慢動卷揚機傳動裝置設計

1、機械設計課程設計 計算說明書 設計題目慢動卷揚機傳動裝置設計 機電工程學院 機械設計制造及其自動化專業(yè) 設計者 指導教師 2011 年 1 月 11 日 一、設計任務書一、設計任務書.3 二、傳動裝置的總體設計二、傳動裝置的總體設計.4 （一）傳動方案擬定（一）傳動方案擬定.4 （二）電動機的選擇（二）電動機的選擇.4 （三）傳動裝置的總傳動比的計算和分配（三）傳動裝置的總傳動比的計算和分配.6 三、傳動零件的設計計算三、傳動零件的設計計算.8 （一）（一）V 型帶及帶輪的設計計算型帶及帶輪的設計計算.8 （二）高速級斜齒輪副的設計計算（二）高速級斜齒輪副的設計計算.10 （三）低速級直齒輪的

2、設計計算（三）低速級直齒輪的設計計算.13 四、軸系零件的設計計算四、軸系零件的設計計算.17 （一）（一） 、輸入軸的設計計算、輸入軸的設計計算.17 (二二)、中間軸的設計計算、中間軸的設計計算.22 （三）（三） 、輸出軸的設計計算、輸出軸的設計計算.25 （四）滾動軸承的校核（四）滾動軸承的校核.29 1、高速軸上軸承的壽命計算.29 2、中間軸上軸承的壽命計算.31 3、低速軸上軸承的壽命計算.33 （五）聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說明和計算（五）聯(lián)軸器和鍵聯(lián)接的選用說明和計算.34 五、減速器的潤滑設計五、減速器的潤滑設計.36 六、箱體、機架及附件的設計六、箱體、機架及附件的設計.37

3、 （一）（一） 、減速器箱體的結構設計、減速器箱體的結構設計.37 （二）（二） 、減速器箱體的附件設計、減速器箱體的附件設計.39 七、設計小結七、設計小結.42 一、設計任務書一、設計任務書 、原始數(shù)據(jù) 鋼繩拉力 F（kN） 28 鋼繩速度 V（m/min） 20 滾筒直徑 D（mm） 300 、已知條件 1） 鋼繩拉力 F； 2）鋼繩速度 V； 3）滾筒直徑 D； 4）工作情況： 單班制，間歇工作，經常正反轉，啟動和制動，載荷變動?。?5）工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度 35C 左右，三相交流電； 6）使用折舊期 10 年，3 年大修一次； 7）制造條件及生產批量：專門機械廠制造

4、，小批量生產。 8）提升速度允許誤差5% 。 、參考傳動方案 二、傳動裝置的總體設計二、傳動裝置的總體設計 （一）傳動方案擬定（一）傳動方案擬定 1、由參考方案可知電動機經聯(lián)軸器將動力直接傳到高速軸上，然后通過二級圓柱齒輪 減速器減速?？紤]到二級圓柱齒輪減速器的傳動比不宜過大，否則會導致減速器尺寸很大。 因此在參考方案的基礎上添加一個帶傳動。 2、將帶傳動布置于高速級 帶傳動的承載能力小，傳遞相同轉矩時結構尺寸較其他傳動形式大，但傳動平穩(wěn)，能 緩沖減震，因此宜布置在高速軸。 3、高速級齒輪選用斜齒圓柱齒輪 斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒輪傳動好，常用在高速軸和要求傳動平穩(wěn)的場合。 4、低速級選用直齒

5、圓柱齒輪 考慮到功率較大，低速級受到轉矩很大，所以采用直齒圓柱齒輪以減小軸向壓力。 綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性 （二）電動機的選擇（二）電動機的選擇 1、選擇電動機類型 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓 380V，Y 型。 2、選擇電動機的容量 電動機工作功率為kW, kW w d a p p 1000 w FV p 因此 kW 1000 d a FV p 由電動機至運輸帶的傳動效率為 42 12345a 式中：、分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器、卷筒的傳動效率。 1234 、 5 取，。則 1 0.95 2 0.98 3 0.97 4 0.99 5

