畢業(yè)設(shè)計---帶式運輸機傳動裝置設(shè)計（蝸桿）

1、<p><b>　　畢 業(yè) 論 文</b></p><p>　　帶式運輸機傳動裝置設(shè)計（蝸桿）</p><p>　　2011年11月28日</p><p>　學(xué)生姓名</p><p>　所 在 系機械工程系</p><p>　班 級</p><p>　專

2、 業(yè)機電一體化</p><p>　指導(dǎo)教師</p><p><b>　　指導(dǎo)教師評閱書</b></p><p>　指導(dǎo)教師評語：</p><p>　建議成績：□ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格（在所選等級前的□內(nèi)畫“√”）</p><p>　指導(dǎo)教師：

3、 （簽名） 單位：（蓋章）年 月 日</p><p><b>　　評閱教師評閱書</b></p><p>　　教研室（或答辯小組）及教學(xué)系意見</p><p><b>　　摘要</b></p><p>　　隨著機械行業(yè)的發(fā)展，機械行業(yè)已經(jīng)發(fā)展到各個行業(yè)，機械行業(yè)的

4、迅速發(fā)展為人類社會注入了力量。從日常生活到航天從農(nóng)用到軍用機械產(chǎn)品所產(chǎn)生的利益鏈已遍布全世界的各個角落</p><p>　　無論多么先進的機械產(chǎn)品它都離不開傳動。正如同行業(yè)中把機械傳動分為四大部分：動力原件、執(zhí)行原件、傳動原件、操作控制原件?？梢姍C械傳動是組成機械的必要條件。</p><p>　　本文將詳細說明此機械傳動的各個方面。因為需要一個帶式傳動裝置的設(shè)計需要運用到蝸輪蝸桿，需要在環(huán)

5、境惡劣的條件下穩(wěn)定的連續(xù)工作，維護時間少周期長所以必須保證機械不出現(xiàn)故障安全第一</p><p>　　首先從安全考慮，為了保證機械傳動中不出現(xiàn)事故把主要的傳動裝置安裝在箱體內(nèi)，能保證安全的前提下還能起到保護零件。</p><p>　　關(guān)鍵字 帶式傳動裝置 蝸輪蝸桿 </p><p><b>　　目錄</b></p>&

6、lt;p><b>　　目錄1</b></p><p><b>　　第一章 緒論3</b></p><p>　　1.1 論文背景3</p><p>　　1.2 論文研究的意義3</p><p>　　1.3 論文的主要內(nèi)容4</p><p>　　本論文的主要內(nèi)容是

7、如何設(shè)計帶式運輸機傳動裝置設(shè)計（蝸桿）4</p><p>　　1.4 本章小節(jié)4</p><p>　　第二章 傳動裝置的總體設(shè)計5</p><p>　　2.1 確定傳動方案5</p><p>　　2.2 電動機的選擇6</p><p>　　2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比7</p><

8、;p>　　2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)7</p><p><b>　　2.5 小結(jié)8</b></p><p>　　第三章 齒輪的設(shè)計9</p><p>　　3.1高速級渦輪蝸桿傳動的設(shè)計計算9</p><p>　　3.2低速級齒輪傳動的設(shè)計計算12</p><p><

9、;b>　　3.3小結(jié)16</b></p><p>　　第四章 軸的設(shè)計17</p><p>　　4.1蝸輪軸的設(shè)計17</p><p>　　4.2.1軸承的選擇22</p><p>　　4.2.2軸的強度計算 23</p><p>　　4.2.3精確校核軸的疲勞強度25</p>

10、<p><b>　　4.4小結(jié)32</b></p><p>　　第五章 箱體設(shè)計33</p><p>　　5.1箱體設(shè)計33</p><p><b>　　5.3小結(jié)35</b></p><p>　　第六章 密封與潤滑36</p><p><b

11、>　　總結(jié)37</b></p><p>　　參考文獻 1 38</p><p><b>　　第一章 緒論</b></p><p><b>　　1.1 論文背景</b></p><p>　　20世紀70－80年代，世界上減速器技術(shù)有了很大的發(fā)展，且與新技術(shù)革命的發(fā)展緊密結(jié)合。

12、目前用于傳遞動力與運動的機構(gòu)中，減速機的應(yīng)用范圍相當廣泛。幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機車，建筑用的重型機具，機械工業(yè)所用的加工機具及自動化生產(chǎn)設(shè)備，到日常生活中常見的家電，鐘表等等。其應(yīng)用從大動力的傳輸工作，到小負荷，精確的角度傳輸都可以見到減速機的應(yīng)用，且在工業(yè)應(yīng)用上，減速機具有減速及增加轉(zhuǎn)矩功能。因此廣泛應(yīng)用在速度與扭矩的轉(zhuǎn)換設(shè)備。</p><p>　　減速器是一種

13、相對精密的機械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩。它的種類繁多，型號各異，不同種類有不同的用途。減速器的種類繁多，按照傳動類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；按照傳動級數(shù)不同可分為單級和多級減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐－圓柱齒輪減速器；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速器。</p><p>　　1.2 論文研究的意義</p><

14、p>　　在現(xiàn)代化的各種工業(yè)企業(yè)中，我們常常用到輸送機，在礦山的井下巷道礦井地面運輸系統(tǒng)、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應(yīng)用帶式輸送機。古代中國的高轉(zhuǎn)筒車和提水的翻車，是現(xiàn)代斗式提升機和刮板輸送機的雛形。各種工業(yè)企業(yè)在沒有輸送機以前人們都是靠體力來工作，效率低、速度慢，而且極度消耗體力。現(xiàn)在輸送機機身可以很方便的伸縮，設(shè)有儲帶倉，機尾可隨采煤工作面的推進伸長或縮短，結(jié)構(gòu)緊湊，可不設(shè)基礎(chǔ)，直接在巷道底板上鋪設(shè)，機架輕巧，拆裝十分方便。當輸

