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商丘工學院畢業(yè)設計（繪圖）任務書
（指導教師填表）
填表時間： 2015年11月24日
學生姓名
左松陽
專 業(yè)班 級
機械設計制造及其自動化
12級1班
指導教師
楊三序
課 題類 型
工 程設 計
設計題目
一種公路用電動欄桿的設計
主要研究內(nèi)容
設計一種公路用電動欄桿，內(nèi)容包括整機設計和主要零部件、控制電路的設計。
要求該產(chǎn)品為左側型，適合使用溫度為A級，橫桿長度為3m，欄桿升起時間為1.4s，無故障起落次數(shù)不小于1 500 000次，能手動升起欄桿。
主要技術指標（或研究目標）
設計的產(chǎn)品應達到GB/T 24973—2010《收費用電動欄桿》的技術要求。主要完成材料包括：
1. 開題報告一份；
2. 查閱到12篇以上與課題相關的科技文獻；
3. 翻譯與課題有關的外文資料，譯文字數(shù)不少于3000字；
4. 需要完成不少于折合2張A0圖紙的繪圖，其中應包含整機裝配圖、主要零、部件圖等，圖紙應符合最新的國家標準要求。
5. 按要求格式獨立撰寫不少于2萬字的設計說明書。
進度計劃
2015.12.11—2016.1.6 完成開題報告。
2016.01.7—2016.02.20 進行課題研究或項目開發(fā)與設計，完成具體設計任務，并繪制相關設計圖紙，撰寫畢業(yè)論文。
2016.02.21—2016.04.14 中期檢查，內(nèi)容包括：《選題表》、《任務書》、《開題報告》、《畢業(yè)論文（設計）進度表》、《文獻綜述》、《外文資料翻譯》和《畢業(yè)論文（設計）中期檢查表》。
2016.04.16—2016.05.05 完成提交畢業(yè)設計。
2016.05.06—2016.05.25 答辯。
主要參考文獻
[1] 孫桓．機械原理[M]．高等教育出版社．2013．
[2] 濮良貴．機械設計[M]．高等教育出版社，2013．
[3] 陸玉．機械設計課程設計[M]．機械工業(yè)出版社，2006．
[4] 楊銘．機械制圖[M]．機械工業(yè)出版社，2011．
[5] 孔凌嘉．簡明機械設計手冊[M]．北京理工大學出版社，2008．
[6] S X Yang．Electric barrier driving mechanism with a jaw clutch [J]．Engineering Manufacturer．2004.
[7] GB/T 24973-2010，收費用電動欄桿[S]
教研室主任簽字： 年 月 日
商 丘
工學院
2015-JXLW
專業(yè)代碼-編號
本科畢業(yè)論文（設計）
一種公路用電動欄桿的設計
學 院
小三號黑體居中（下同）
專 業(yè)
學 號
學生姓名
指導教師
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校有關規(guī)定,恪守學術規(guī)范,此畢業(yè)論文(設計)中均系本人在指導教師指導下獨立完成,沒有剽竊、抄襲他人的學術觀點、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,我愿承擔一切責任,接受學校的處理,并承擔相應的法律責任。
畢業(yè)論文（設計）作者簽名：
年 月 日
摘 要
本次設計是對一種公路用電動欄桿的設計。為了提高機器設備自動化，降低工人老動強度，本課題從實際需要出發(fā)，對一種公路用電動欄桿進行了研究設計，實現(xiàn)了在這里主要包括:裝置設計的設計。這次畢業(yè)設計對設計工作的基本技能的訓練，提高了分析和解決工程技術問題的能力，并為進行一般機械的設計創(chuàng)造了一定條件。
本論文研究內(nèi)容：
(1) 一種公路用電動欄桿總體結構設計。
(2) 一種公路用電動欄桿工作性能分析。
(3) 驅動機構的選擇。
(4) 一種公路用電動欄桿的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件設計。
(5)對設計零件進行設計計算分析和校核。
(6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。
關鍵詞：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構方案設計 4
第3章 公路用電動欄桿傳動裝置設計 6
3.1 電動機類型的選擇 6
3.2 電動機功率選擇 6
3.3 確定電動機轉速 6
3.4 總傳動比 8
第4章 動力學參數(shù)計算 9
4.1 蝸桿蝸輪的轉速 9
4.2 功率 9
4.3 轉矩 9
第5章 傳動零件的設計計算 10
5.1 蝸桿與蝸輪的設計計算 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 同步帶傳動的設計準則 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 同步帶的設計 21
5.4 切割主軸的設計 22
5.4.1 確定切割主軸最小直徑 22
5.4.2 求軸上的載荷 23
5.4.3 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 24
5.4.4 精確校核軸的疲勞強度 24
第6章 軸的設計計算 29
6.1 連軸器的設計計算 29
6.2 輸入軸的設計計算 29
6.3 輸出軸的設計計算 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 減速器結構與潤滑的概要說明 41
9.1 箱體的結構形式和材料 41
9.2 鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系 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 控制電機的軟件設計 45
10.4 本章小結 46