6、 0.95 42 0.950.980.970.99 0.960.78 a 所以 28 1000 1/3 11.97 10001000 0.78 d a FV pkW 3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速為 10001000 20 21.22 / min 300 v nr D 按指導書上表 1 推薦的傳動比合理范圍，取 V 帶傳動的傳動比，二級圓柱齒輪減 1 2 4i 速器傳動比，則總傳動比合理范圍為，故電動機的轉速范圍為 2 8 40i 16 160 a i (16 160) 21.22339.52 3395.2 / min da ninr 符合這一范圍的同步轉速有 750 、1000 和 150

7、0 。/minr/minr/minr 根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案 如表： 電動機轉速 r/min 傳動裝置的傳動比方案電動機型 號 額定 功率 k ed p W 同步轉 速 滿載轉 速 總傳動 比 V 帶傳 動比 減速器 1Y160M2-21530002930138.083.539.45 2Y160L-4151500146068.80322.93 3Y180L-615100097045.712.816.33 4Y200L-81575073034.432.513.76 綜合考慮電動機和傳動裝置的重量、噪聲和帶傳動、減速器的傳動比，可見方案 1 比較

8、適 合，因此選定電動機型號為 Y180L-6，其主要性能見下表： 型號 額定 功率 kW 滿載時 轉速 r/min 電流 (380V 時)A 效率 % 功率 因數(shù) 堵轉電流 額定電流 堵轉轉矩 額定轉矩 最大轉矩 額定轉矩 Y180L-615 97031.489.50.816.51.82.0 4、 電動機主要外形和安裝尺寸列于下表 中心高 H外形尺寸 (/2)LACADHD 底腳安裝 尺寸 A B 地腳螺栓 孔直徑 軸伸尺寸 DE 裝鍵部位 尺寸 FG 160710 475 430279 2791548 11014 42.5 （三）傳動裝置的總傳動比的計算和分配（三）傳動裝置的總傳動比的計算和

9、分配 1、總傳動比 970 45.71 21.22 m a n i n 2、分配傳動裝置傳動比 0a iii 式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。 0 ii、 為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 （實際的傳動比要在設計 V 帶傳動時， 0 2.8i 由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為： 0 45.71 16.33 2.8 a i i i 3、分配減速器的各級傳動比 展開式布置。考慮潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相近,可由指導書圖 12 展開式曲線查得 ，則。 1 4.80i 2 1 16.33 3.40 4.80 i i i （四）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 1、各軸轉

10、速 軸 0 970 346.43 / min 2.8 m n nr i 軸 1 346.43 72.17 / min 4.80 n nr i 軸 2 72.17 21.22 / min 3.40 n nr i 2、各軸輸入功率 軸 011 11.97 0.9511.37 dd pppkW 軸 1223 11.37 0.98 0.9710.81pppkW 軸 2323 10.81 0.98 0.9710.28ppkW 卷筒軸 3424 10.28 0.98 0.999.97 V pppkW 3、各軸輸出功率 軸 0.9811.37 0.9811.14ppkW 軸 0.9810.81 0.9810

11、.59ppkW 軸 0.9810.28 0.9810.07ppkW 卷筒軸 0.989.97 0.989.77 VV ppkW 4、各軸輸入轉矩 電動機軸輸出轉矩 11.97 95509550117.85 970 d d m p TN m n 軸 00011 117.85 2.8 0.95313.48 dd TTiTiN 軸 111223 313.48 4.80 0.98 0.971430.37TT iT iN m 軸 222323 1430.37 3.40 0.98 0.974623.01TTiTiN m 卷筒軸 24 4623.01 0.98 0.994485.25 V TTN m 5、各

12、軸輸出轉矩 軸 0.98313.48 0.98307.21TTN m 軸 0.981430.37 0.981401.76TTN m 軸 0.984623.01 0.984530.55TTN m 卷筒軸 0.984485.25 0.984395.55 VV TTN m 運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表： 效率 P kW 轉矩 T N m 軸名 輸入輸出輸入輸出 轉速 n r/min 傳動比 i 電動機軸 11.97117.85970 軸 11.3711.14313.48307.21346.43 軸 10.8110.591430.371401.7672.17 軸 10.2810.074623.01

