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1、 升降梯驅動系統(tǒng)設計 目 錄 1、緒論 2 1.1 引言 3 1.2 升降梯介紹 3 1.3 曳引機的主要技術指標 4 2、升降梯的驅動功率計算 5 2.1 曳引比與曳引力 5 2.1.1 升降梯的曳引傳動形式 6 2.1.2 作用在曳引輪上的靜力 6 2.1.3 曳引輪兩側靜拉力計算 7 2.1.4 曳引輪上的靜轉矩 8 2.1.5 F和Q的討論 9 2.1.6 曳引輪承受的靜轉矩變化 9 2.2 設計載荷 10 2.2.1 曳引機驅動轉矩的計算 10 2.2.2 動量定理及曳引力 10 2.2.3 輸入功率的簡易

2、計算方法 12 3、曳引機主傳動機構的設計與計算 13 3.1 普通圓柱蝸桿副幾何參數搭配方案是： 13 3.2 幾何計算中注明的幾個問題 16 3.3 圓柱蝸桿、蝸輪、蝸輪軸的材料 20 3.4 軸系零件的配合精度 20 4、曳引機的設計 21 4.1 曳引機的額定載重量 21 4.2 額定速度 21 4.3 曳引機的總體設計 21 4.4 關于制動機構位置的討論 22 4.4.1 電動機的選用 22 4.4.2 曳引輪 22 4.5 整體方案討論 23 4.6 箱體結構設計的討論 23 4.7 箱體尺寸的確定 23 4.8 箱體肋的設置 24 4.

3、9 箱體設計應合理處理的幾個問題 25 4.10 曳引機軸的結構設計 26 4.11 軸承的選用 30 4.12 聯(lián)軸器的選用 31 4.13 制動機構的設計與計算 33 4.13.1 制動機構的類型與特點 33 4.13.2 制動器的選擇與設計 34 4.14 曳引輪的設計與計算 34 總結 37 鳴謝 38 參考文獻 39 附錄A 附錄B 1、緒論 1.1 引言 升降梯是機電一體化的典型產品，大力開發(fā)升降梯產品不公可以供給各行業(yè)部門所需的運載設備而且可用帶動高新機電技術的發(fā)展。 升降

4、梯可分為兩大類：一類是垂直升降升降梯（簡稱垂直或通常所謂的升降梯），一類是自動扶梯（含自動人行道，簡稱扶梯或電扶梯） 自動扶梯是通過電動機帶動傳動機構驅動梯級執(zhí)行輸送任務的，把電動機主傳動機構，制動系統(tǒng)則是通過電動機驅動減速器，靠減速器從動軸上的曳引輪與鋼絲繩之間的摩擦力矩牽動轎廂與配重（或稱對重）上，下運動實現運輸的目的，因為它是靠摩擦力牽動執(zhí)行機構工作，故把電動機減速器，曳引輪和輔助機構制動器作為整體，稱升降梯曳引機。 曳引機分有齒曳引機和無齒曳引機兩大類，本人采用的是有齒曳引機。升降梯曳引系統(tǒng)中的曳引機減速器，曳引機（簡稱繩輪）和動輪（由曳引比體現）組成了升降梯的減速器多為齒輪副（含

5、蝸桿副，行星系）減速器，該減速器中的齒輪副即為升降梯的主傳動機構。 電動機輸入轉矩T1，驅動曳引機減速器中的主傳動機構，通過減速帶動曳引輪轉動，這時利用轎廂和配重的重量在曳引輪與鋼絲繩之間產生的摩擦力矩，拖動轎禁止與配重上、下運動，從而完成升降梯的任務,因為曳引機是決定轎廂運行速度、控制運行狀態(tài)的減速裝置，曳引機的技術含量、設計質量、產品質量等都會影響升降梯的工作壽命及乘客的舒服感，所以升降梯對曳引機有很高的技術要求。 1.2 升降梯介紹 升降梯主要同曳引系統(tǒng)、導向系統(tǒng)、門系統(tǒng)、轎廂、配重（對重）平衡系統(tǒng)、電力拖動（動力）系統(tǒng)、電力控制系統(tǒng)、安全保護系統(tǒng)等部分組成。 在升降梯的各組成部

6、分中，電力拖動，電力控制、曳引機的組合稱為動力系統(tǒng)，它是升降梯的動力源，亦是控制運行速度、運行狀態(tài)和改變運行規(guī)律的系統(tǒng)；轎廂和導向系統(tǒng)是升降梯的執(zhí)行系統(tǒng)；其他部分統(tǒng)稱為升降梯的輔助系統(tǒng)。垂直升降梯是建筑物內垂直（或接近垂直）運輸工具的總稱。其種類十分繁多，可從不同的角度進行分類，常見的有下列幾種： 按用途分類有：乘客升降梯（客梯）、客貨升降梯、貨梯（載貨升降梯）、病床升降梯（醫(yī)梯）、住宅升降梯、服務升降梯（雜物梯）、船舶升降梯、觀光升降梯和車輛升降梯。 按驅動方式分類有：直流升降梯、交流升降梯、液壓升降梯、齒輪齒條升降梯（已基本淘汰）、直線電動機驅動升降梯（有被交流升降梯代用的趨勢）。

7、度方式分類（暫時規(guī)定）有：低速升降梯（v<1m/s）、中速升降梯（v<1~2m/s）、高速升降梯（v>2~5m/s）、超高速升降梯（v>5m/s）。 按操作控制方式分類有：手柄開關操作升降梯、控鈕控制升降梯、信號控制升降梯、集稱選控制升降梯、并聯(lián)控制升降梯、群控升降梯。 按有無司機分類有：有司機升降梯、無司機升降梯、有/無司機升降梯。 特殊升降梯有：斜行升降梯、立體停車場升降梯、建筑施工升降梯。 1.3 曳引機的主要技術指標 為了提高曳引機產品質量，必須滿足下列技術指標： (1)要確保升降梯承載能力及曳引機的強度 升降梯承載能力從100kg到幾噸重，速度從0.25m/s到10m/

8、s以上，亦即曳引機的功率范圍很大。在設計曳引機時，應首先滿足在設計壽命內，不產生任何失效形式的強度要求，其中包括電動機功率的選擇、制動力的確定，主傳動機構強度設計或校核計算。要特別重視軸承強度的校核計算及地腳螺栓的設計計算。另外，繩輪可按易損件處理，其設計壽命可短一些。 (2)具有較高的傳動效率 曳引機的傳動效率是其綜合技術指標。傳動效率的高低不但標志著輸入功率有效利用的程度，而且表明了克服阻力力矩的能力，功率耗損的多少。它不僅體現在節(jié)約能源上的意義，同時也是曳引機技術含量、設計質量、產品質量的具體體現。為提高傳動效率，合理選擇主傳動機構、軸承和聯(lián)軸器是十分重要的，并且要提高制造和安裝精度

