起重機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)

1、1. 前言1.1設(shè)計(jì)目的本次課程設(shè)計(jì)的任務(wù)是起重機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)，其中最主要是減速器部分的設(shè)計(jì)。本課程的設(shè)計(jì)學(xué)生須熟悉課本知識(shí)，理論與實(shí)際相結(jié)合。提高了學(xué)生的計(jì)算與分析能力，同時(shí)也培養(yǎng)學(xué)生的創(chuàng)新能力。1.2傳動(dòng)方案我們都知道我國(guó)的減速器的種類是比較多的，其中以齒輪傳動(dòng)和蝸桿傳動(dòng)為主，存在的問(wèn)題也是比較明顯的，如：體積大、質(zhì)量大，或者是傳動(dòng)比大而機(jī)械效率低等。本次我們課程設(shè)計(jì)的所研究的是減速器的設(shè)計(jì)。減速器是一種相對(duì)精密的機(jī)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(hào)各異，不同種類有不同的用途。選用減速器時(shí)應(yīng)根據(jù)工作機(jī)的選用條件，技術(shù)參數(shù)，動(dòng)力機(jī)的性能，經(jīng)濟(jì)性等因素，比較不同類型、品

2、種減速器的外廓尺寸，傳動(dòng)效率，承載能力，質(zhì)量，價(jià)格等，選擇最適合的減速器。1.3減速器的設(shè)計(jì)減速器是原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間的獨(dú)立的閉式傳動(dòng)裝置，用來(lái)減低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩以滿足各種工作機(jī)械的需要。原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間用來(lái)提高轉(zhuǎn)速的獨(dú)立的閉式傳動(dòng)裝置稱為增速器。減速器的種類很多，按照傳動(dòng)形式不同可分為齒輪減速器，蝸桿減速器和行星減速器；按照傳統(tǒng)的級(jí)數(shù)可分為單級(jí)和多級(jí)減速器；按照傳統(tǒng)的布置形式又可分為展開(kāi)式，分流式和同軸式減速器。我們?cè)O(shè)計(jì)齒輪減速器的目的在于使高速運(yùn)轉(zhuǎn)的零件降低其遠(yuǎn)轉(zhuǎn)速度，它與國(guó)內(nèi)外已有的齒輪減速器相比較，有如下特點(diǎn)：（1）傳動(dòng)比范圍大，自I = 10 起，最大可達(dá)幾千。若制作成大傳動(dòng)比的減

3、速器，則更顯示出該減速器的優(yōu)點(diǎn)。（2）傳遞功率范圍大：并可與電動(dòng)機(jī)連成一體制造。（3）結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、重量輕。比現(xiàn)有的齒輪減速器減少1/3 左右。（4）機(jī)械效率高，嚙合效率達(dá)到95%，整體效率在85%以上，且減速器的效率將不隨傳動(dòng)比的增大而降低，這是別的許多減速器所不及的。（5）本減速器的輸入軸和輸出軸在同一直線上。我們這次設(shè)計(jì)的減速器裝置及其功能良好且安全、可靠、經(jīng)濟(jì)，耐用。減速器應(yīng)用非常廣泛，對(duì)我們生活中的作用顯著。2. 起重機(jī)傳動(dòng)方案選擇2.1傳動(dòng)布置方案 圖1傳動(dòng)布置方案1電動(dòng)機(jī) 2聯(lián)軸器 3制動(dòng)器 4減速器 5聯(lián)軸器6卷筒支承 7鋼絲繩 8吊鉤 9卷筒2.2已知條件：2.2.1參數(shù)