15、送能力和運距較大時，可配中間驅(qū)動裝置來滿足要求。根據(jù)輸送工藝的要求，可以單機輸送，也可多機組合成水平或傾斜的運輸系統(tǒng)來輸送物料。 </p><p>　　隨著科學(xué)技術(shù)的飛速發(fā)展，輸送機受到機械制造、電機、化工和冶金工業(yè)技術(shù)進步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內(nèi)部的輸送，發(fā)展到完成在企業(yè)內(nèi)部、企業(yè)之間甚至城市之間的物料搬運，成為物料搬運系統(tǒng)機械化和自動化不可缺少的組成部分。這些特性大大減輕了人的勞動，通用性好，環(huán)境適

16、應(yīng)性強，也為個人和工廠生產(chǎn)節(jié)約了大量的時間。</p><p>　　1.3 論文的主要內(nèi)容</p><p>　　本論文的主要內(nèi)容是如何設(shè)計帶式運輸機傳動裝置設(shè)計（蝸桿）</p><p><b>　　1.4 本章小節(jié)</b></p><p>　　本章主要介紹了論文背景、論文研究的意義和主要內(nèi)容，對減速器的優(yōu)點及結(jié)構(gòu)作了簡要敘

17、述，也對本設(shè)計的應(yīng)用及概況進行了說明。</p><p>　　第二章 傳動裝置的總體設(shè)計</p><p>　　2.1 確定傳動方案</p><p><b>　?。ㄒ唬?、設(shè)計題目：</b></p><p>　　帶式運輸機傳動裝置設(shè)計（蝸桿）</p><p><b>　　（二）、傳動方案：&l

18、t;/b></p><p>　　所選傳動方案如下圖所示：</p><p>　　電動機 2、聯(lián)軸器 3、減速器 4、聯(lián)軸器 5、傳動帶 6、滾筒</p><p><b>　　、原始數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　(四)、工作條件與技術(shù)要求</p><p>　　使用折舊期：8

19、年；工作情況：兩班倒，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35℃；檢修間隔期：四年一大修，二年一中修，半年一小修；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。</p><p>　　2.2 電動機的選擇</p><p>　　1、電動機類型的選擇</p><p>　　根據(jù)動力源和工作的條件，選用Y系列三相異步電機 </p>

20、<p>　　2 電動機功率的選擇</p><p>　　工作機所需的有效功率為:Pw=Fv/1000ηw=5000×1.6/1000×0.96=8.33Kw</p><p>　　其中ηw為工作機傳動效率</p><p>　　為了計算電動機所需功率Pd,需確定傳動效率η設(shè)各傳動效率分別為η1(彈性聯(lián)軸器)、η2（蝸桿傳動）、η3（滾動軸承）

21、、η4（圓柱齒輪傳動）</p><p>　　η = η12 ×η2 ×η33 ×η42</p><p>　　η=0.992 ×0.80×0.983×0.97=0.716</p><p>　　電機所需的工作功率：</p><p>　　Pd=Pw/η=8.33/0.716=11.63KW

22、</p><p>　　由表12-1選取電動機的額定功率為15kW</p><p>　　3、電動機轉(zhuǎn)速的選擇</p><p>　　選用常用同步轉(zhuǎn)速1000r/min和1500r/min兩種作對比：</p><p>　　工作轉(zhuǎn)速nW =60×1000V/πD</p><p>　　=60000×1.6/3

23、.14×500=61.14r/min</p><p>　　總傳動比i=nm/nw,,其中nm為電動機的滿載轉(zhuǎn)速。</p><p>　　現(xiàn)將兩種電動機有關(guān)數(shù)據(jù)列于下表比較：</p><p>　　由表可知Y160L-4的傳動比過大，為了合理的分配傳動比，提到傳動效率決定選擇Y180L-6</p><p>　　4、電動機型號的選擇<

24、/p><p>　　根據(jù)電動機動率和同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y180L-6，查表17-1可知電動機的機座中心高為180mm,</p><p>　　2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比</p><p>　　現(xiàn)總傳動比i=15.7,為了提高傳動效率，低速級圓柱齒輪傳動比可取i2=0.05i=0.05×15.7=0.78，則i1=i/i2=15.7/0.78=20.

25、12</p><p>　　2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p><b>　　1、各軸轉(zhuǎn)速的計算</b></p><p>　　nm=960r/min</p><p>　　n1=nm=960r/min</p><p>　　n2=n1/i1=960/20.12=47.71r/min<

26、;/p><p>　　n3=n2/i2=47.71/0.78=61.16r/min</p><p>　　n4=n3=61.16r/min</p><p>　　2、各軸輸入功率計算</p><p>　　Pd=11.63Kw</p><p>　　P1=pdη1=11.63×0.99=11.51kW</p>

27、<p>　　P2=p1η2η3=11.51×0.80×0.98=9.02kW</p><p>　　P3=p2η3η4=9.02×0.98×0.97=8.57kW</p><p>　　P4=p3η1η3=8.57×0.99×0.98=8.31Kw</p><p>　　3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算<

28、/p><p>　　Td=9550pd/nm=9550×11.63/960N·m=115.69N·m</p><p>　　T1=9550p1/n1=9550×11.51/960N·m=114.50N·m</p><p>　　T2=9550p2/n2=9550×9.02/47.71N·m=18