結論 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，隨著交通基礎設施的組成部分，同時顯著在停車場的設計，合理的解決城市交通量，不僅給城市的充電，安全，必須加強正常運作的重要組成部分，提高了停車場的小區(qū)。技術的發(fā)展，社會的文明和人民的進步，已經(jīng)不能滿足傳統(tǒng)停車場管理，更安全，更高效的停車場門系統(tǒng)和工作人員，小區(qū)物業(yè)的阻隔居民的它是為了確保安全。通過驅動電動機旋轉控制，然后，在垂直和水平擺動的欄桿系統(tǒng)中，為了減速的電動機旋轉到循環(huán)的欄桿上，是依賴于系統(tǒng)或機構上：電動欄桿作品。電動欄桿，自鎖，反饋，有保護等功能，你需要有一個具有大量外圍設備的接口。 這幾年來，經(jīng)濟的發(fā)展很快，中國的城市化水平也加大步伐發(fā)展，以提高人民生活水平的提高，汽車的數(shù)量正在增加。截至2003年底，中國的個人汽車的所有權是12427672。在這些中，對于比一個個人汽車4890387,2002更增加了1462441，增加了42.7％。
1.2 電動欄桿的使用現(xiàn)狀及發(fā)展前景
電動欄桿是為了解決停車問題，大城市的有效途徑。土地資源的限制，在全市亞洲特別顯示，因為在大城市的狀態(tài)下，更廣泛的機械式停車設備在亞洲使用，亞洲大部分地區(qū)顯示當前的統(tǒng)計數(shù)據(jù)，日本，韓國，中國停車市場，和其他地點。
該技術在亞洲的電動欄桿，從20世紀60年代機電動欄桿的研發(fā)，生產(chǎn)，銷售，開始從事服務，已通過40多年的歷史日本發(fā)源地。日本目前，該公司生產(chǎn)的200家企業(yè)，約生產(chǎn)，一直從事機械車庫和設備的開發(fā)約100或更多的機器電動欄桿，和大型企業(yè)的新，你有IHI，日精，三菱重工。今年以來日本的作業(yè)機停車場，90年超過10萬輛。目前日本3000000，傳送主提升和電動欄桿已放置待上面使用一個機械式停車。日本，多級提升和垂直升降型，循環(huán)型，垂直循環(huán)類，其它產(chǎn)品級便于升降的優(yōu)點。機械電動欄桿技術的韓國協(xié)會是日本技術的衍生物。自從開始在20世紀80年代到70年代中期，在行業(yè)內(nèi)，消化和本地化生產(chǎn)后，在上世紀90年代，它開始推出開始進入使用階段，日本技術。這些階段為了得到政府近年來非常重要的，各種機械和電子圍欄普遍發(fā)展和使用，因為它加入到韓國，增速在30％左右。目前，韓國是電動欄桿行業(yè)已進入穩(wěn)步發(fā)展階段。
我們是同一種門的自動增加，在收費站的入口處并由此可以看出秋天鱒魚同樣的事情化合物的道路，這是電動欄桿。電動欄桿的發(fā)明，來緩解顯著的收費站工作人員的任務，沒有他們需要人工唯一的障礙，你以同樣的方式和以前一樣自由，吊裝，它是由車輛控制下降后，就可以控制電動柵欄，你需要按時間和稅收開關浪費。城市化速度加快，在中國基礎設施和住房建設，越來越多的需求是通過增加停車扶手的數(shù)量相匹配車禍功能電動柵欄：車輛感應線圈面積，如果你能防止汽車爆炸欄桿臂自動抬起欄桿將在比水平臂角度15°以下的范圍。
需要：自動泊車極，因為你經(jīng)常使用，這樣一來，影響到自己的生活，你會被不同程度的損壞。該碰撞要求，您將需要越來越多地處理。不管怎么樣的停車場的具有電動欄桿的入口，電動欄桿是，不僅是有可能，有門的公寓，不適合停車門的各種細胞。其中，為了提高它，以改善自己的生活，為了實現(xiàn)長期我們，您將需要處理的影響的問題日益嚴重。
發(fā)展前景：
此前歐洲，德國，從事意大利電網(wǎng)和其他歐洲國家的開發(fā)和生產(chǎn)。好公司：我喜歡意大利Sotefin，國際米蘭，巴黎德國。對于歐洲的土地資源相對豐富，但表現(xiàn)并不在停車場的問題十分突出，電動柵欄的應用量不是很大。此外，通路，是非常好的大多數(shù)應用程序的多個產(chǎn)品被轉移到解除堆疊產(chǎn)物。德國，歐洲國家如意大利，胡同的主要產(chǎn)品優(yōu)勢。中國在80年代初的發(fā)展，它開始使用機器電動欄桿。在80年代初的階段，尤其是汽車的家庭后，逐步擴大電動欄桿的應用，在汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展和建筑行業(yè)，90年代以來，有，??形成了引進，開發(fā)，一個新的電動欄桿行業(yè)在制造業(yè)利用有電動欄桿相結合，開發(fā)的初始階段，已涉及約100號，生產(chǎn)承載目前超過50家制造商的公司。
目前，逐漸重視國內(nèi)研究電動欄桿，技術研究機構和眾多高校進行投資的工作，它已成為電動欄桿的各個方面。這樣的結構設計，控制系統(tǒng)，訪問策略，可靠性分析，研究和生產(chǎn)技術，我們已經(jīng)設出得了一系列的成果。與此同時，國家也提高了，這是關系到進一步發(fā)展和停車法規(guī)和行業(yè)標準，規(guī)劃指導，加強技術開發(fā)和標準化，我們已經(jīng)制定了一些行業(yè)標準和行業(yè)標準的電動欄桿。在另一方面，中央政府和地方政府，法律的規(guī)定，出臺了一系列停車場經(jīng)營計劃管理的發(fā)展。自2004年以來，國家工商總局檢疫質量監(jiān)督檢驗和許可審核工作的電動欄桿的公司，而不是在2005年3月31日，規(guī)定，不得從事生產(chǎn)的企業(yè)的電動欄桿工作生產(chǎn)許可證被收購。
從1980年代末，中國的停車產(chǎn)業(yè)在城市地區(qū)后，經(jīng)過10多年的發(fā)展，已形成了現(xiàn)在了一定的規(guī)模，在發(fā)展的初期階段，車庫建設剛剛開始，在一些在車庫中的機器的城市它仍是空白。停車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，也有一些問題還是：第一，大部分電動欄桿公司其他都是中小型企業(yè)，具有一定規(guī)模，發(fā)展不平衡，以及有關大型20大中型骨干企業(yè)弱形成的，技術，缺乏自主開發(fā)能力，依靠引進國外技術圖紙，。第二，產(chǎn)品的范圍內(nèi)增加，是質量，可靠性，安全性，耐久性是一個很大的問題，有一種技術水平，很難保證產(chǎn)品的質量。三，停車產(chǎn)業(yè)的市場開始發(fā)展，競爭是殘酷的，目前整體產(chǎn)能過剩，價格低，且部分產(chǎn)品，已經(jīng)跌破行業(yè)平均成本你。
1.3 主要內(nèi)容