13、4530.5521.22 卷筒軸 9.979.774485.254395.5521.22 2.8 4.80 3.40 1 三、傳動零件的設計計算三、傳動零件的設計計算 （一）（一）V 型帶及帶輪的設計計算型帶及帶輪的設計計算 1、確定計算功率 ca p 由書本表 8-7 查得工作情況系數(shù)1.2，故1.1 A K 15 1.1 1.219.8 caA pKPkW 2、選擇 V 帶的帶型 根據(jù),由書本圖 8-11 選用 B 型帶。19.8970 / min cam pkWr、n 3、確定帶輪的基準直徑、實際傳動比并驗算帶速 V d d 1）初選小帶輪的基準直徑。由書本表 8-6 和表 8-8，取小

14、帶輪的基準直徑 1d d 。 1 180 d dmm 2)驗算帶速 V 1 180 970 /9.14/ 60 100060 1000 dm d n vm sm s 因為 5m/sV30m/s,故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑 ，圓整為。 021 2.8 180504 dd ddimm 2 500 d dmm 4、確定 V 帶的中心距和基準長度a d L 1）由得，初定中心距。 12012 0.7()2() dddd ddadd 0 4761360a 0 800amm 2) 計算帶所需的基準長度 22 21 0012 0 ()3203.14 2()16006802700 2424 800

15、 dd ddd dd Laddmm a 由表 8-2 選帶的基準長度。2800 d Lmm 3）計算實際中心距a 0 0 28002700 (800)850 22 dd LL aammmm 中心距的變化范圍為。808 934mm 5、驗算小帶輪上的包角 1 121 57.357.3 180()180320158120 850 dd dd a 6、計算帶的根數(shù) Z 1）由，查表 8-4a 得。 1 180,970 / min dm dmm nr 0 3.27pkW 根據(jù)和 B 型帶，查表 8-4b 得。 0 2.8970 / min, m nri 0 0.306pkW 查表 8-5 得，表 8-

16、2 得,于是0.942K1.05 L K 00 ()(3.270.306) 0.942 1.053.54 rL pppKKkW 2）計算 V 帶的根數(shù) Z ，取 6 根。 19.8 5.59 3.54 ca r p Z p 7、計算單根 V 帶的初拉力的最小值 0min ()F 由表 8-3 得 A 型帶的單位長度質量,所以0.18/qkg m 22 0min (2.5)(2.50.942) 19.8 ()5005000.18 9.14 313.6 0.942 6 9.14 ca Kp FqvN K zv 應使帶的實際初拉力。 00min ()FF 8、計算壓軸力 p F 1 min0min

17、158 ()2 ()sin2 6 313.6 sin3694 22 p Fz FNN 9、帶傳動主要參數(shù)匯總表 帶型 Ld mm Z dd1 mm dd2 mm a mm F0 N FP N B28006180500850313.63694 （二）高速級斜齒輪副的設計計算（二）高速級斜齒輪副的設計計算 1、選精度等級、材料及齒數(shù) （1）材料及熱處理 由表 10-1 選得大、小齒輪的材料均為并經調質及表面淬火，齒面硬度為 48 至40 r c 55HRC； （2）精度等級選用 7 級,選取小齒輪比為，則大齒輪, 1 18z 211 18 4.8086.4zzi 取，螺旋角 2 87z 14 2、

18、按齒面接觸強度設計 由設計公式進行試算，即 2 11 3 1 1 1( ) 2 HE t d H i t i T kZ Z d （1）確定公式內的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)。1.6 tk 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 由前面計算可知， 5 1 3.1348 10TN mm 3）由表 10-7 取。0.8 d 4）由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)。 1 2 189.8 Ea zMP 5）由圖 10-21e 按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限 lim1lim2 1100 HH MPa 6）由式計算應力循環(huán)次數(shù)60 h Nn jL 8 1 6060 346.43 18 300 104.989

19、10 h jL Nn 8 8 2 4.989 10 1.039 10 4.80 N 7）由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。 1 0.94 HNK 2 0.97 HNK 8）計算接觸疲勞許用應力(失效概率 1%,安全系數(shù) S=1) 1lim1 1 0.94 11001034 HNH MPa S K 2lim2 2 0.97 11001067 HNH MPa S K 9）許用接觸應力。 12 1034 1067 1050.5 22 H HH MPaMPa 10）由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)。2.433 H z 11）1 由圖 10-26 查得，則。 1 0.73 2 0.88 12 0.