29、05.5N·m</p><p>　　T3=9550p3/n3=9550×8.57/61.16N·m=1338.18N·m</p><p>　　T4=9550p4/n4=9550×8.31/61.16N·m=1297.58N·m</p><p>　　將各軸的運動和動力參數(shù)列于下表：</p>

30、;<p>　　其中，傳動比i1=20.12,i2=0.78</p><p><b>　　2.5 小結(jié)</b></p><p>　　本章主要介紹了傳動裝置的設(shè)計，其中包括電動機的選擇、傳動比的分配及傳動裝置動力參數(shù)的計算</p><p>　　第三章 齒輪的設(shè)計</p><p>　　3.1高速級渦輪蝸桿傳動的

31、設(shè)計計算</p><p><b>　　選擇蝸桿傳動類型</b></p><p>　　根據(jù)GB/T10085-1988推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。</p><p>　　（2）齒輪材料，熱處理及精度</p><p>　　蝸桿：45鋼淬火，螺旋齒面要求淬火，淬火后硬度為45-55HRC</p><p>

32、;　　渦輪：鑄錫磷青銅ZCuSnIopl，金屬模制造，齒芯用灰鑄鐵HT100</p><p>　?。?）按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計</p><p>　　根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞輕度，傳動中心距為：</p><p>　　α≥KT2(ZεZρ/[σH])1/3 </p><p>　　確定作用在渦

33、輪上的轉(zhuǎn)矩T2</p><p>　　按Z1=2，估取效率η=0.8，則</p><p>　　T2=9.55×106P2/n2=9.55×106Pη/(n1/i1)=9.55×106×4×0.8/960/20.03=637622N·mm</p><p><b>　　2）確定載荷系數(shù)K</b&g

34、t;</p><p>　　取載荷分布不均系數(shù)Kβ=1；《機械設(shè)計》表11-5選取使用系數(shù)KΑ=1;由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)KV=1.05；則</p><p>　　K=KAKβKV=1×1×1.05</p><p>　　3）確定彈性影響系數(shù)ZE</p><p>　　因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ZE=1

35、60MPa ½。</p><p>　　4）確定接觸系數(shù)Zρ</p><p>　　先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1/a=0.35，從《機械設(shè)計》圖11-18中可查得Zρ=2.9.</p><p>　　5）確定許用接觸應(yīng)力 [σH]</p><p>　　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

36、硬度﹥45HRC，可從表《機械設(shè)計》表11-7中查得蝸桿的基本許用應(yīng)力[σH]=268Mpa.</p><p>　　使用壽命Lh=300×8×8=19200h</p><p>　　應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60jn2Lh=60×1×47.93×19200×5.52×107</p><p>　　壽命系數(shù)KHn

37、=[107/5.52×107]1/8=0.8077</p><p>　　則[σH]=KHn·[σH]1=0.8077×268Mpa=216.46Mpa</p><p><b>　　6）計算中心距</b></p><p>　　a≥{1.05×637622×(160×2.9/216.46)

38、2 }1/3mm=145.438mm</p><p>　　取中心距a=160mm,因i1=20.12，從《機械設(shè)計》表11-2中取模數(shù)m=6.3mm,</p><p>　　蝸桿分度圓直徑d1=63mm.這時d1/a=0.39,從《機械設(shè)計》圖11-18中可查得接觸系數(shù)Z1ρ=2.76，因為Z1ρ<Zρ，因此以上計算結(jié)果可用。</p><p>　?。?）蝸桿與蝸

39、輪的主要設(shè)計參數(shù)于幾何尺寸</p><p><b>　　1）蝸桿</b></p><p>　　軸向齒距Pa=πm=3.14×6.3=19.782mm</p><p>　　直徑系數(shù)q=d1/m=63/6.3=10</p><p>　　齒頂圓直徑da1=d1+2ha*×m=63+2×1×

40、;6.3=75.6mm</p><p>　　齒根圓直徑df1=d1-2m(ha*+c*)=63-2×6.3×(1+0.2)=47.88mm</p><p>　　分度圓導(dǎo)程角γ=11°18′36″</p><p>　　蝸桿軸向齒厚sa=πm=9.896mm</p><p><b>　　2）蝸輪</b

41、></p><p>　　蝸輪齒數(shù)Z2=41；變位系數(shù)X2=-0.1032；</p><p>　　驗算傳動比i= Z2/ Z1=41/2=20.5,這時傳動比誤差為（20.5-20.03）/20.03=0.025=2.3%是允許的。</p><p>　　蝸輪分度圓直徑d2=mz2=6.3×41mm=258.3mm</p><p>

42、;<b>　　蝸輪喉圓直徑為：</b></p><p>　　Da2=d2=2ha2=d2+2m(h*2+x2)=[258.3+2×6.3×(1-0.1032)]mm=269.6mm</p><p><b>　　蝸輪齒根圓直徑為：</b></p><p>　　Df2=d2-2m(ha*-x2+c*)=[2

43、58.3-2×6.3×(1+0.1.32+0.2)]mm=241.88mm</p><p>　　蝸輪咽喉母圓半徑rg2=a-1/2da2=(160-1/2×269.6)mm=25.2mm</p><p>　　(5)校核齒根彎曲疲勞強度</p><p>　　σF=1.53KT2/d1d2m=YFa2Yβ≤[σF]</p>&