在本設計中，包括可以成為第一個機械原理機械設計類機械工程控制，機械工程材料和機械，發(fā)展趨勢，現(xiàn)在的文學被應用，一些國內(nèi)外;第二，利用這一信息是合理的，你設計過程初步結構分析，并能夠開發(fā)一種設計方案;在最后，電選擇，設計，計算和動作控制，根據(jù)需要在設計處理材料以檢查扶手的其它注釋，我們，你可以得到一些相關文獻的指導和幫助。
1.4 擬解決的主要問題
在早期的日子里做準備跟很多文獻，以了解電動欄桿，CAD，將需要一些工具，比如自己喜歡的書，精心繪制上部分機器手冊理解它的結構，以及相關的材料和引用，而且，當有必要能夠選擇的植物的研究，最后，在上述條件下，該項目它已經(jīng)以完成必要的操作條件得到滿足。
47
第2章 一種公路用電動欄桿結構方案設計
本實用新型公開了一種電動升降欄桿,它由機架、旋轉欄桿、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),電機的轉動軸與設置在機殼中部的減速箱(2)的轉動軸用傳動帶相連接,減速箱的輸出軸與設置在機殼上部的可轉動欄桿(3)的轉動軸用傳動帶相連接,在機殼的上部還設有手柄(4),在機殼的下部還設有地腳螺檢孔(6),在電機上還接有控制開關(7)。
本實用新型涉及一種電動升降欄桿。
在我國的公路道口,車站、碼頭、停車場經(jīng)常需要使用欄截車輛停駛的欄桿,這種欄桿都是采用人三來進行轉動升降,這種欄桿的缺點就是勞動強度大,升降慢,效率低,容易出事故。本實用新型的目的就是提供一種用電來驅動的電動升降欄桿,它不但可以減輕人的勞動強度,并且可以實現(xiàn)遠距離的控制本實用新型采用如下設計來實現(xiàn):先設計一個立式外殼,在外殼的底部裝有電動機,在機殼的中部設有減速機構,電動機的轉動軸與減速機構的輸入軸用傳動帶相連接;在外殼的上部設有一個可轉動的欄桿,可轉動欄桿的轉動軸端用傳動帶與減速機構的輸出軸相連接,用控制開關控制電機的正反轉,這樣,欄桿在減速機構的帶動下,可轉動至水平狀態(tài),即欄截狀,當再一次轉動時,即可轉至垂直狀態(tài),即放行狀態(tài)。
采用本實用新型后,互作人員可以很輕松地從事欄桿的升降互作,并且還可以進行遠距離控制欄桿的升降,這樣三作人員互作起來更方便和更安全。
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),電機的轉動軸用傳動帶與設置在機殼中部的減速箱(2)的輸入轉動軸相連接,而減速箱的輸出轉動軸用傳動帶與設置在機殼上部的可轉動欄桿(3)的轉動軸相連接,欄桿可轉動至水平狀態(tài)和垂直狀態(tài)一;另外在機殼的底部還設有地腳螺栓孔(6),用于安裝和固定"遠距離控制開關(7)可根據(jù)距離要求設置控制開關可控制電機的正反轉,以實現(xiàn)攔桿的升降功能,為保證在停電時也能操作,在機殼的側面還設有手搖桿(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計
第3章 公路用電動欄桿傳動裝置設計
3.1 電動機類型的選擇
按工作要求和條件，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計指導書式（1）為
由設計指導書公式（2）
因此
估算由電動機至運輸帶的傳動的總效率為
為聯(lián)軸器的傳動效率根據(jù)設計指導書參考表1初選
為蝸桿傳動的傳動效率
為軸承的傳動效率出選
為卷筒的傳動效率出選
工作機所需的功率：
3.3 確定電動機轉速
卷筒軸的工作轉速
查《機械設計》書中得各級齒輪傳動比如下：;
理論總傳動比：;
電動機的轉速的范圍
因為
符合這一范圍的同步轉速為：查機械設計手冊第3版第167頁的表12-1可知
,,
根據(jù)容量和轉速，由設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
同步轉速
滿載轉速
電動機質量
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
對Y系列電動機，通常選用同步轉速為1000rpm或1500rpm的電動機，如無特殊需要，不選用低于750rpm的電動機配合計算出的容量，由表查出有兩
種適用的電動機型號，其技術參數(shù)比較情況見表1：
根據(jù)容量和轉速，以及考慮蝸輪蝸桿的傳動比標準系列，選擇轉速為1440的電機由設計手冊查出的電動機型號，因此有以下1種傳動比選擇方案，如下表：
表3-2 傳動比方案一
方案
電動機型號
額定功率
同步轉速
滿載轉速
電動機質量
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，可知方案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，滿載轉速n= 1440r/min 。
圖3-1 Y132S電機結構圖
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。
根據(jù)表11-1，選擇蝸桿頭數(shù)Z1=1,那么Z2則在29-82之間取值。
第4章 動力學參數(shù)計算
4.1 蝸桿蝸輪的轉速
為蝸桿的轉速，因為和電動機用聯(lián)軸器連在一起，其轉速等于電動機的轉速。
為蝸輪的轉速，由于和工作機聯(lián)在一起，其轉速等于工作主軸的轉速。
4.2 功率
為蝸桿軸的功率
= *=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
轉矩T/(N?m)
轉速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 傳動零件的設計計算
第5章 傳動零件的設計計算
5.1 蝸桿與蝸輪的設計計算
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
考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45鋼;因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為45～55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。
5.1.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計
根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由教材【1】P254式(11—12),傳動中心距