20、730.881.61 （2）計算 1）試計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得 1t d 3 2 1 5 4.80 12.433 189.8 ()56.65 0.8 1.614.81050.5 2 1.6 3.1348 10 t mmmm d 2）計算齒輪的圓周速度 1 3.14 56.65 346.43 1.028 60 100060 1000 t d n m v s 3）計算齒寬 b 及模數(shù) ntm 1 0.8 56.6545.32 dt bdmmmm 1 1 cos 56.65 cos14 3.05 23 t nt d mm z m 2.252.25 3.056.68 nt hmmm 45

21、.32 6.61 6.68 b h 4）計算縱向重合度 1 0.318tan0.318 0.8 18 tan141.142 dZ 5）計算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)，8 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數(shù)1 AK 1.028mv s 由表 10-3 查得,從表 10-4 中的硬齒面欄查得小齒輪相對軸承1.05 vK 1.2 HF KK 非對稱布置、6 級精度、,考慮到齒輪為 7 級精度，取。另由1.288 HK 1.298 HK 圖 10-13 查得=1.25,故載荷系數(shù) FK 1 1.05 1.2 1.2981.625 AVHHKK K K K 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑

22、 3 3 11 1.625 56.6556.94 1.6 t t K mm dd K 7）計算模數(shù) nm 1 1 cos14 56.94 cos14 3.07 18 n mm d m Z 3、按齒根彎曲強度設計 由式 2 1 3 2 1 2cos FaSa n F d KTY Y Y m Z （1）確定公式內的各計算數(shù)值 1）計算載荷系數(shù) 1 1.05 1.2 1.251.575 AVFFKK K K K 2）根據(jù)縱向重合度,從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù)。1.142 0.88Y 3）由圖 10-20d 查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 12 620 FEFE MPa 4）由圖 10-18 查

23、得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 0.94 FNK 2 0.97 FNK 5）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 11 1 0.94 620 416.29 1.4 FNFE FMPa S K 22 2 0.97 620 429.57 1.4 FNFE FMPa S K 6）計算當量齒數(shù) 1 1 33 18 19.70 coscos 14 v z z 2 2 33 87 95.29 coscos 14 v z z 7）查取齒形系數(shù) 由表 10-5 查得 1 2.815 Fa Y 2 2.189 Fa Y 8）查取應力校正系數(shù) 由表 10-5 查得 1 1.547 Sa Y 2 1.785

24、 Sa Y 9）計算大小齒輪的并加以比較 FaSa F Y Y 11 1 2.815 1.547 0.01046 416.29 FaSa F YY 22 2 2.189 1.785 0.00910 429.57 FaSa F YY 經比較得小齒輪的數(shù)值大。 （2) 設計計算 2 52 1 3 3 22 1 2cos 2 1.575 3.1348 100.88cos 14 0.010462.76 1.61 0.8 18 FaSa n F d KTY Y Y mm m Z 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強度計算的模 nm 數(shù)相差不大，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時

25、滿足接觸疲勞強度，需3 n mm m 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 1 56.94mm d ，取， 1 1 cos56.94cos14 18.4 3 n d Z m 1 19 Z 則，取。 21 19 4.8091.2i ZZ 2 92 Z 4、幾何尺寸計算 （1）計算中心距 12 19923 171.60 2cos2cos14 n m amm ZZ 將中心距圓整后取。172amm （2）按圓整后的中心距修整螺旋角 12 19923 arccosarccos14.53 22 172 n m a ZZ 因值改變不大，所以參數(shù)、等不必修正。 K H Z （3）計算大小齒輪

26、的分度圓直徑 1 1 19 3 58.88 coscos14.50 n dmm mZ 2 1 92 3 285.12 coscos14.53 n dmm mZ （4）計算齒輪寬度 1 0.8 58.8847.10 d bmm d 取齒寬 ：=50mm, =55mm 2 B 1 B （三）低速級直齒輪的設計計算（三）低速級直齒輪的設計計算 1、精度等級、材料及齒數(shù) （1）材料及熱處理 由表 10-1 選得大、小齒輪的材料均為并經調質及表面淬火，齒面硬度為 48 至40 r c 55HRC； （2）精度等級選用 7 級,選取小齒輪比為，則大齒輪, 1 20z 211 20 3.4068zzi 取。