44、lt;p>　　當量齒數(shù)zr2=z2/cos3γ=41/(cos11.31°)=43.48</p><p>　　根據(jù)x2=-0.1032, zr2=43.48,從《機械設(shè)計》圖11-19中可查得齒形系數(shù)YFa2=2.46</p><p>　　螺旋角系數(shù) Yβ=1-（11.31°/140°）=0.9192</p><p>　　許用彎曲

45、應(yīng)力[σF]= [σF] ¹·Km</p><p>　　從《機械設(shè)計》表11-8中查得由ZCuSnIopl制造的蝸輪的基本許用應(yīng)力[σF]1=56Mpa</p><p>　　KFN=(106/5.52×107)1/9=0.64</p><p>　　壽命系數(shù)[σF]=56×0.64Mpa=35.84Mpa</p>

46、<p>　　σF=1.53×1.05×637622/63×258.3×6.3×2.46×0.9192Mpa=22.59Mpa</p><p><b>　　彎曲強度滿足。</b></p><p><b>　?。?）驗算效率η</b></p><p>　　η

47、=（0.95~0.96）tanγ/tan(γ+ψγ)</p><p>　　已知γ=11°18′36″=11.31°；ψγ=arctanfv;fv與相對滑動速度vs有關(guān)。</p><p>　　Vs=πd1n1/60×1000cosγ=π×63×960/60×1000cos11.31°=3.229m/s</p>

48、<p>　　從《機械設(shè)計》表11-18中用插值法查得fv=0.024、ψv=1.3667°;帶入式中得η=0.849，大于原估計值，因此不用重算。</p><p>　　蝸桿速度v=πd1n/60×1000=π×63×960/60×1000=3.17m/s</p><p>　　校核蝸桿的齒面接觸強度</p><

49、p>　　對于青銅或鑄鐵蝸輪與銅蝸桿配對時材料彈性系數(shù)Ze=160MP2</p><p>　　接觸系數(shù)Z′ρ=2.74</p><p>　　載荷系數(shù)K=1.05（載荷平穩(wěn)）</p><p>　　蝸輪實際轉(zhuǎn)矩T2=637622N·mm</p><p>　　許用接觸應(yīng)力 [σH]=216.46Mpa</p><p

50、>　　校核蝸輪齒面接觸疲勞強度</p><p>　　σH=ZeZ′ρ(KT2/a3)½=160×2.74(1.05×637622/1603)½Mpa=177.242Mpa<[σH]=216.46Mpa</p><p><b>　　即齒面強度足夠。</b></p><p>　　熱平衡校核，初步估

51、計散熱面積A</p><p>　　估算箱體的散熱面積：</p><p>　　S=1000P(1-η)/ad(t0-ta)=1000×3.932×(1-0.894)/15×(65-20)=0.617m2</p><p>　　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·K);t0為油的工作

52、溫度，取65度；ta為周圍空氣溫度，取20度。</p><p>　　精度等級公差和表面粗糙度的確定</p><p>　　考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器。從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為f,標注為8fGB/T10089-1988。</p><p>　　蝸桿與軸做成一體，即蝸桿軸。蝸輪采用輪箍式，與鑄造鐵心

53、采用H7/S6配合，并加抬肩和螺釘固定（螺釘選用6個）。</p><p>　　蝸輪蝸桿的配合面表面粗糙度，Ra的上限值取0.8um,用去除材料的方法獲得表面粗糙度。</p><p>　　3.2低速級齒輪傳動的設(shè)計計算</p><p>　　選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　1）按圖所示的傳動方案，選斜齒圓柱齒輪傳動。2）

54、運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。</p><p>　　3）材料選擇。由《機械設(shè)計》表6-4選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)制），平均硬度為235HBS，大齒輪材料為45鋼（正火）硬度為190HBS，二者硬度差為45HBS。</p><p>　　4）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=i2Z1=2.09×24=50.16,取Z2=51.齒數(shù)

55、比U=51/24=2.125。</p><p>　　5）初選螺旋角β=14°。</p><p>　　（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計</p><p>　　由設(shè)計計算公式（6-28）</p><p>　　dif≥2(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3</p><p>　　1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值&l

56、t;/p><p>　　試選載荷系數(shù)Kt=1.6</p><p>　　由《機械設(shè)計》表6-5選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433.</p><p>　　同理查得εα1=0.770，εα2=0.84；則εα1+εα2=1.61。</p><p><b>　　小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　T1=T2

57、=614.28N.m=614×103N.m=6.1428×105N.m</p><p>　　5、由《機械設(shè)計》表6-9款系數(shù)φd=1</p><p>　　由《機械設(shè)計》表6-6料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2</p><p>　　按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHLIM1=550Mpa；接觸疲勞強度極限σHLIM2=390Mp

58、a.</p><p><b>　　計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)</b></p><p>　　N1=60n2jLh=5.521536×107</p><p>　　N1=N1/u=2.598×107</p><p>　　9、查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.98,KHN2=1.08</p><p&

59、gt;　　10、計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.</p><p>　　[σH]1=KHN1σHLIM1/S=0.98×550(MPa)=539Mpa</p><p>　　[σH]2=KHN2σHLIM1/S=1.08×550(MPa)=421.2Mpa</p><p>　　[σH]=[σH]1+[σH]2/2=539+42

60、1.2/2Mpa=480.1Mpa</p><p><b>　　2）計算 </b></p><p>　　1、試算小齒輪分度圓直徑dd1，</p><p>　　dd1≥2(KtT1(u+1)/φdεαu[ZHZε/σH]2)1/3</p><p>　　=[2×1.6×6.1428×105(2