(1) 確定作用在蝸桿上的轉矩=1274.26 Nm
(2)確定載荷系數(shù)K
因工作載荷有輕微沖擊,故由教材【1】P253取載荷分布不均系數(shù)=1;由教材P253表11—5選取使用系數(shù)由于轉速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù);則由教材P252：
(3)確定彈性影響系數(shù)
因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。
(4)確定接觸系數(shù)
先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖11—18中可查得=2.9。
(5)確定許用接觸應力
根據(jù)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,可從從教材【1】P254表11—7查得蝸輪的基本許用應力=268。由教材【1】P254應力循環(huán)次數(shù)
應力循環(huán)次數(shù)N=60=60127.28（2810365）=9.56
其中,(為蝸輪轉速)
j為蝸輪每轉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
(6)取中心距a=200mm,因i=52,故從教材【1】P245表11—2中取模數(shù)m=6.3mm, 蝸輪分度圓直徑=63mm這時=0.315從教材【1】P253圖11—18中可查得接觸系數(shù)=2.9因為=,因此以上計算結果可用。
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。由參考文獻【1】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
當量齒數(shù)
根據(jù)從教材【1】P255圖11—19中可查得齒形系數(shù)
螺旋角系數(shù)
從教材P25知許用彎曲應力
從教材【1】P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56
由教材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。
從教材P【1】264表11—18中用插值法查得=0.0264, 代入式中得=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
考慮到所設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7級精度,則隙種類為f,標注為8f GB/T10089—1988。然后由參考文獻【3】P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71μm, 蝸輪的齒厚公差為 =130μm;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6μm, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6μm和3.2μm。
5.1.8 熱平衡核算
初步估計散熱面積：
取(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動器之間沒有什么區(qū)別。
皮帶傳動（見圖5-1），功率軸的準確率小，結構緊湊，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?，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)周面上的帶驅動器，并與相應的輪子形成。它結合了皮帶傳動，鏈傳動和??齒輪驅動自己的優(yōu)勢。旋轉和肺泡齒輪嚙合，以提供電力。皮帶傳動具有準確的傳動比，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。還主動漁輪直徑當選過小，受攜帶繩索彎曲進出發(fā)呆更經(jīng)常的疲勞應力，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和力學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。
如圖2所示，皮帶和皮帶輪之間的控制音調差，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件，并且直到整個帶基質脫離，這是切斷齒形皮帶（見圖5-3）。由此齒形粗切原因如下：
如圖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，從而導致應力集中，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，帶強度差異的基礎材料。
降低帶齒切割，必須嚴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。導致過度磨損是緊張的牙齒和齒嚙合鑫之間的干擾。應力在安裝帶時也應減少在牙齒上，合理調整的磨損，隨著齒輪齒設計，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 同步帶傳動的設計準則
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，安裝和調試，嚴格控制是否正確，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)，并制定了相應的皮帶傳動標準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，結構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，將應力分布是良好的，柔軟的齒根應力集中，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
設計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質、原動機類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素共同確定的，表達式如下：