27、 2 68z 2、按齒面接觸強度設計 由設計公式進行試算，即 2 22 3 1 2 1 2.32() E t d H i i T kZ d （1）確定公式內的各計算 數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)。1.3 tk 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 由前面計算可知， 6 2 1.430 10TN mm 3）取。0.8 d 4）由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)。 1 2 189.8 Ea zMP 5）由圖由圖 10-21e 按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限 lim1lim2 1100 HH MPa 6）由式計算應力循環(huán)次數(shù)60 h Nn jL 8 2 1 6060 72.17 18 300 101.039

28、 10 h jL Nn 8 7 2 1.039 10 3.057 10 3.4 N 7）由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。 1 0.97 HNK 2 0.98 HNK 8）計算接觸疲勞許用應力(失效概率 1%,安全系數(shù) S=1) 1lim1 1 0.97 11001067 HNH H MPa S K 2lim2 2 0.98 11001078 HNH H MPa S K （2）計算 1）試計算小齒輪的分度圓直徑，代入中較小的值。 1t d H 3 2 1 6 3.4 1189.8 2.32()105.92 0.83.41067 1.3 1.430 10 t mmmm d 2）計算齒輪的

29、圓周速度 1 3.14 105.92 72.117 0.400 60 100060 1000 t d n m v s 3）計算齒寬 b 1 0.8 105.9284.736 dt bdmmmm 4）計算齒寬與齒高之比b h 1 1 105.92 5.296 20 t t d mm z m 2.252.25 5.29611.916 nt hmmm 84.736 7.11 11.916 b h 5）計算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)，7 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數(shù)1 AK 0.400mv s 1.02 vK 直齒輪1 HF KK 從表 10-4 中的硬齒面欄查得小齒輪相對軸承非對稱布置、

30、6 級精度、,考慮1.294 HK 到齒輪為 7 級精度，取。另由圖 10-13 查得=1.28,故載荷系數(shù)1.304 HK FK 1 1.02 1 1.3041.330 AVHHKK K K K 6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 3 3 11 1.330 105.92106.73 1.3 t t K mm dd K 7）計算模數(shù)m 1 1 106.73 5.34 20 mm d m Z 3、按齒根彎曲強度設計 由式 2 3 2 1 2 FaSa F d Y YKT m Z （1）確定公式內的各計算數(shù)值 1）計算載荷系數(shù) 1 1.02 1 1.281.306 AVFFKK K K K

31、2）由圖 10-20d 查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 12 620 FEFE MPa 3)由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 0.97 FNK 2 0.98 FNK 4)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 11 1 0.97 620 429.57 1.4 FNFE FMPa S K 22 2 0.98 620 434 1.4 FNFE FMPa S K 5)查取齒形系數(shù) 由表 10-5 查得 1 2.80 Fa Y 2 2.248 Fa Y 6)查取應力校正系數(shù) 由表 10-5 查得 1 1.55 Sa Y 2 1.746 Sa Y 7)計算大小齒輪的并加以比較 FaS

32、a F Y Y 11 1 2.80 1.55 0.01010 429.57 FaSa F YY 22 2 2.248 1.746 0.00904 434 FaSa F YY 經比較得小齒輪的數(shù)值大。 (2) 設計計算 6 3 2 2 1.330 1.430 10 0.010104.58 1 20 mm m 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的 m 模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸5mm m 疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 1 106.73mm d ，取， 1 1 106.73 21.346 5 d Z m

33、1 22 Z 則，取。 21 22 3.474.8i ZZ 2 75 Z 4、幾何尺寸計算 (1)計算大小齒輪的分度圓直徑 1 1 22 5110dmm mZ 2 2 75 5375dmm mZ (2)計算中心距 12 110375 242.5 22 amm dd (3)計算齒輪寬度 1 0.8 11088 d bmm d 取齒寬 ：=90mm, =95mm 2 B 1 B 高、低速級齒輪參數(shù) 名稱高速級低速級 中心距 a(mm)172242.5 法面摸數(shù)(mm) 35 螺旋角（） 14.53 無 齒頂高系數(shù) * a h 11 頂隙系數(shù)c 0.250.25 壓力角 2020 1922齒 數(shù) 9