9、。 (3)具有較高的體積載荷 所體積載荷是指曳引機的許用載荷（功率或轉矩）除以曳引機體積所得商。體積載荷越大表明曳引機體積越小，結構越緊湊。不難理解，要想實現大的體積載荷，首先要選擇高科技型的主傳動機構。合理地設計箱體結構，其中同樣功率的曳引機，體積可相差1/3，重量相差到2/5。因此設計出結構緊湊、體積小、重量輕的曳引機是設計者的奮斗目標。 (4)應滿足升降梯所需的運動特性 升降梯的工作特性決定了曳引機的運動特征：運動速度中等、間斷工作、變速、起動頻繁的正反轉運行。為了滿足運動特性，在設計曳引機時要特別注意曳引傳動系統(tǒng)中傳動比的分配，電動機類型的選用，以及主傳動機構齒輪副齒側間隙的保

10、證等。 (5)應具有較低的振動和噪聲 這項技術指標對乘人升降梯特別重要。為了不造成嚴重的環(huán)境污染，使乘客感到乘坐舒適，要求曳引機有較低的振動（特別是扭振）和噪聲。 (6)應具有合理的結構 結構設計歷來是機械設計中的重要課題，對曳引機而言則更為重要。結構設計要特別重視結構對受力、剛度的影響；對減振、降噪、附加載荷、自身振動頻率的影響，對潤滑條件、潤滑質量的影響等。在設計曳引機結構時，要逐條分析、結合實力合理，沒有（或少有）附加載荷、滿足強度和剛度要求；潤滑條件良好；外形美觀；制造、安裝、維修工藝良好；成本較低。 (7)具有靈活可靠的制動系統(tǒng) 制動系統(tǒng)要具有受力合理、強度高、壽命長、靈

11、活可靠、結構緊湊的性能。 2、升降梯的驅動功率計算 2.1 曳引比與曳引力 曳引比：曳引機上曳引輪的圓周速度與轎廂速度之比稱為曳引比，用i’12表示。 機械效益：令曳引機中曳引輪上鋼絲繩承受的拉力為F，轎廂總重力為Q，則機械效益 A=Q/F 定滑輪及動滑輪機構 Q為重物，F為拉力，動力臂與阻力臂都是滑輪的半徑r，所以rQ=rF A=Q/F=1 i’12=1 定滑輪機構速度不變、力不變。 2.1.1升降梯的曳引傳動形式 曳引傳動形式可由定滑輪、動滑輪、組合滑輪、差動滑輪機構組合而成。多年經驗表明 常用曳引傳動形式見下 定滑輪機構的曳引傳動 該傳動形式的曳引比i’1

12、2=1，機械效益A=1。增加一個過輪其目的是為了拉開轎廂與對重之間的距離。過輪使曳引輪與鋼絲繩的包角減小。一般設計盡量使包角α大于135。過輪使繩的彎曲次數增多，疲勞壽命減少。 曳引比為2的曳引傳動 i’12=2，A=2亦即轎廂（或對重）的上升（或下降）速度是曳引輪圓周速度的1/2。曳引輪兩側鋼絲繩承受的拉力分別為轎廂總重量、對重總重量的1/2 滑輪組機構曳引傳動 在轎廂（或對重）上各有三股鋼絲繩，有三個定輪。i’12=3，A=3，亦即轎廂（或對重）的上升（或下降）速度是曳引輪圓周速度的1/3，曳引輪兩側鋼絲繩承受的拉力分別為轎廂總重量、對重總重量的1/3 還有大曳引比曳引傳動、復繞曳引

13、傳動、長繞曳引傳動、雙對重對曳引傳動、具有補償繩的曳引傳動。 綜合分析之后，決定選擇第一個方案，曳引比i’12 =1，機械效益A=1。 2.1.2 作用在曳引輪上的靜力 升降梯是靠曳引輪槽與鋼絲繩之間產生的摩擦力（或摩擦力矩）平衡外力，在曳引機的驅動下，牽引轎廂與對重上下運行的。在曳引輪兩側的鋼絲繩分別系有轎廂及對重，轎廂與對重分別在鋼絲繩上產生拉力Q與F。Q與F是靜止情況下的拉力，故稱靜力。靜力實際上是兩側各構件重力和對鋼絲繩的拉力。計算中用到的符號如下： Q1--------轎廂的結構自重力（N）； 取值為2900kg Q2--------升降梯的額定載重力（N）； 取值

14、為1250kg F--------對重側鋼絲繩承受的總拉力（N）； Q-------轎廂側鋼絲繩承受的總拉力（N）； R1--------轎廂至曳引輪間鋼絲繩所受的重力（N）； R2--------對重物至曳引輪間鋼絲繩所受的重力（N）； G1--------曳引機兩側所受總拉力之差（N）； G2--------曳引機兩側鋼絲繩重力之差（N）； P--------曳引機輸出軸軸頸承受的靜壓力（N）； i12-------曳引機中減速器之傳動比； i’12------曳引傳動的曳引比； A--------機械效益； η1--------曳引機中減速器的傳動效率； η2--

15、------升降梯的總效率； f--------接觸面間相對運動時的摩擦因數； v--------轎廂運行速度（m/s）； η2--------曳引輪的轉速（r/min）。 2.1.3 曳引輪兩側靜拉力計算 Q值從轎廂到曳引輪之間是一個曳引系統(tǒng)。也就是說轎廂的速度、重量要通過曳引系統(tǒng)中的滑輪組才能傳遞到曳引輪。當然也可以通過滑輪組直接連接起來，這時i’12≠1,A≠1。則可用下式求得Q值。 Q=（Q1+Q2）/A+R1=（Q1+Q2）/ i’12+R1 R1的大小受轎廂到曳引輪之間距離的影響，亦即是轎廂位置的函數，即R1=f1(h1),于是： Q=（Q1+Q2）/A+f1(h1