式中 ——需要傳遞的名義功率
——工作情況系數(shù)，按表5-1工作情況系數(shù)選取=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)同步帶傳動的設計功率Pd'和小帶鋸轉速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。查表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
1） 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。查表3-3-3得。
查得小帶鋸最小齒數(shù)14。
實際齒數(shù)應該大于這個數(shù)據(jù)
初步取值z1=34故大帶鋸齒數(shù)為：z2=i×z1=1×z1=34。
故z1=34，z2=34。
① 確定帶鋸的節(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
② 驗證帶速v
由公式v=πd1n1/60000計算得，
s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。
a) 確定帶長和中心矩
根據(jù)《機械設計基礎》得
所以有：
現(xiàn)在選取軸間間距為取224mm
10、同步帶帶長及其齒數(shù)確定
=()
=
=719.7mm
11、帶鋸嚙合齒數(shù)計算
有在本次設計中傳動比為1，所以嚙合齒數(shù)為帶鋸齒數(shù)的一半，即=17。
12、基本額定功率的計算
查基準同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量表5-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。
所以同步帶的基準額定功率為
==0.21KW
表5-3 基準寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量
13、計算作用在軸上力
=
=71.6N
5.3.2 同步帶的設計
在這里，我們選用梯形帶。帶的尺寸如表5-4。帶的圖形如圖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 切割主軸的設計
5.4.1 確定切割主軸最小直徑
（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據(jù)課本，取，于是得
＝112×10.23
根據(jù)切削切肉設備主軸的設計相關知識，前面章節(jié)已經(jīng)做了說明，在此不具體說明，
擬定軸的結構如下圖，
圖5-7 切割主軸的結構圖
軸的受力情況如下圖：
圖5-8 切割主軸的受力圖
5.4.2 求軸上的載荷
從軸的結構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 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
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7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，?。?.6，軸的計算應力
＝＝ MPa＝12.4 MPa
前已選軸材料為45鋼，調質處理，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只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載來看，截面C上的應力最大。截面Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但是應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側即可。
（2）截面Ⅳ左側
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的右側的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應力
＝1.48 MPa
截面上的扭轉切應力
＝11.49 MPa
軸的材料為45鋼，調質處理。由課本表15-1查得
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因
，
經(jīng)插值后查得
＝1.9，＝1.29
又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為
，＝0.88
故有效應力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為
＝1.756
由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)。
軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數(shù)為
軸為經(jīng)表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為
又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
，取
，取
于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝65.66
S＝＝＝16.92
＝＝＝16.38≥S＝1.5
故可知其安全。
1. 截面Ⅳ右側
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的右側的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應力
＝1.25 MPa
截面上的扭轉切應力
＝9.68 MPa
過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并?。?.8，于是得
＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59
軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數(shù)為
軸為經(jīng)表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為
＝3.33
＝2.68
又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
，取
，取
于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝66.07
S＝＝＝16.92
＝＝＝11.73≥S＝1.5
故該軸的截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結束。
第6章 軸的設計計算
第6章 軸的設計計算
6.1 連軸器的設計計算
1、輸入軸按扭矩初算軸徑
選用45調質，硬度217~255HBS
根據(jù)教材【1】P370（15-2）式，并查表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
標準孔徑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求。
2、 輸出軸按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據(jù)教材【1】P370頁式（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，由轉速和轉矩得
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，標準孔徑d=45mm，許用應力為800許用轉速250。參考【3】P154
表5：
型號
公稱轉矩Tn
允許轉速[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
公稱轉矩T1=35.36，T2=374.36。由書中表14-1查得=1.5，
輸入軸1.5*35.36=53.04N.m<1250N.m滿足要求；
輸出軸1.5*374.36=561.54N.m<800N.m滿足要求。
6.2 輸入軸的設計計算
軸的結構設計：
（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：由教材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：由教材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 軸的結構圖
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滿足要求。
（3）按彎矩復合強度計算
①求小齒輪分度圓直徑：已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m
②求轉矩：已知T2=374.28N·m T1=35.0N·m
③求圓周力：Ft
根據(jù)教材P252（10-3）式得：
==2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N
==2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N
④求徑向力Fr
根據(jù)教材【1】P252（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
∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)應力,取α=0.6,
前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材P362表15-1查
,因此<,故安全。
∴該軸強度足夠。
6.3 輸出軸的設計計算
軸的結構設計：
（1）軸上的零件定位，固定和裝配
單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒， 右軸承從右面裝入。
（2）確定軸的各段直徑和長度
1、段：直徑d1=45mm
2、段：由教材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]知標準直徑可選55mm或50mm，但應大于52mm取d2=55mm。
（7） 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：由參考文獻[2]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）按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=302.4mm
②求轉矩：已知T2= TII=374.28N·m
③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得
=2T2/d2=2475.4N =1111.1N
④求徑向力Fr：根據(jù)教材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、求支反力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（15-5）
∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力,取α=1,
前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教材【1】P362表15-1查得,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查參考文獻【3】可知蝸桿承
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)求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）求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)
=284N
(3)求軸承當量動載荷和
因為
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