61、.125+1)/1.633×2.125(2.433×189.8/480.1)2]1/3</p><p>　　=117.855mm</p><p>　　2、計算圓周速度v。</p><p>　　V=3.14×dn/60000=3.14×117.855×47.93/60000m/s=0.296m/s</p>

62、<p>　　因為Ｖ＜６m/s，故取８級精度合適。</p><p>　　3、計算齒寬b及模數(shù)mnt。</p><p>　　b=φdd1t=1×117.855mm=117.855mm</p><p>　　m nt =d1tcos14°/Z=117.855cos14°/24mm=4.76mm</p><p>

63、;　　4、齒高h=2.25m nt=2.25×4.76mm=10.71mm</p><p>　　b/h=117.855/10.71=11。</p><p>　　計算縱向重合度εβ=0.318Φdz1tanβ=0.318×1×24×tanβ14°=1.903。</p><p><b>　　計算載荷系數(shù)K<

64、;/b></p><p>　　由表查得：使用系數(shù)KA=1;根據(jù)v=0.296m/s,8級精度。動載荷系數(shù)KV=1.03;KHA=KFA=1.4;得8級精度、調(diào)質(zhì)小齒輪相對支承非對稱布置時：</p><p>　　KHβ=1.15+0.18(1+0.6ψ2D)ψ2D+0.31×10-3×70.557=1.46</p><p>　　根據(jù)b/h=1

65、1、KHβ=1.46，由《機械設(shè)計》查表得KHβ=1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHβ=1×1.03×1.4×1.46=2.105.</p><p>　　按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑</p><p>　　d1=dif(K/KT)1/3=117.855×(2.105/1.6mm)1/3=129.14mm</p><p>

66、　　計算模數(shù)mn=d1cos2β/z1=129.14×cos14°/24mm=5.22mm</p><p>　　按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計</p><p>　　mt≥(2KT1YβCOS2βYFAYSA/ψDZ21εa)</p><p><b>　　確定計算參數(shù)</b></p><p><b>

67、　　1、計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　K=KAKVKFAKFβ=1×1.03×1.4×1.4=2.0188</p><p>　　根據(jù)縱向重合度εβ=1.903，從《機械設(shè)計》表查得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.88。</p><p><b>　　計算當量齒數(shù)</b></p><

68、p>　　ZV1=Z1/cos3β=24/cos314°=26.27 ZV2=Z2/cos3β=51/cos314°=55.83。</p><p>　　查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)</p><p>　　由《機械設(shè)計》表查得YFA1=2.592，YFA2=2.319，YSA1=1.596，YSA2=1.717。</p><p>　　由《

69、機械設(shè)計》圖10-20和圖10-20b按齒面硬度分別查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=380Mpa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=325Mpa.</p><p>　　由《機械設(shè)計》圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95，KFN2=0.96</p><p>　　計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4</p><p>　　[σF]1=

70、KFN1σFE1/S=257.857Mpa</p><p>　　[σF]2=KFN2σFE2/S=222.857Mpa</p><p>　　計算大小齒輪的[σF]并加以比較</p><p>　　YFA1YSA1/[σF]1=2.592×1.596/257.857=0.016;YFA2YSA2/[σF]2=2.319×1.717/222.857=0

71、.018,大齒輪的數(shù)值大。</p><p><b>　　計算（按大齒輪）</b></p><p>　　mt≥[2KT1Yβcos2βYFAYSA/ψdz12εa[σF]]1/3=[2×2.0188×6.1428×103×0.88×cos214°×0.018/1×242×1.61]

72、1/3=3.42mm</p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)mn的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)。故可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.42mm并就近圓整為標準值mn=3.5mm，而按接觸強度算得的分度圓直徑d1=129.14mm重新修正齒輪齒數(shù)，z1=d1cosβ/mn=129

73、.14×cos14°/3.5=35.8,取z1=36,則z2=i2z1=2.09×36=75.24,取z2=75.實際傳動比i2=z2/z1=75/36=2.083,與原傳動比基本一致。</p><p><b>　　幾何尺寸計算</b></p><p>　　中心距計算a=(z1+z2)mn/2cosβ=(36+75)×3.5/2

74、cos14°=200.26mm,將中心距調(diào)整為200mm.</p><p>　　調(diào)整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　Β=arccos(z1+z2)mn/2a=arccos(36+75)×3.5/2×200=13.772°=13°46′19″</p><p>　　3）計算大小齒輪的分度圓直徑</p>

75、;<p>　　d1=z1mn/cosβ=36×3.5/cos13°46′19″=129.73</p><p>　　d2=z2mn/cosβ=75×3.5/cos13°46′19″=270.27</p><p>　　計算齒輪寬度b=Φdd1=1×129.73=129.73mm,取b=130mm,則：B2=130mm,B1=135

76、mm.</p><p><b>　　齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　　小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)；大齒輪2采用孔板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺寸按經(jīng)驗公式和后續(xù)設(shè)計的中間軸配合段直徑計算，齒輪傳動的尺寸見下表：</p><p><b>　　3.3小結(jié)</b></p><p>　　本章主要介紹了高

77、速、低速齒輪的設(shè)計及其計算。</p><p><b>　　第四章 軸的設(shè)計</b></p><p><b>　　4.1蝸輪軸的設(shè)計</b></p><p>　?。?）選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力</p><p>　　因為為普通用途中小功率減速器，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩。故選軸的材料45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查

78、《機械設(shè)計》表9.1可知：</p><p>　　σb=600MPa [σ]b-1=55Mpa</p><p>　?。?）蝸輪軸上的功率PI =11.51kw </p><p>　　轉(zhuǎn)速 n1=960r/min</p><p>　　轉(zhuǎn)矩T1=114.50 N?㎜</p><p>　　轉(zhuǎn)距T2 ＝