16、) 曳引機強度設計計算中，為了安全可靠，一般規(guī)定額定載荷要乘以系數1.25,又轎廂的結構自重一般為額定載荷的1。4倍，前文已述及機械效益與曳引比量值相等，最后Q值的計算式為： Q=2.65 Q2/+ R1 式中，i’12由曳引傳動機構確定。R1 在設計曳引機時按滿載，轎廂在井道部位計算。設曳引繩的根數為n，升降梯提升高度為H，繩的直徑為d，繩的單位長度重量為q，則R1為 R1=Hnq F值在對重側同樣是一個滑輪組傳動機構，也有機械效益。按規(guī)定，對重取Q+ψQ2。ψ稱對重系數，其值一般為0.4~0.5。所以對重側的拉力F可由下式計算： F=（Q1+ψQ2）/A+R2=（Q1+ψQ2）

17、/ i’12+ f2(h2) 考慮到上文所述相應問題最后得 F=2 Q2/ i’12+ f2(h2) Q值與F值差 由式可知 G1=Q-F=（Q1+Q2- Q1- ψQ2）/ i’12+(R1+R2) =(1-ψ) Q2/ i’12+(R1+R2) 實際計算時可采用簡化式 G1=0.55 Q2/ i’12+(R1+R2) Q值與F值之和 由式可知 P=Q-F=（Q1+Q2+ Q1+ψQ2）/ i’12+(R1+R2) =2 Q1+（1+ψ）Q2/ i’12+(R1+R2) 實際計算時可采用簡化式 P=4.55 Q2/ i’12+(R1+R2) R1+R2的計算有兩

18、種情況 沒有補償繩時R1+R2=Hnq 有補償繩時 R1+R2=2Hnq 2.1.4曳引輪上的靜轉矩 升降梯沒有運行前，曳引輪隨的拉力差G1產生的轉矩稱靜轉知T（Nm），它的方向與G相同?？捎上率接嬎悖O曳引輪節(jié)圓直徑為D（mm）；則 T’20=DG1/（2*1000） =1/2*D*[0.55Q2 / i’12+(R1+R2)]*1/1000 電動機受的靜轉矩為T10= T20/ i12η 靜力P是比較大的力，作用在軸頸上要產生摩擦轉矩T’10（Nm），其值可由下式計算： T’ 10=fpr/1000 式中 r為軸半徑（mm） T’20方向與v方向相反，電動機受的摩擦轉

19、矩為 T’10= T’20/ i12η 電動機軸上承受的總靜轉矩為： T’10=T10-T’ 10 或T0=T10+T’0 2.1.5 F和Q的討論 由F值的計算式可以看出，F值的大小僅隨R2大小變化，在升降梯提升高度H<35m時一般可以不計入R2總等于Hnq,顯然F值是變化不大的物理量。若不計入R2，或計入R2=Hnq，則F是固定量。 由Q值的計算式可知，Q值在運行過程中不但受R1的影響，而且受層站處乘客上下變化的影響，也就是不計入R1，Q在升降梯運行中亦是變量。Q值的變化會影響靜轉矩和靜摩擦轉矩大小，影響升降梯的工作狀態(tài)。 在某下層站，乘客減少到Q2的40%~50%時，即恰

20、好等于ψ時，F=Q，于是G1=0，T20=0，T10=0。當Q2值再減小，乘客量小于ψQ2時，則要產生F>Q的工作狀態(tài)。這時產生的靜力矩與G方向一致。當F方向的靜轉矩大到一定程度時，亦即若大于摩擦力矩時，升降梯起動的瞬時，主傳動機構的共軛嚙合面發(fā)生改變，由左齒面（或右齒面）改變成了右齒面（或左齒面），也就是這個瞬間齒面要產生一次沖擊，齒面改變的結果使齒輪副嚙合狀態(tài)發(fā)生了根本變化。正常（以蝸桿副為例）共軛嚙合是蝸桿為主動件。改變后的嚙合狀態(tài)是蝸輪為主動件。要特別注意，無論那個齒面工作，升降梯的運行方向不變，這是一個重要的共軛齒面嚙合現象。 2.1.6 曳引輪承受的靜轉矩變化 載荷很小時（極限

21、情況是空載），F>Q，靜載荷產生的轉矩方向與F方向一致；載荷較大時（極限情況是滿載）；Q>F，靜載荷產生的轉矩方向與Q的方向一致，又由P力產生的摩擦轉矩總和v的方向相反于是可得出如下規(guī)律性結論： 滿載上行T20與T’20方向一致要相加 滿載下行T20與T’20方向相反要相減 空載上行T20與T’20方向一致要相減 空載下行T20與T’20方向一致要相加 所謂上行和下行是指轎廂運行方向。 關于對重系數ψ=0.4~0.5，這就是說Q值和F值僅相差（0.6~0.5）Q2，曳引輪兩側的接力在不考慮鋼絲繩重量影響的情況下，僅隨載重量Q2的變化而變化。若載重量不是滿載而是ψQ2時，則Q=F，這

22、時靜轉矩理論上可為零，也就是說升降梯功率可達到最小。客梯的乘客不可能總是滿載，也不可能空載運行，從概率上講可以判定，乘載40%~60%的機率最多。而ψ=0.4~0.5，可見ψ系數的給定值是很巧妙的，這就不難斷定客梯實際運行中電動機功率多數情況是很小的。曳引機使用情況已說明主傳動機構齒輪副失效破損的很少。由于P力的作用，設計軸承則是一個重要問題了。 2.2 設計載荷 在設計曳引機時，總是按照最危險的情況考慮，所以應采用1.25Q的超載計算，Q總是大于F。曳引機主傳動機構的設計及電動機選擇，都應遵循這一原則。 2.2.1 曳引機驅動轉矩的計算 運行中的曳引傳動情況是很復雜的：轎廂運行有上有

23、下；轎廂有加速度起動、減加速度停車及勻速正常工作；有移動構件和轉動構件；有重量、有質量等，所以曳引機承受的力和轉矩將受到動量和轉動慣量的影響。在分析計算曳引機驅動轉矩時，要充分考慮這些因素，亦加以較全面的討論，從中尋找出最危險情況，進行曳引機強度計算以達到安全可靠的目的。 2.2.2 動量定理及曳引力 曳引力是非運動時的靜力。因為升降梯在運動的全過程中，速度是變化 的，呈近似梯形，起動時有加速度，正常運行是勻速，停層時是減加速，所以在起動和停層階段受動量大小的影響。由此在計算曳引力時涉及支動量及動量定理。 動量定義：物體質量與速度的乘積稱為動量。 K=mv 動量定理：在一個機械系統(tǒng)中