4、條件1、提升重量G=780 N2、重物提升速度u=0/.50 m/s3、滾筒槽底直徑D=220 mm 鋼絲繩直徑 d=9.3 mm2.2.2工作條件常溫下工作，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，每日兩班制，工作十年，車間有三相交流電。2.3選用傳動(dòng)方案 選用兩級(jí)圓柱斜齒輪展開(kāi)式減速器，使用壽命長(zhǎng)，潤(rùn)滑及維護(hù)方便。3.電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算3.1電動(dòng)機(jī)的選擇1. 工作機(jī)所需要的功率: 2. 傳動(dòng)裝置的總效率： 為卷筒的效率,取0.96； 為滾動(dòng)軸承的效率，取0.98； 為彈性聯(lián)軸器的效率，取0.993； 為閉式齒輪（7級(jí)精度）的傳動(dòng)效率，取0.98；3. 電機(jī)所需的功率： 由可選取電動(dòng)機(jī)功率4. 確

5、定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速： 計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速：取二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比范圍，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為： 5. 確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（Kw)滿載轉(zhuǎn)速（r/min)額定轉(zhuǎn)矩(Nm)Y132M2-65.59602.0 3.2計(jì)算傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比 1. 總傳動(dòng)比為: 2.分配各級(jí)傳動(dòng)比 分別是高速級(jí)和低速級(jí)的傳動(dòng)比，?。?3.3運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算1.計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速 A軸： B軸： C軸： D軸：計(jì)算各軸的功率 A軸： B軸：C軸： D軸：2.計(jì)算各軸扭矩 A軸：B軸： C軸： D軸：ABCD轉(zhuǎn)速960r/min240r/min43.40r/min43.40r/min功率4.43KW4.25KW4.0

6、8KW3.97KW扭矩44.07Nm169.11Nm897.79Nm873.58Nm4.傳動(dòng)零件的計(jì)算 4.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng) 4.1.1選擇齒輪材料及精度等級(jí) 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開(kāi)線斜齒輪?？紤]工作機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB 10095-88）。兩支承相對(duì)于小齒輪做不對(duì)稱布置。小齒輪選用40鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS；大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。選小齒輪數(shù)，則大齒輪數(shù)。選取螺旋角：初選螺旋角4.1.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1） 試選；（2） 選取區(qū)域系數(shù)；（3） 查得；（

7、4） 選取齒寬系數(shù)；（5） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （6）查表得材料的彈性影響系數(shù)； （7）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （8）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限； （9）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取接觸疲勞壽命系數(shù)；取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，可得： 所以許用接觸應(yīng)力為： 2.計(jì)算（1）試算小齒輪分度圓直徑： （2） 計(jì)算圓周速度： （3）計(jì)算齒寬及模數(shù)： （4） 計(jì)算縱向重合度： （5）計(jì)算載荷系數(shù)K 查表得使用系數(shù)；根據(jù)v=2.2m/s，7級(jí)精度，查圖得動(dòng)載系數(shù)；查表得齒間載荷分配系數(shù)；用插值法查表得齒向載荷分布系數(shù)，再查圖可得。故載荷系數(shù)： （6） 按實(shí)際載荷系數(shù)校正

8、所算得的分度圓直徑： （7）計(jì)算模數(shù)： 4.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.確定計(jì)算參數(shù)（1）計(jì)算載荷系數(shù)： （2） 根據(jù)縱向重合度，查圖得螺旋角影響系數(shù)；（3） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： （4）查取齒形系數(shù)：查表得（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)：（6）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；（7）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)（8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，可得： （9） 計(jì)算大、小齒輪的并加以比較： 得大齒輪的數(shù)值大；（10）設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，以可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按

9、解除疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由： 取，則。4.1.4幾何尺寸計(jì)算1.計(jì)算中心距 將中心距圓整為108mm。2. 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。 3.計(jì)算大、小齒輪分度圓直徑 4.計(jì)算齒輪寬度 圓整后取。4.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)4.2.1選擇齒輪材料及精度等級(jí)考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面直齒輪。考慮工作機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB 10095-88）。兩支承相對(duì)于小齒輪做不對(duì)稱布置。 小齒輪選用40（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS；選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)；4.