79、1085.5 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㎜</p><p>　　蝸輪分度圓直徑 d2＝258.3㎜而Ft1= Fa2=2T1 / d1 = 3.6 N</p><p>　　Fa1= Fr2=2T2 / d2=8.4N</p><p>　　Fr1=Fr2tan α=8.4×tan20o=3.05N&l

80、t;/p><p>　　（4）初步確定軸的最小直徑，取A0 =112，于是得</p><p>　　dmin= A0(PI/ n1)1/3= 112×(11.51/960)1/3=38.5mm</p><p>　　計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取 KA=1.5Tc= KA T1=1.5×114.5×103 =171750N?㎜選用LT3彈性套柱銷聯(lián)軸器

81、，其公稱轉(zhuǎn)矩為315000N?㎜。半聯(lián)軸器的孔徑dI＝20㎜，故取dI-II=20㎜,半聯(lián)軸器長度L＝52㎜，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度 L1＝38㎜4.1.1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示的裝配方案</p><p>　?。?）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制定一軸肩，軸肩高度h=2.5mm, dII-III=25mm；左端用

82、軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=30mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度L1 =38mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度略短一些，現(xiàn)取LI-II =36mm2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受較大徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，并根據(jù)dII-III＝25mm,選取32306，其尺寸d×D×T=30×72×27 故dIII-IV=dV-IV=30㎜,而LI

83、II-IV=LVII-VIII=50mm,軸肩高度h=3mm,,因此dIV-V =dVI-VII=36㎜3）取蝸桿軸軸段直徑dV-VI=75.6㎜,蝸桿齒寬b1 ≥(10.5+z1)m=79㎜,經(jīng)磨削后b1 ＝79+25=104㎜,即LV-VI＝141㎜4）軸承端蓋的總寬度為25mm，由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面于半聯(lián)軸器左端面間的距離15mm，故LII-I</p

84、><p>　　對于圓錐滾子軸承，按表13-7，軸承的派生軸向力，</p><p>　　其中，Y是對應(yīng)表13-5中 的Y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的32306的基本額定載荷C=81500N, Co  =96500N。e=0.31，Y=1.9。因此可得 按式（13—11）得 Fa1= Fd2+ Fa1=3552.3N</p><

85、;p>　　Fa21= Fd2=135.3N</p><p>　　因為 故X=0.4,   Y=1.9;,   故X=1,    Y=0;因軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn)，查表，fp =1.1。則P1= fp (X1 Fr1+Y1 Fa1)=7899.9NP2= fp (X2 Fr2+Y2 Fa2)=565.7N 3） 驗算軸承壽命因

86、為P2＜P1，所以按軸承1的受力大小驗算Lk=106/60n(C/ P1)Z=38390h＞19200h     故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于30313型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=18.9mm。因此，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。</p><p>　　4）按彎扭合成應(yīng)力校核

87、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）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)變。應(yīng)取a=0.6 ，軸的計算應(yīng)力為</p><p>　　已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表0.6得[σ-1]=60MPa。因此σca ＜σ-1，故安全。4.2蝸桿軸的設(shè)計計算1.蝸桿軸上的功率PII=9.02kw ，</p><

88、p>　　轉(zhuǎn)速 nII=47.71r/min ，轉(zhuǎn)矩 TII＝1805N?㎜ 軸III上的功率PIII=8.57kw,轉(zhuǎn)速NIII=61.16r/min  ，轉(zhuǎn)矩TIII＝1338.18㎜</p><p>　　2.求作用在齒輪上的力蝸輪：Fa2= Ft1=2T1 /d1=2×114.5/63=3.63N</p><p>　　Ft2=

89、 Fa1=2T2 /d2=2×1085.5/302.4=7.19N</p><p>　　Fr2= Fr1= Ft2 tan α=7.19 ×tan 200=2.61N</p><p>　　小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑d2齒=270.27mm</p><p>　　Ft3= Ft3=2T3 /d2齒=2×1338.18/270.

90、27=9.9NFr3= Fr4= Ft3 tan α/ =9.9×tan 200/ =3.5N </p><p>　　Fa3= Fa4= Ft3 tan 14?8′28"=3.5×tan 14?8′28" =109N </p><p>　　3.初步確定軸的最小直徑，取A0=112dmin= A0(P2/ n2)1/3= 112×

91、;(4.14/38)1/3=53.4mm</p><p>　　4.2.1軸承的選擇1）擬定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）初步選擇滾動軸承，因軸承同時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)dI-II =50mm,選取7310B，其尺寸d×D×B=50mm×110mm×27mm 故dI-II 

92、60;= dv-vI =50㎜,（2）取安裝齒輪處的軸段直徑dII-III = dIV-V =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≤0.75da1 =0.75×75.6=56.7㎜，取其寬度為56㎜，故取LII-III =52mm,小齒輪B2 =106㎜,故取LIV-V =102mm,齒輪采用軸肩定位，軸肩高度h=5mm, dIII-IV =65mm,

93、LIII-IV =40㎜（3）為了保證蝸輪蝸桿、直齒的嚙合，取蝸輪端面到內(nèi)機壁的距離a1=22mm ；為了保證直齒的嚙合，取小齒輪端面到內(nèi)機壁的距離a2=9mm ；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離△2 ,取△2=10mm，已知滾動軸承寬度B=</p><p>　?。?）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角2×45?。各軸肩處的圓角半徑取R2。4.2.2軸的