24、，各構件動量對時間求導之和等于所有外力之和，即 ∑dmivi/dt=∑Fi[3] 對于一個構件單獨分析同樣成立。 (1)上行加速起動階段，所承受的曳引力 對于轎廂，它承受的重力為Q1+Q2，亦是受的外力，曳引輪對轎廂的作用力為Q，于是由式可得 （Q1+Q2）dv/gdt=Q-(Q1+Q2) 所以Q=（Q1+Q2）+（Q1+Q2）a/g =（Q1+Q2）(1+a/g) 式中 a ——加速度（m/s2），g——重力加速度（m/s2） 對重承受的重力為Q1+ψQ2也是承受的外力。應注意v指向–x方向的負值于是 （Q1+ψQ2）/g(–dv/dt)=F–(Q1+ψQ2) F=(Q

25、1+ψQ2)–(Q1+ψQ2)a/g=(Q1+ψQ2)(1–a/g) 所以可方便地求得曳引輪兩側拉力之差 G1=Q-F=(Q1+Q2)（1+a/g）=(Q1+ψQ2)(1+a/g) 整理后得] G=Q-F=Q2（1-ψ）+[2Q+Q2（1+ψ）a/g (2)中間勻速正常工作階段承受的曳引力 因為是勻速運動，所以有： Q=Q1+Q2 F=Q2+ΨQ2 G1=G2（1-ψ）[1] 與上文計算的靜載荷一致。 (3)上行減加速階段承受的曳引力 和上行加速階段相比，a為–a,代入上邊各式得 Q=(Q1+Q2)(1-a/g) [2] F= (Q1+ψQ2)(1+a/g) 所以

26、 G1=(Q1+Q2)(1-a/g)- (Q1+ψQ2)(1+a/g) 最后整理得 G=Q2（1-ψ）-[2Q1+Q2（1+ψ）]a/g (4)下行加速起動階段承受的曳引力 這種情況，加速度是“+”值，速度是“–”，可求得Q；速度是正值，加速度是“+”值，可求得F于是可得與式相同的結果。 (5)穩(wěn)定下行階段承受的曳引力 屬于勻速運動承受的曳引力，是靜曳引力。 (6)下行減加速階段承受的曳引力 這種情況，加速度是“–”值，速度是“+”，可求得Q；速度是負值，加速度是“–”值，可求得F于是可得與式相同的結果。 2.2.3輸入功率的簡易計算方法 曳紀機的驅動轉知和功率是比

27、較復雜。為簡化計算，通常采用簡易計算法，這種方法雖然考慮的影響因素較少，但從工程計算的角度考慮下式是可用的。有一條經驗公式； η=Cη1/η’2=0.52*80.8/78.4=0.54 P=(1-Ψ)Q2v/102η=(1-0.5)*1250*1.75/(102*0.54)=19.86[6] 式中 P——電動機功率（kw） Ψ——升降梯平衡系數，0.45~0.5； η——升降梯機械傳動總效率； η’1——曳引機中減速器的傳動效率，對于ZK1、ZI蝸桿傳動 η1=100-3.2√i12=100-3.2√36=80.8 η’2——效率比常數,η’2=100-3.6√i

28、12=100-3.6*6=78.4 η——電動機轉動總效率 C——效率常數，C=0.5~0.55,一般取0.52 [4] 圖2-1 作用在曳動輪上的力 3、曳引機主傳動機構的設計與計算 3.1 普通圓柱蝸桿副幾何參數搭配方案是： 在中心距a、轉速n1、傳動比i12給定的條件下，采用多齒數（頭數）z1、z2 ，小模數m，大直徑d1(q)的設方案。該設計方案的優(yōu)點是：采用多齒數（頭數）z1的圓柱蝸桿傳動，能明顯提高傳動效率，降低油溫升，保持潤滑油粘度，改善動壓潤滑條件；可以提高生產率，降低加工成本，增大重合度，提高

29、承載能力；可明顯增大蝸桿剛度，保證正確嚙合特性的實現，增大了蝸輪的有效寬度，減小了蝸輪的尺寸；另外改善了蝸桿、滾刀的切削性能，提高了蝸輪精度，降低了齒面粗糙度。 曳引機是品種少、用量大的專用減速機構，為實現“最隹”設計方案，故采用非標準設計，這為新設計方案的推廣打下了良好的基礎。故選用： z1=1、2、4 z2=25~90 i12=-20~63 q=10~20 普通圓柱蝸桿傳動的幾何尺寸計算 在蝸桿的基本尺寸和參數表（GB10085––88）[4]選得以下數值 模數（m/mm）： 4 軸向齒距(px/mm)：12.566 分度圓直徑（d1/mm）：40 齒數z1：2

30、直徑系數q：10.000 齒頂圓直徑da1/mm：48 齒根圓直徑df1/mm：30.4 分度圓柱導程角γ1：2148′05″ 普通圓柱蝸桿傳動幾何尺寸計算式 蝸桿齒數z1： z1==z2/i12 z1=1,2,3,4 ；根據大多數用法，選取z1=2 蝸輪齒數 z2 z2=i12 z1=36*2=72 傳動比 i12 i12=1/ i21=ω1/ω2=n1/n2= z2/ z1=r’2/r’1cot =r’2/p=2r’2/mz1=d2/mz1=36>1 齒數比 u

31、 u= z2/ z1=36≥1(蝸桿主動時i12=u) 蝸桿軸向模數mx/mm mx=2a/(p+ z2+2x)=px/π=d1/q=4.00 蝸桿法向模數mn/mm mn= mxcosγ1=3.71 蝸桿直徑系數q q=d1/mx=40/4=10 蝸桿分度圓直徑d1/mm d1=qmx=10*4=40 導程 pz/mm πmz1=pz=3.14*4*2=25.12 軸向齒形角αx() tanαx=t

32、anαn/cosγ1 =0.37 法向齒形角αn() tanαn= tanαx cosγ1= 0.36αn=α0=20 DIN標準規(guī)定 γ=15~20 αn=22.5γ1<15時α0=20 中心距a/mm a=m(q+z2+2x)/2= (d’1+d’2)/2=16取標準值 變位系數x x=(a’-a)/m=a’/m-(q+z2)/2 、x=+0.3~ –

33、1； 選用x=0.2 蝸圓直徑d1’ /mm d1’=d1+2x2m=m(q+2x2)=4*(10+2*0.2)=41.6 蝸輪節(jié)圓直徑d2’ /mm d2’=d2=288 齒頂高系數ha* ha*=cosγ1=0.98 取ha*=1 頂隙系數c* c*=0.2cosγ1=0.2 蝸桿齒厚sx1/mm sx1=p/2=πm/2=6.28加厚蝸輪齒厚時

