表15-1查： ,因此<,故安全。 ∴該軸強度足夠。 6.3　輸出軸的設(shè)計計算 設(shè)計軸： 1.軸部的位置被固定，并且安裝 單級減速齒輪，蝸輪，兩個對稱的對面，具有兩個軸承，分別使用密鑰過渡配合，定位軸向和右袖的圓周位置，該蝸桿軸肩可以放置在位置和肩部的左軸承箱和周向定位在套筒的一個地方過渡配合或過盈配合的中心，所述軸左左軸承負荷，蝸桿套筒的步驟，對從右側(cè)安裝軸承。 2.設(shè)定軸的各段直徑和長度 1、段：直徑d1=45mm 2、段：從相關(guān)教科書P364得：h=0.07 d1=0.08×45=3.6mm 直徑d2=d1+2h=45+2×3.6=52mm,該直徑處安裝密封氈圈，查參考文獻[3]知標(biāo)準(zhǔn)直徑可選55mm或50mm，但應(yīng)大于52mm取d2=55mm。 3.段：直徑d3=60mm ，由GB/T297-1994初選用30212型單列圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為60mm，T為23.75mm，B=22mm。 4、段：從相關(guān)引用書本圖35知：d4=d3+2=60+2=62mm， 5、段:起定位作用，h=0.08 d4=0.08×62=5mm直徑d5=d4+2*5=72mm 6、段：d6=60 圖6-3　各軸段 1、從前面所選取聯(lián)軸器知長度取L1=90mm 2、經(jīng)過初步估算取軸承端蓋的總寬度為26mm，軸長度取L2=50 mm 3、由B=22mm，軸承 離箱體內(nèi)壁10mm，蝸輪輪轂端面與內(nèi)機壁距離12mm，再加上與蝸輪輪轂端面間隙2mm，得L3=46mm(安裝套筒定位） 4、由輪轂的寬度L=90mm則此段長度要比L小2mm， 取L4=88mm 5、輪轂離箱體內(nèi)壁12mm，不能干擾擋油環(huán)的安裝需小于12mm，取L5=8mm 6、由于輪是對稱裝置的，即在箱體中心，經(jīng)過計算L6=36mm 由上述軸各段長度及正裝T=23.75mm，a=22.4可由L=（L4+2）+L5+（套筒長）+2(T-a)算得軸支承受力跨距L=136.7mm取138計算。 3.按彎扭復(fù)合強度計算 ①算出分度圓直徑：已知d2=302.4mm ②算出轉(zhuǎn)矩：已知T2= TII=374.28N·m ③算出圓周力Ft：從相關(guān)教科書P198（10-3）式得 =2T2/d2=2475.4N =1111.1N ④算出徑向力Fr：從相關(guān)教科書P198（10-3）式得 Fr=·tanα=2475.4×tan200=901N ⑤∵兩軸承對稱則LA=LB=69mm 圖6-3　輸出軸的彎矩和扭矩圖 1、算出支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ 2、由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為 MC2=FrhL=1237.7×69×=85.4N·m 3、截面C在水平面彎矩為 MC1=d*Ft/2=2475.4*302.4*/2=374.3N·m 4、計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2=（85.42+374.32）1/2=384N·m 5、校核危險截面C的強度由式子（15-5） ∵從相關(guān)教科書P373式子（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力,取α=1, 前已選定因軸是鋼45#材質(zhì),調(diào)質(zhì)處理,從相關(guān)教科書【1】P362表15-1找到并設(shè)得,因此<,故安全。 ∴此軸強度足夠 第7章 滾動軸承的選擇及校核計算 第7章 滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命： 兩班制，每班按照8小時計算，壽命10年。 =2810365=58400小時。 7.1 計算輸入軸軸承 初選兩軸承30208型單列圓錐滾子軸承經(jīng)相關(guān)引用書目3可以了解到蝸桿承軸Ⅰ30208兩個，蝸輪軸承30213兩個，(GB/T297-1994)。 表7-1　輸入軸軸承參數(shù)表： 軸承代號 基本尺寸/mm 計算系數(shù) 基本額定/kN d D T a 受力點 e Y 動載荷Cr 靜載荷Cor 30208 40 80 19.75 16.9 0.37 1.6 63.0 74.0 30212 60 110 23.75 22.4 0.4 1.5 103 130 1.算出兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖2.和水平面圖3.兩個平面力系。其中圖3.中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指定軸線;圖1.中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知: N （2）算出兩軸承的計算軸向力 對于30208型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù)e=0.37,因此估算 按教材P322式(13-11a) =2