94、強度計算（1） 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1 和 Fr2將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系：則Fr1V=2824.8N Fr2V=1629.2N</p><p>　　Fr1H=6128.7N Fr2H=-993.5N </p><p>　　Fr1=( Fr1V 2+Fr1H2)1/2= (2824.8 2+6128.72)1/2 =6728.4N

95、 </p><p>　　Fr1=( Fr2V 2+Fr2H2)1/2= (1629.2 2+6128.72)1/2 =1908N （2） 求兩軸承的計算軸向力Fa1 和Fa2及軸上軸向力對于角接觸球軸承7310B，按查表，軸承的派生軸向力Fd= 1.14 Fr,其中，Y是對應(yīng)表13-5中 的Y值，其值由軸承手冊查出。手冊上查的7310B的基本額定載荷C=68200N, Co  =48

96、000N。e=1.14，F(xiàn)ac=Fa3-Fa2=1265.7N因此可得  Fd1= 1.14 Fr=7693N</p><p>　　Fd2= 1.14 Fr2=2175N</p><p>　　所以 Fa1= Fd1=7693N</p><p>　　Fd2= Fd1-Fac=6227.3N</p><p>　　因為Fa

97、1/ Fr1= 1.14≤e;故X=1, Y=0；Fa2/ Fr2= 3.37≤e,  故X=0.35,Y=0.57；因軸承運轉(zhuǎn)過程中載荷較平穩(wěn)，按表13—6，fp =1.1。則P1= fp (X1 Fr1+Y1 Fa1)=7432NP2= fp (X2 Fr2+Y2 Fa2)=4764.5N（3） 驗算軸承壽命因為P1 ＞P2 ，所以按軸承1的的受力大小驗算Lh=106/60n(C/ P1)Z=138

98、250h＞19200h     故所選選軸承滿足壽命要求。首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于角接觸球軸承7310B，由手冊中查得a=47.5mm。因此，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計以及彎矩和扭矩圖中</p><p>　　6）按彎扭合成應(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

99、扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)變。應(yīng)取a=0.6 ，軸的計算應(yīng)力為</p><p>　　已知選用軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得[σ-1 ]=60MPa。因此σca ＜[σ-1]， ，故安全。4.2.3精確校核軸的疲勞強度1判斷截面II左右兩側(cè)為危險截面2、截面II左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3 =0.1×5

100、0 3=12500mm3 抗扭截面系數(shù)W =0.2 d 3=0.2×50 3=25000 mm 3截面II左側(cè)的彎矩M為M=111579.6×24/52=51498.3N?mm截面II上的扭矩T=441280N?mm截面上的彎曲應(yīng)力σ=M/W=13.9Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力t= T/ Wt =209000/18225=4.12Mpa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得σH=640Mpa, σ-1

101、=275Mpa, t-1=155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)σa 及σr按表查取，因r/d=2.0/50=0.04,D/d=55/50=1.1,,經(jīng)插值后可查得ca=2.0，σr =1.36軸的材料的敏性系數(shù)為qσ =0.82   q r=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為kt =1+ qr (σσ-1)=1.82  </p><p>　　S=1.5故可知其安全

102、③截面II右端  抗彎截面系數(shù)W=0.1d3 =0.1×553 =16638mm3   抗扭截面系數(shù)W =0.2 d 3=0.2×55 3=33275mm 3彎矩M及彎曲應(yīng)力為：  M=51498.3N?mm                

103、    σb=M/W=113.9Mpa扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T=441280N?mm                     t= T / W =4.12Mpa過盈配合處的k / §σ，用插值法求出，并取kt /§r =0.8 kc/§

104、;σ  ，得</p><p>　　kσ/§σ=3.16    k r/§r=0.8 kσ/§σ=2.53軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為σ= r =0.92故得綜合系數(shù)為：Kσ= kσ/ §σ+1/ σ-1=3.25       Kr = kr /§r +1/r -1=2.62因

105、此，軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為：            S 1=σ-1 /（Kσσa  +§σ  σa）=6.09                S2 =t-1 /（Krta  +﹠r

106、tm  ）=15                 S =（S1 S2 ）/（S12  + S12  ） =6.05,</p><p>　　S=1.5故該軸在截面II右側(cè)的強度也足夠4.3齒輪軸的設(shè)計計算1.齒輪軸上的功率PIII

107、=8.57kw ，</p><p>　　轉(zhuǎn)速 nIII=61.16r/min ，</p><p>　　轉(zhuǎn)矩 TIII＝1338.18N?㎜ 2.求作用在齒輪上的力</p><p>　　小齒輪：已知大齒輪的分度圓直徑d2齒=270.27mm</p><p>　　Ft4= Ft3=2T3 /d2齒=2×1338.1

108、8/270.27=9.9NFr4= Fr3= Ft3 tan α/ =9.9×tan 200/ =3.5N </p><p>　　Fa4= Fa3= Ft3 tan 14?8′28"=9.9×tan 14?8′28" =109N </p><p>　　3.初步確定軸的最小直徑，取A0=112dmin= A0(P3/ n3)1/3= 11

109、2×(3.98/76)1/3=41.9mm</p><p>　　計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取 KA=1.3Tc= KA T3=1.3×56×104 =728000N?㎜選用HL7彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63000N?㎜。半聯(lián)軸器的孔徑dI＝70㎜，故取dI-II=70㎜,半聯(lián)軸器長度L＝142㎜，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度 L1＝107㎜4軸的機構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案