34、sx1=πm/2–0.2cosγ1=6.28-0.196=6.084 蝸桿齒頂高ha/mm ha1=ha*m=1*4=4 桿齒根高hf/mm hf1=ha*m+c*m=(ha*+c*)m=(1+0.2)*4=4.8 蝸桿齒全高h/mm h1=ha1+hf1=4+4.8=8.8 齒距p/mm px=πm=3.14*4=12.56 pn=pxcosγ1=12.56*0.98=12.31 蝸桿齒頂圓直徑da1/mm da1=

35、d1+2ha*m=48 蝸桿齒根圓直徑df1/mm df1=d1-2hf1=40-2*4.8=30.4 蝸桿螺旋參數p p=mz1/2=d1tanγ1/2=40*0.2/2=4 蝸桿法向齒厚sn1/mm sn1=sx1cosγ1=6.084*0.98=5.72 法向弦齒厚 s’n1/mm s’n1=sn1(1-sn12sin2γ1/6d12)=5.72 法向弦齒厚測齒高h’n/mm h’n=ha*m+sn12sin2γ1/4d1=4.01 蝸桿齒寬b1/mm

36、 b1=(12.5+0.1z2)m=(12.5+0.1*72)*4=78.8 b1≈(5~6) πm 蝸桿端面齒形角αt() tanαt= tanαn/sinγ1=0.36/sin11.31=0.07 蝸桿基圓柱上導程角γb1() cosγb1==cosαn cosγ1=cos20*cos11.31=0.98 tanγb1=p2/db1π=0.20 蝸桿基圓直徑db1/mm db1=d1cosαt=40*0.998=39.90 db1π=

37、pzcotγb1=39.90*3.14=125.29 當αn=20，若db1>df1，必須減小db1,使db1=df1 蝸桿平均直徑 dm/mm dm=(da1+df1)/2=(48+30.4)/2=39.2 平均圓柱上導程角γm1() tanγm1=mz1/dm=4*2/39.2=0.20 平均圓柱上法向齒形角αnm() cosαnmcosγm1= cosγ1cosαn =cos11.31*cos20=0.92 蝸桿固定弦齒厚s’n1/mm s’n1= πmcos2αndnmcosγm/2

38、 =3.14*4*cos220*39.2*cos11.31/2=213.16 蝸桿固定弦齒高h’n1/mm h’n1=(h1-s’n1tanαnm)/2 蝸輪分度圓直徑 d2/mm d2=d’2=mz2=288 蝸輪喉圓直徑 da2/mm da2=d2+2ha2=288+2*48=384 蝸輪根圓直徑 df2/mm df2=d2=2hf2=2*30.4=60.8 蝸輪頂圓直徑 de2/mm de2=da2+(1~2)m=384+4=388 取整數 蝸輪螺旋角 β2()

39、 β2=γ1=11.31 蝸輪齒寬 b2 /mm b2=(0.67~0.7)da1=0.68*48=32.64 蝸輪有效齒寬b’2 /mm b’2=2m√q+1= 26.53 b’2=d1tan(θ/2)=12.70 3.2 幾何計算中注明的幾個問題 (1)齒形的改進 齒形圓柱蝸桿嚙合特性及改善嚙合條件的幾何參數選擇原則，現有標準齒廓尚需改進。齒開參數為：模數m為標準值，頂隙系數c*=0.2、齒頂高系數ha*=0.8~1(大模數取小值)、齒形角αn=220.5、齒厚sx1=0.45πmx、齒槽寬ex=0

40、.55πmx、頂圓角半徑rg=0.38mn。2。普通圓柱蝸桿副的正確嚙合條件 mx1=mx2=m=4 αn1=αn2(等效αt2=αx1=20 γ1=γ2(旋向相同) i12=d2/d1tanγ1=36 (2)不發(fā)生根切的最小變位系數 xmin=(ha*+c*)z2sin2αx/2=(1+0.2)*72*0.12/2=5.18 (3)圓柱蝸桿傳動的強度計算 效率是表示輸入功率有效利用的程度。亦是輸出生產阻力功與輸入驅動功之比所得的商。 η=P2/P1=1-P2*/P1=1-Ψ 式中 P2、P1——分別為輸入和輸出功率： P2*——傳動中的損耗系數，Ψ<1；

41、 Ψ——耗損系數，Ψ<1； η——傳動效率η<1。 蝸桿傳動效率包括三部分： η1——軸承損耗效率，η1=1~0.01=0.99 η2——攪油損耗效率，η2≈0.99； η3——蝸桿副嚙合效率。 蝸桿主動時η3=tanγ1/tan(γ1+ρ’)=tan11.31/tan(11.31+400)=0.73 蝸桿減速器的總效率為 η=η1η2η3=0.98tanγ1/tan(γ1+ρ’)= 0.98*0.73=0.72[3] 式中 ρ’——蝸桿副的當量摩擦角，ρ’=arctanf’v， f’v——當量摩擦因數。 查普通圓柱蝸桿

42、副的f’v及ρ’的參數表得 由于選用的是灰鑄鐵，所以v(12)=1.0, f’v=0.070, ρ’=400′ (4)共軛蝸輪傳動的受力分析 共軛齒面接觸點處的法向力Fn和公法線重合，可分解成圓周力Ft、徑向力Fr、軸向力Fx。蝸桿為主動件時，Ft1產生的轉矩T1與ω1轉向相反，徑向力Fr1指向軸心，軸向力Fx1的方向可用左右手定則確定。右旋蝸桿用右手定則，反之亦然。掌心面向蝸桿軸、四指指向ω1轉向，則拇指指向Fx1方向。因為Σ=90,所以有： Fx1=–Ft2 Ft1= –Fx2 Fr1= –Fr2 式中 “—”僅表示兩力方向相反。 若不考慮摩擦力的作用，并假定集中力Fn

43、作用在P點，則得 Ft2= –Fx1=2T2/d2= –Ft1tanγ’1 Fr2= –Fγ1=Fnsinαn≈F12 tanαt Fx2= –Fr1= –2T1/d’1 =Fncosαnsinα’1 法向力 Fn=Ft1/cosαncosα’1=Fx1/ cosαncosα’1=2T2/ cosαncosα’1 式中 T2=T1i12η=9.55*106P2/n2=9.55*106P1i12η/n2 潤滑條件較差的蝸桿副，在受力分析時要計入摩擦力。摩擦力Ff21的方向與v(12)方向相反，作用在圓柱體的切平面內，所以沒有向心分力、僅有圓周和軸向分力。摩