34、275 （mm） 58.88110分度圓 直徑 (mm) 285.12375 （mm） 55 95齒 寬 （mm） 50 90 齒輪等級精度 7 7 材料及熱處理大、小齒輪的材料均為 并經調質及表面淬火，40 r c 齒面硬度為 48 至 55HRC 大、小齒輪的材料均為 并經調質及表面淬火，40 r c 齒面硬度為 48 至 55HRC 四、軸系零件的設計計算四、軸系零件的設計計算 （一）（一） 、輸入軸的設計計算、輸入軸的設計計算 1、輸入軸上的功率、轉速、轉矩及帶傳動的軸壓 1 p 1n1TpF 11 1 11.37,346.43 / min,313.48,3694 p KWrN mN

35、p nTF 2、求作用在齒輪 1 上的力 因已知齒輪分度圓直徑 1 =58.88mm d 3 1 1 1 2 2 313.48 10 = =10648.1N 58.88 T d tF 1 tan 10648.1 tan20 =3994.2N coscos14.53 Ftn rF 1 = tg =10648.114.53 =2654.9N Fat tg F 3、初步確定軸的最小直徑 先按式（152）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為 40Cr，調質處理。根據(jù)表 15 3，取，于是得： 0=110A 1 3 3 omin 1 11.37 =110=35.2mm 346.43 dA P n 高速軸

36、的最小直徑顯然是裝帶輪處的直徑，即大帶輪的軸孔直徑，因為帶輪上有鍵槽，故 將最小直徑增加 7%，又因為裝小帶輪的電動機軸徑 d=48mm, 因此高速 min 37.7dmm 軸裝大帶輪處的直徑，故取。(0.8 1.2) 48dmm 1 2 42dmm 4、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，如下所示 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 1）根據(jù)計算的最小直徑取軸的直徑=42mm。為了滿足帶輪得軸向定位要求，1-2 軸 1 2d 右端需制出一軸肩，故 2-3 段得直徑。由帶輪寬度確定。 2 3 48dmm 1 99mm L 2）初步選擇滾動軸承。 因軸承同時受到徑向力和軸向

37、力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根 據(jù),由軸承產品目錄中初步選取單列圓錐滾子軸承，其型號為 30310，其尺寸 2 3 48dmm 為,查得 a=23.0mm.故，而5011029.25dD Tmmmmmm 3 47 8 50mm dd 7 8 29.25mm l 左邊軸承采用套筒定位，右端滾動軸承采用軸肩進行定位。由手冊查得 30310 型軸承的定 位高度 h=5mm，因此取。 6 7 60dmm 3）取安裝齒輪處的軸段 4-5 的直徑，根據(jù)齒輪的輪轂寬度，取 4 5 58.88mm d 。 4 5 55mm l 取。 5 6 50mm d 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm

38、，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，及便于對軸承添加潤滑脂的要求。 取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離，L=30 故取。 2 3 50mm l 5）取齒輪距箱體內壁之間的距離,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置16amm 時，應距箱體內壁一段距離 s，取是。已知滾動軸承寬度 T=29.25mm，則8smm 3 4 29.258 1653.25Tsamm l 。 6 7 16824samm l 中間軸兩齒輪間的距離取 20mm，第二對齒輪的主動輪齒寬為 95mm, 則 5 6 110mm l 致此已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按，由教材表

39、61 查得平鍵截面 1 2 42mm d ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 70mm ，齒輪輪轂與軸的配合配合采mmmmhb812 用。帶輪與軸的配合采用。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的， 7 6 H n 7 6 H k 此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 （4）確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考表 15-2，取左軸端與 2 處倒角為，2，3 處圓角 R=1.6mm,其余圓角 R=2mm。1.6 45 （5）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,從上已經知道,對于圓錐滾子軸承 30310,由手冊中可 查得 a=23.0mm,作為簡支梁的軸的支承跨距 。對軸 23 57.75 167