110、如圖所示的裝配方案</p><p>　　（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段左端需制定一軸肩，軸肩高度h=3mm,DII-III =76mm; 右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑=68mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度L1 =112mm,故I-II段的長度略短一些，現(xiàn)取LI-II=108mm2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用

111、，故選用角接觸球軸承，根據(jù)dII-III=76㎜,選取7016AC軸承，其尺寸d×D×B= 80mm×125mm×22mm故dIII-IV＝dVII-VIII =80㎜3）取安裝大齒輪處的軸段直徑dVI-VII=55mm,齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，加擋油環(huán)，為了使套筒可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，其寬度為100㎜，故取LV-VI =96mm,齒輪的采用軸環(huán)定位，軸環(huán)高度h=6

112、mm, dV-VI=87mm, LV-VI=9㎜4）軸承端蓋的總寬度為47mm，由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑要求，取端蓋的外端面于半聯(lián)軸器左端面間的距離15mm，故LII-III =</p><p>　　至此已初步確定軸的各段直徑和長度。6）軸上零件的周向定位為了保證半聯(lián)軸器與軸的連接，按軸的最小直徑查得平鍵截面 b×h=18mm×11mm ，

113、長為L=90mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為;按軸的直徑查得平鍵截面 b×h=20mm×12mm ，長為L=80mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合為，所以滾動軸承的配合是由過盈配合來保證的</p><p>　　7）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2取軸端倒角2×45?。各軸肩處的圓角半徑取R2。8）精確校核軸的疲勞強度1、判斷截面VII左右兩側(cè)為危險截面2、截面VII右側(cè)抗彎截面系數(shù)

114、W=0.1d 3=0.1×703 =34300mm 3抗扭截面系數(shù)Wt =0.2 d3 =0.2×50 3=68600 mm3 截面VII右側(cè)的彎矩M為M=[510009.7×(86-48)]/86=225353.13N?mm截面VII上的扭矩T=1270000N?mm截面上的彎曲應(yīng)力σb=M/W=6.57Mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力tT= T/ W t=209000/18225=18.51Mpa軸

115、的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得σH=640Mpa, σ-1=275Mpa, σ-1=155Mpa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) aσ及ar 按表查取，因r/d=2.0/70=0.03,D/d=75/70=1.07,,經(jīng)插值后可查得aσ=2.0，ar =1.32軸的材料的敏性系數(shù)為qσ =0.82   q r=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為kt =1+ qr (σσ-1)=1.8</p>

116、;<p>　　由尺寸系數(shù) §σ=0.68.§r =81軸按磨削加工，可得表面質(zhì)量系數(shù)σ= r =0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q =1，則得綜合系數(shù)為       Kσ= kσ/ §σ+1/ σ-1=2.76</p><p>　　Kr = kr /§r +1/r -1=1.66  碳鋼的特性系

117、數(shù)﹠1 =0.1~0.2，取﹠1 =0.1                 ﹠2=0.05~0.1，取﹠r=0.05計算安全系數(shù)S 值，則得：                 S 1=σ-1 /

118、（Kσσa  +§σ  σa）=14.42                S2 =t-1 /（Krta  +﹠rtm  ）=9.97             

119、60;  S =（S1 S2 ）/（S12  + S12  ）1/2 =8.1</p><p>　　S=1.5故可知其安全③截面VII左端 抗彎截面系數(shù)W=0.1d3 =0.1×753=42188mm3 抗扭截面系數(shù)WT =0.2 d 3=0.2×75 3=84375mm 3彎矩M及彎曲應(yīng)力為：M=225353.1

120、N?mm                   σb=M/W=5.34Mpa扭矩T及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T=12700000N?mm                     

121、;  tT = T2 / WT =15Mpa過盈配合處的k / §σ，用插值法求出，并取kt /§r =0.8 kc/§σ  ，得</p><p>　　kσ/§σ=3.16    k r/§r=0.8 kσ/§σ=2.53軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為σ= r =0.92故得綜合系數(shù)為

122、：Kσ= kσ/ §σ+1/ σ-1=3.25       Kr = kr /§r +1/r -1=2.62因此，軸在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)為：            S 1=σ-1 /（Kσσa  +§σ  σa

123、）=15.1                S2 =t-1 /（Krta  +﹠rtm  ）=7.74           S =（S1 S2 ）/（S12  + S12  ） =6.97

124、, S=1.5</p><p><b>　　4.4小結(jié)</b></p><p>　　本章主要介紹了蝸輪軸、蝸桿軸、齒輪軸的設(shè)計、計算及校核</p><p><b>　　第五章 箱體設(shè)計</b></p><p><b>　　5.1箱體設(shè)計</b></p>&

125、lt;p>　　5.2其他附件的選擇1．視孔蓋  選用A=140mm的視孔蓋。2．通氣器選用簡易通氣器M20×1.53．油面指示器根據(jù)指導(dǎo)書表14.13，選用桿式油標M204．油塞根據(jù)指導(dǎo)書表14.14，選用M20×1.5型油塞和墊片5．起吊裝置根據(jù)指導(dǎo)書，箱蓋選用吊耳d=16mm6．定位銷根據(jù)指導(dǎo)書表11.30，選用銷GB/T 117-2000 A8×35

126、7．起蓋螺釘選用螺釘M12×30</p><p><b>　　5.3小結(jié)</b></p><p>　　本章主要介紹了箱體的設(shè)計 </p><p>　　第六章 密封與潤滑1．齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于高速級蝸桿浸油深度30~50mm，取深h=32mm。根據(jù)指導(dǎo)書表16-1，選用全損耗系統(tǒng)用油 L