44、擦力的方向可由v(12)在周向和軸向的分速度方向確定，于是： Ft2= –Fx1=2T2/d2=Fn(cosαncosα’1–f’vsinγ’1) Fx2= –Ft1=2T2/d’2=Fn(cosαnsinγ’1+f’vcosγ’1) Fr2= –Fr2=Fnsinαn≈Ft2tanαt1 式中 f’v—— 共軛齒面的當量摩擦因數 (5)圓柱蝸桿傳動承載能力計算 當已知升降梯所需輸出生產阻力矩時，必須對曳引機進行承載能力校核和設計計算。 (6)設計準則： 蝸桿副中，蝸輪是弱件，失效破損往往從蝸輪齒面開始。蝸輪齒面破損形式很多，諸如：膠合、疲勞點蝕、剝落、磨粒磨損、碾壓塑性變

45、形、輪齒整體變形等，以膠合、點蝕失效最多。本應以膠合強度確定設計準則為好，但由于膠合機理尚不十分清楚，設計方法和實際相差較大?？紤]到膠合產生主要是由于油溫過高、齒面應力過大所致，故以σH≤[σ]H為設計準則，充分考慮溫升因素，把因素轉化成系數，計算出計算載荷來處理。在此同時，導出了圓柱蝸桿傳動的通用承載能力計算方法。 (7)校核計算式 σH=√1。67KT2/Kmd1m2(ZEZZ)≤[σ]H[5] 式中 K——計算載荷系數， 普通圓柱蝸桿傳動 K=K’1K’2K’3K’4K’5K’6K’7K’8 Km——模數影響系數，普通圓柱蝸桿傳動Km=1 Zz———齒數系數由查圖表得 Z

46、z=0.03 [σ]H——許用接觸應力。 校核式可變成如下形式 T2=[σ]2Hd1m2Km/1.67KZ2EZ2z≥[T]2[6] 式中[T]2——設備所需生產阻力矩。 查d1、q、m、Kmd1m2 、d1m2之關系（用于普通圓柱蝸輪傳動）表格得： m=4，d1=40，q=10，Km=0.560，d1m2=640，Kmd1m2=358.4 (8)設計計算式 由校核計算式可變換成設計計算式 d1m2Km≥1.67KZ2EZ2z/[σ]2H[6] (9)計算載荷系數K a.工況系數K’1、對于曳引機K’1=1.25 b.嚙合精度系數K’2、當嚙合精度不低于8級，經充分跑合

47、，嚙合部位符合要求時，K’2=0.95 c.環(huán)境溫度影響系數K’3 、當環(huán)境溫度ta=0~25C或低于0C時，K’3=1，否則給于修正。對于曳引機，n1=1500r/min時，K’3=1.2 d.小時負荷率系數K’4、小時負荷率定義為JB=[(每小時實際工作時間/min)/60]/% 查圖表得K’4=0.7 e.冷卻系數K’5、沒有風扇冷卻時 K’5=1；曳引機K’5=1 f.傳動比影響系數K’6=0.9 g.潤滑方式影響系數K’7、K’7=1、選用潤滑油時，K’7≈0.85~1；曳引機用N號油可取0.95。 h.導程角影響系數K’8=1.1 (10)許用應力[σ] 許用應力

48、由下式計算 [σ]H=KvKn[σ]Ho 式中 Kv——相對速度影響系數，查取。 Kn——壽命系數， Kn=8√N0/N N0——循環(huán)基數，N0=107。 N——實際工作的循環(huán)次數， 穩(wěn)定載荷時 N=60n2h 變載荷時 N=60∑nihi(T2i/T2max)4[6] ni、hi、T2i——任意變載荷下所對應的轉速、時間（單位：h）、轉矩。 曳引機屬于變載荷，沒有規(guī)律且較難確定，轉速和時間都是變數。為了安全可靠，可把T2i=T2max當作穩(wěn)定載荷處理。 [σ]H0——材料基礎許用應力，查表選用ZcuAl10Fe3,由于v(12)≤5m/s，HRC>45,所以選擇的[

49、σ]H0=340 對于曳引機可不計蝸桿傳動的彎曲強度。 (11)功率與轉矩的計算 輸入功率/kw：P1=T1n1/9.55*106=19.86 輸出功率/kw：P2=P1η=19.86*0.54=10.72 效率η=0.98tanγ1/tan(γ+ρ’)=0.98tan11.31/tan(11.31+400)=0.72 轉矩T1=9.55*106P1/n1=9.55*106*19.86/1500=126442 T2=T1i12η=126442*36*0.72= 3277376.64[6] 3.3 圓柱蝸桿、蝸輪、蝸輪軸的材料 (1)蝸桿材料采用灰鑄鐵 (2)蝸輪材料采用Zc

50、uAl10Fe3 (3)蝸輪軸材料采用45號鋼或用力學性能相當的其他材料。鍛造毛坯，調質處理217~255HBS 3.4 軸系零件的配合精度 (1)與軸承配合的軸肩端面圓跳動：軸徑d/mm：>50~120；端面圓跳動為：15 (2)各配合軸、孔、蝸桿頂圓面的圓柱度孔徑d/mm：>50~80； 圓柱度為：5 (3)蝸桿齒頂圓的上偏差為零，下偏差▲da1蝸桿齒頂圓直徑da1/mm：-19 (4)蝸輪頂圓、蝸桿頂圓的徑向跳動公差Eda1、Eda2，及蝸輪基準端面對基準軸線的端面跳動公差ET應符合表的要求。 Eda1 Eda1 ET=11 (5)蝸桿（或蝸輪）軸與軸承配合處兩軸頭的同軸

51、度應符合 軸徑d/mm>50~120 (6)蝸輪頂圓直徑上偏差為零，下偏差 蝸輪頂圓直徑上偏差為零，下偏差 da2/mm>80~120 ▲da2：-22 蝸桿齒表面粗糙度Ra≤1.6μm。 (7)蝸桿軸向齒距極限偏差（fpx）的fpx 蝸桿軸向齒距累積公差Fpxl、蝸桿齒廓公差fn和蝸桿齒槽徑向跳動公差fr，應符合。 對于曳引機，為了滿足蝸桿副法向齒側間隙Jn≈0.03~0.09mm,蝸輪齒厚公差和齒厚減薄量應進行精確計算獲得。 4、曳引機的設計 4.1 曳引機的額定載重量 額定載重量是指曳引比為1，平衡系數（對重系數）為0.4時，曳引輪曳引的轎廂所承受的重量，對