40、.75225.5mm ll 進行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。如下： 對水平面進行計算： 121 21 232 10648.1 () NHNHt NHt FFFN FF lll 1 2 7921 2727 NH NH FN FN 12 457446 HNH N mm lMF 對垂直面進行計算： 121 21 1232 7688.2 () NVNVrp NVr a FFFFN FF lllM 1 2 6318 1370 NV NV FN FN 1 12 1 )73376 ( a vP NV MN mm F lMF 1 223 307978 a vNV MN mm lMF 1 3694 122.545

41、2515 P P FLN mm M 求總的彎矩，即合成彎矩： 1 452515N mm M 2222 1 2 (457446)(73376)463294 HV MMN mm M 2222 2 3 (457446)(307978)551459 HV MMN mm M 將計算結果列于下表： 載荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F 12 7921 ,2727 NHNH FN FN 12 6318,1370 NVNV FN FN 彎矩 M457446 H MN mm 1 2 452515,73376 307978 pV V MN mm MN mm MN mm 總彎 矩 M 23 1 452515,46

42、3294,551459N mm MN mm MN mm M 扭矩 T 313480TN mm （6）按彎曲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的強度，由上表的數(shù)據(jù)，以及軸 單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6 則： 222 2 3 3 5514590.6 313480 66.1 20.1 58.88 caa T MP W M 222 2 1 3 2 3 5514590.6 313480 28.5 20.1 58.88 caa T MP W M 前以選定軸的材料為 40Cr 鋼，調質處理，查表的70Mpa,因此均小于 1 12 , caca ，故安

43、全。 1 ( (二二) )、中間軸的設計計算、中間軸的設計計算 1、中間軸上的功率、轉速及轉矩 2 p 2n2T 12 2 10.81,72.17 / min,1430.37KWrN m p nT 2、求作用在齒輪上的力 21 =10648.1 tt N FF 21 =3994.2 rr N FF 21 =2654.9 aa N FF 因已知齒輪分度圓直徑 3 =110mm d 3 2 3 3 22 1430.37 = =26006.7N 110 T10 d tF 33 =tan=26006.7tan20 =9465.7N FrtnF 3、初步確定軸的最小直徑 先按式（152）初步估算軸的最小

44、直徑，選取軸的材料為 40Cr，調質處理。根據(jù)表 15 3，取，于是得： 0=110A 2 3 3 omin 2 10.81 =110=58.4mm 72.17 dA P n 中間軸的最小直徑顯然是軸承處直徑（圖 4） 。為了使所選的軸直徑 dd, 與軸承的孔徑相適應，故需同時選取軸承型號。 dd, 選取型號為 30312 單列圓錐滾子軸承，0 基本游隙組、標準精度級， 其尺寸為。查得 a=26.6mm,所以mmmmmmTDd 5 . 3313060 。 1 25 6 60ddmm 4、軸的結構設計 （1)擬定軸上零件的裝配方案如下圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度 1） 取安

45、裝圓錐齒輪處的軸段 23 的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用mmd65 32 套筒定位。已知齒輪輪轂的長度為 50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊大齒輪，此軸段應 略短于輪轂長度，故取=48mm。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取 32 l0.07hd ，則軸環(huán)處的直徑。取。mmh5mmd75 43 mml20 43 2） 5 處為非定位軸肩，則取，由于小直齒輪的齒寬，所以除去mmd65 54 mmB95 軸向緊固空隙，。mml93 54 3）確定兩端軸承處的軸段長度 取齒輪距箱體內壁之距離。考慮到箱體的制造誤差，在確定滾動軸承位置時應mma16 距箱體內壁一段距離 S，取 S 值為 8mm。

46、已知軸承寬度 T=33.5mm ，則 1 2 LmmasT 5 . 592168 5 . 33)4850( mmasTl 5 . 592816 5 . 33)9395( 65 （3）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面，查表查得平鍵截面 2 3 65mm d ，鍵長為 46mm；按截面，查表查得平鍵截面18 11b hmm 4 5 65mm d ，鍵長為 80mm。齒輪輪轂與軸的配合配合采用。滾動軸承與軸的18 11b hmm 7 6 H n 周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6. (4)確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考表 15-2，取軸端倒角為，其