52、于客梯重量為1250kg，人數為16位。 4.2 額定速度 額定速度是批曳引比為1時曳引輪的圓周速度。（單位：m/s）即轎廂速度。 曳引機減速器的中心距 ：160mm 交流電動機 (1)功率（單位：kw）：22 (2)中心高（單位：mm）：200 (3)極數：單速為4極 曳引機減速器其它幾何參數，應符合標準GB100085-88或JB2318-79或GB9147-88的規(guī)定。 電動機其它技術要求，應符合GB12974-91。 4.3 曳引機的總體設計 曳引機主要由電動機、聯(lián)軸器、減速器、曳引輪、機架、飛輪（手扳輪）、編碼器等部分組成。目前曳引機的組合形式主要有下列三

53、種： 電動機→聯(lián)軸器→制動機構→減速器→曳引輪 電動機→聯(lián)軸器→減速器→制動機構→曳引輪 制動機構→電動機→聯(lián)軸器→減速器→曳引輪 綜合分析后,本人選擇第1）種方案來設計。 4.4 關于制動機構位置的討論 制動機構放置在聯(lián)軸器處，不但可以利用制動聯(lián)軸器縮小尺寸，降低成本，而且可獲得良好的受力狀態(tài)，最后達到提高壽命、緊湊結構、美觀大方的效果。但放在聯(lián)軸器處對維修來說稍有不便。 曳引機需要機架，以便在機房內安裝。另外過輪需安置在機架上，與曳引機組成一體。機架設計要注意：曳引機的重心必須位于機架之內，最好接近機架平面中央；機架要有足夠的剛度；機架不得與曳引輪，鋼絲繩干涉。至于曳引輪的布

54、置，必須安裝在輸出（低速）軸上；放置應征得用戶認可，由輸出軸左伸右伸決定。對于齒輪副曳引機，一般和電動機一起放在減速器的同側。 4.4.1 電動機的選用 除小型雜物升降梯外，其它升降梯都要經過起動→穩(wěn)定→停運三個工作階段，其速度要經過低速（加速）→正常勻速→低速（減速）三個階段，其調速方法通常有直流調速、變極調速、調壓調帶、調頻調帶、直線調速等形式。 客梯多用調壓或調頻調速電動機。隨著技術的發(fā)展，采用調頻調速電動機要優(yōu)于調壓調速電動機，所以這里我選用調頻調速電動機。 電動機轉速和它的極數有關。轉速高，極數少，體積小，成本低，故應選擇4極電動機，n1=1500r/min，傳動比i12

55、經綜合考慮選用i12=36 4.4.2 曳引輪 曳引輪大小直接影響轎廂速度，由公式得 T2=F2r2=3277376.64，于是F2=T2/r2=3277376.64/297.6=11012.69 D/d2=F2/Q，于是D=F2*d2/Q=11012.69*297.6/(1250+2900)=789.73 取D=800，繩徑：d=16 經驗所得：客梯i’12=1（當v≥1m/s時） 4.5 整體方案討論 目前已有的結構分：整體式——蝸桿、蝸輪軸向裝入箱體內：箱體在蝸輪軸線的水平面內分成上下兩個箱體： 整體式曳引機中心距一般小于（或等于）160mm，a小于125mm的曳引機應

56、一律采用整體式，不應采用分箱式。 分箱式曳引機 減速器被蝸輪軸的水平軸平面分開。把箱體剖分成箱蓋、箱座。其優(yōu)點是加工工藝好，裝配和維修方便。不利條件是具有分箱面，需用多個螺栓聯(lián)接。結構不夠緊湊，外觀不好設計。所以多在大中心距曳引機設計中采用。a>160mm時多用分箱式.應特別指出，立式曳引機都應是整體式，而齒輪副曳引機都應采用分箱式。 綜合考慮后，我決定選用分箱式。 4.6 箱體結構設計的討論 曳引機設計中一般應采用臥式；我選用的是分體式。采用加強肋和散熱肋；箱體要有結構的對稱性，要有較大的盛油量及良好的鑄造工藝；結構盡量簡化，緊湊、實用、美觀、大方；箱體各部尺寸要盡量成比例。 4.

57、7 箱體尺寸的確定 箱體尺寸是由主傳動機構及電動機（凸緣式為例）尺寸確定。 箱體內壁尺寸完全由蝸桿副的幾何尺寸確定。蝸桿軸長由蝸輪外圓直徑大致決定。蝸輪軸長蝸桿軸外圓直徑大致決定。這就基本確定了箱體內壁尺寸。下置件（蝸桿或蝸輪）距箱底的尺寸一般取30~50mm。當蝸桿下置時，為了保證電動機中心的高度或凸緣尺寸，可以增大這個尺寸。一般不用增加底板厚度的辦法，也不用階梯式機架的結構。也有的把箱體和機架鑄成一體。這種結構可增大盛油量，但結構復雜鑄造工藝差，成本高，不盡合理。 關于壁厚，有的設計采用了較大尺寸，如底座尺寸δ=30mm，也有的δ=25mm。其理由是為了增大箱體剛度。這種增大剛度的方

58、法顯然不盡合理。因為增大剛度要找到產生剛度大小的原因，分清靜剛度還是動剛度。另外增大壁厚，要明顯增大重量和體積，加大成本。對于分箱式，蝸桿上置時底座壁厚δ=0.04a+5>8mm，于是 a=160mm δ1=12mm a=200mm δ1=13mm a=250mm δ1=15mm a=315mm δ1=18mm a=400mm δ1=19mm a=500mm δ1=25mm 箱蓋δ’1=0.85δ1>8mm 蝸桿下置時底座壁厚δ2=0.85δ1，箱蓋δ’2=0.9δ2 箱體分箱面處底座凸緣厚度B1=1.5

59、δ1，上蓋凸緣厚度B2=B1=1.5δ。 地腳螺釘直徑df（必要時應校核計算）≈0.036a+12（取標準值） 軸承蓋螺釘直徑df1=（0.4~0.5）df 箱體的外觀尺寸由結構形式、 安裝尺寸及附件所需而成形。 4.8 箱體肋的設置 設置肋有兩個目的，一是增加箱體剛度、強度，二是增大散熱面積。在設置肋時最好將兩個目的合二為一。 蝸桿副曳引機產生的熱量圈套，油溫升較高，在不明顯增大空間尺寸的情況下，增加肋是增大散熱面積，降低油溫升的良好措施之一，同時對提高箱體剛度十分有效。 我對肋的設置有如下看法： 其一，曳引機的電動機風扇，不冷卻減速器箱體，減速器高速軸上不設有風扇，所以肋的