47、余各處取圓角為 R=2mm。2 45 mm (5)求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,從上已經知道,對于圓錐滾子軸承 30211,由手冊中可 查得 a=21mm,作為簡支梁的軸的支承跨距 。對軸進行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。如下 123 55.992.578.4226.8mm l ll 圖： 對水平面進行計算： 12 23 12 3123233 0 ()()0 NHNH tt NHt t FFN FFN FF l lllllF 1 2 17014 19641 NH NH FN FN 111 951083 HNH N mm lMF 223 1539854 HNH N mm lMF

48、對垂直面進行計算： 123 2 33 2 31231 2 ()() NVNVr r ar r FFF o NV F FFl llMFlll 1 2 1409 6878 NV NV FN FN 111 457078 vNVa N mm lMFM 111 299888 vNVa N mm lMFM 223 539235 vNV N mm lMF 求總的彎矩，即合成彎矩： 2222 11 1 (951083)(457078)1055215 HV MMN mm M 2222 11 1 (951083)(299888)997242 HV MMN mm M 2222 22 2 (1539854)(5392

49、35)1631541 HV MMN mm M 將各計算結果列于下表： 載荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F 12 17014,19641 NHNH FN FN 12 1406,6878 NVNV FN FN 彎矩 M 1 2 951083 1539854 H H MN mm MN mm 1 1 2 457078 299888 539235 V V V MN mm MN mm MN mm 總彎 矩 M 11 1055215997242,1631541MN mmMN mm MN mm 2 ， 扭矩 T 1430370TN mm 6）按彎曲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

50、矩和扭矩的截面的強度，由上表的數(shù)據(jù)，以及軸 單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6 則： 222 2 2 1 3 1631540.6 1430370 67.1 0.1 65 caa T MP W M 前以選定軸的材料為 40Cr，調質處理，查表的70Mpa,因此0.07d,故取 h=8mm，則取 5 6 88mm l 直徑。 4 5 116mm d 左端軸承用套筒定位。 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，及便于對軸承添加潤滑脂的要求。 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的右端面間的距離，,故取，30mm l 2 3 50mm l 取齒輪距箱體內壁之距離?？紤]到箱體的制造誤差

51、，在確定滾動軸承位置時應mma16 距箱體內壁一段距離 S，取 S 值為 8mm。已知軸承寬度 T=32mm ，則 6 7 (9088)32 168258Tasmm l 3 4 3216856Tsamm l 由于跟中間軸在同一水平面上右一對齒輪嚙合，故取 4 5 75mm l 致此已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (3) 軸上零件的周向定位 聯(lián)軸器、齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面，查表查得平鍵截面 1 2 85mm d ，鍵長為 88mm；按截面，查表查得平鍵截面2214b hmmmm 5 6 100mm d ，鍵長為 75mm，齒輪輪轂與軸的配合配合采用。半聯(lián)軸器與2816b hmm

52、mm 7 6 H n 軸的配合采用。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺 7 6 H k 寸公差為 m6. (4) 確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考表 15-2，取軸端倒角為，3 處圓角半徑 R=1.5mm，其余圓角半徑2.5 45 mm R=2.5mm。 (5)求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,作為簡支梁的軸的支承跨距 。對軸進行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。如下圖： 23 16085245mm ll 對水平面進行計算： 124 14 233 () NHNHt NHt FFF FF lll 1 2 9023 16984 NH NH FN FN 12 1443

53、680 HNH N mm lMF 對垂直面進行計算： 124 14 233 0 ()0 NVNVr NVr FFF FF lll 1 2 3284 6182 NV NV FN FN 12 525440 vNV N mm lMF 求總的彎矩，即合成彎矩： 2222 (1443680)(525440)1536327 HV MMN mm M 扭矩3847720TN mm 載 荷 水平面 H垂直面 V 支 反 力 F 12 9023 ,16984 NHNH FN FN 12 3284,6182 NVNV FN FN 彎 矩 M 1443680 H MN mm525440 V MN mm 總 彎 矩 M 1536327MN mm 扭 矩 T 4623010TN mm (6）按彎曲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的強度，由上表的數(shù)據(jù)，以及軸 單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6 則： 222