60、設置不需要考慮風向。亦即只考慮增強剛度和散熱效果就可以了，故選用設置豎直肋，不設置橫向肋。又因曳引機不是連續(xù)工作，小時負荷率較小，所以油溫升不是主要主要矛盾，肋的尺寸不必過大。其二，為了增大剛度，要在支承處設置處大尺寸的肋。在軸承支承的內箱壁處設置豎直肋，可明顯增強箱體抗扭矩、抗彎矩的能力，從而提高箱體的剛度。 其三，設置肋要以受拉、受壓代替受彎；肋板不易過高、過薄以免折斷，不要過小、過密以防鑄造工藝不佳；要美觀大方，和箱體協(xié)調，可把肋設計成三角形、長方形、梯形等結構形式。為了適應鑄造工藝要考慮起模斜度。 其四，底座受力大，是盛油處，在底座箱壁上要多設肋，其結果不但可加強剛度和強度，而且可

61、增加散熱效果。 其五，整體式曳引機，功率小、散熱量小，一般可不設肋。整體式兩側的大壓蓋外壁可不設肋，而內壁一定要設置較強的豎肋，這對整體剛度將起到重要作用。分箱式大壓蓋也同樣處理。肋的設置見圖 4.9 箱體設計應合理處理的幾個問題 在箱體設計時應充分考慮油標（或油針）、通氣孔、注油孔、觀察孔、油塞、吊鉤（或吊環(huán)）等。不但要按標準選用其尺寸，而且要恰當地設置其位置。 (1)注油孔和觀察孔 一個是注入潤滑油，一個是觀察蝸桿副齒面的嚙合部位和嚙合面積，一旦出現嚙合問題便于修復。當蝸桿下置時，兩者可合一放置在箱蓋的頂部。一般為方形，尺寸由設計者確定或按JB130—70選用。對于上置蝸桿，注滑動

62、孔和下置蝸桿情況相同，而觀察孔應放在箱體的位置。另外，分箱式或小中心距曳引機可不設置觀察孔。 (2)通氣孔 曳引機在工作過程中油池內要產生大量蒸氣。氣體若排不出來，箱內將產生巨大壓力，后果不堪設想。所以一定要設置通氣孔，把氣體排出。通氣孔要具備通氣好、塵埃不易進入箱內的性能，可放在注油孔蓋上，或和油針合為一體。形式和尺寸可根椐JB130—70選用。 (3)油標或油尺 潤滑油的注油高度十分重要。工作中要經常注意油面高度，達不到規(guī)定高度時要馬上加油，這一切都需要用油標或滑動尺度量。目前用圓形油標較多，可按GB1160-79的規(guī)定選用。若采用油尺（油針），則要將其放在運動件不干涉的地方。 (4

63、)油塞 和放油孔相配合的六角螺塞，可嚴防漏滑動和滲油。其尺寸見JB/IQ4450—86。放油孔設計 尺寸要大一點，以便放滑動并用M12X1.25~M30X2。油塞由二個零件組成：螺塞、皮封油墊。放油孔要低于箱座底面。 (5)吊溝、吊環(huán)為起重用的掛鉤可參考有關標準。 曳引機有兩根軸，每個軸兩端都裝有軸承，箱體是其機架（支承）。每個軸承都有國的作用點，為了增強剛度，該作用點最好位于箱體壁厚中點附近。這樣設置的結果使受力合理，避免了軸承處過于凸出箱外或箱內，造成結構設計方面的不合理。箱體設計成對稱結構，美觀大方，另外用戶對輸出軸軸伸方向要求不同，為調頭安裝方便，也需要設計成對稱結構。由于蝸輪軸上

64、裝有曳引輪，兩個軸承受力相差很大，這種情況允許選用不同型號即尺寸不同的軸承。在這種情況下也應按大尺寸軸承將箱體設計成對稱結構。 4.10 曳引機軸的結構設計 圖4-1 階梯軸 按傳動軸處理 確定軸的最小直徑用計算準則τ≤[τ]T,設計出一個直徑為d的光軸作為被設計軸的最小直徑。 τT=T/Wt=(9.55*106P/n)/0.2d3≤[τ]T d≥=A=25.95 曳引機一般用45號鋼，[τ]T=30~40Mpa，A=118~106。當彎矩相對轉矩很小時，[τ]T取大值，A取小值。當考慮到鍵槽對強度影響時，直徑方向開一個鍵槽軸的直徑應

65、擴大3%，兩個鍵槽擴大7%。 軸的結構設計 初步計算出光軸后，要考慮軸承(計算選定)內孔走私、跨距、軸上零件、安裝工藝等，將光軸設計成階梯軸。在軸的結構設計中要特別重視下列幾個問題；在設計階梯軸時，要充分考慮加工工藝，要設有退刀槽越程槽；各處下徑最好取標準值；在幾何尺寸的過渡部分不要留有直角，而要用圓弧過度，臺階過度處用橢圓弧聯(lián)接最好，總之要采取有效有效措施，減少應力集中；臺階、軸肩、軸環(huán)尺寸應采用推薦值；軸承處的軸戶大小要考慮到軸承拆卸；各軸上零件的周周向用鍵固定，軸向用軸戶和擋板固定；曳引輪處的軸頭最好用圓柱形，不用圓錐形；蝸桿軸頭和聯(lián)軸器的配合用錐形較好等。 按彎矩、轉矩組合進行強度

66、計算 將已設計成的階梯軸，根據受力處的尺寸和力的大小，繪出水平面彎矩圖、垂直平面彎矩圖，求得合成彎矩圖。合成彎矩M為 M= 作出轉矩圖 T=9.55*106P/n=1.4*105[4] 按照強度第三理論求出當量彎矩圖和彎矩大小，以此求得軸承受的應力按強度準則進行校核計算。計算準則是σbe≤[σ-1]b Me= σbe= ≤[σ-1]b b為鍵寬,我選用28mm，t為槽深，我選用10mm，d為軸危險截面的直徑； 在蝸桿上的周向力: Px’=97400N/nfd=34.34 (kgf) 在蝸輪上的周向力: Py’==137.36 (kgf) 潤滑良好時，f取0.04~0.05 在蝸桿軸上的支承反力 a=376 b=760 a’=344 b’=96 RAX==34.34*760/1136=23[4] RBX==11 RAZ==1660.65 RBZ==20.46 在蝸輪軸上的支承反力 RAy’==7.49 RBy’==107.39 RAZ’==497.45