10、2.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1）試選； （2）選取齒寬系數(shù)； （3）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （4）查表得材料的彈性影響系數(shù)； （5）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （6）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限； （7）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取接觸疲勞壽命系數(shù)；取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，可得： 2.計(jì)算（1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值： （2）計(jì)算圓周速度： （3）計(jì)算齒寬及模數(shù)： （5）計(jì)算載荷系數(shù)K 查表得使用系數(shù)；根據(jù)v=0.35m/s，7級(jí)精度，查圖得動(dòng)載系數(shù)；查表得齒間載荷分配系數(shù)；用插值法查表得齒向載荷分布系數(shù)，再查圖可得。

11、故載荷系數(shù)： （6）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： （7）計(jì)算模數(shù)： 4.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.確定計(jì)算參數(shù)（1）計(jì)算載荷系數(shù)： （2）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；（3）查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)（4）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，可得： （5）查取齒形系數(shù)：查表得（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)：（7）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較： 得大齒輪的數(shù)值大；（8）設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒

12、輪直徑有關(guān)，可取。按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由： 取，則，取。4.2.4幾何尺寸計(jì)算1. 計(jì)算分度圓直徑： 2.計(jì)算中心距 3.計(jì)算齒輪寬度 圓整后取。5. 軸的計(jì)算5.1高速軸的計(jì)算 5.1.1輸出軸上的功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =4.43kw, =960r/min, =44.07Nm 5.1.2作用在齒輪上的作用力已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑=43.2mm，則： 圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖所示： 彎矩、扭矩圖5.1.3初步確定軸的最小直徑 因?yàn)檩S的受力大，對(duì)材料的強(qiáng)度和硬度比較高，又齒輪與軸是一體的，可選取軸的材料為40鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表，取，于是得： 輸出軸的最小直徑顯

13、然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖3），為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，故可查表得，則： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查，選用TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為 。 半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度 5.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 擬定軸上零件的裝配方案如圖所示： 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(zhǎng)度 1）1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑；左端軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=27mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸端只

14、壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，故1-2端的長(zhǎng)度取為=36mm 2）初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，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(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30205，其尺寸為d*D*T=25*52*16.25，故；而 ；右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得30205型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此取， 3）取安裝齒輪處的軸段，齒輪右端與右軸承軸肩采用軸套定位，已知齒輪輪轂的寬度為45mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度為h0.07d，故取h=5

15、mm，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度取 4）軸承端蓋總長(zhǎng)度為15mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為，故取 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm，小齒輪與第二根軸上的小齒輪之間的距離為20mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知第二根小齒輪的輪轂長(zhǎng)為117mm，滾動(dòng)軸承的寬度為，則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 (2)半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。 按查表得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為32mm。同時(shí)為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承

16、與軸的周向定位是由過(guò)度配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為R2. 5.1.5求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖2。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a。對(duì)于30205型圓錐滾子軸承，右手冊(cè)中查得a=12.6mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距+=31+48mm=79mm。 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(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及M的計(jì)算過(guò)程列出。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 F ： ， ， 彎矩M ： , 總彎矩 ： 扭矩T ： =44.07Nm 5.1.6 按彎扭

17、合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)公式和上面所得數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為40Cr 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得 ， 故安全。 5.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1） 判斷危險(xiǎn)截面 截面A，2，4，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A，2，4，B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面6和7處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大

18、。截面7的應(yīng)力集中的影響和截面6的相近，但截面7不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)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3顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面6左右兩側(cè)即可。（2） 截面6右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6右側(cè)的彎矩M為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為40Cr 鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表得。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)查表得： 軸的材料敏性系數(shù)： 故有應(yīng)力集中系數(shù)為：，尺寸系數(shù)為0.67，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為0.82 ；表面質(zhì)

19、量系數(shù)均為0.92；軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，綜合系數(shù)為： 所以安全系數(shù)為： 故可知其安全。（3） 截面7左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7左側(cè)的彎矩M為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，綜合系數(shù)為： 所以安全系數(shù)為： 故該軸在截面7右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。該減速器無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，該軸的設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)束。5.2中間軸的計(jì)算5.2.1中間軸的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =4.25Kw， =240r/min， =169.11N.m5.2.2作用在齒輪上的作用力 已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑，低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑，所以有： N N 根據(jù)

20、力的合成可知： 圓周力，徑向力及軸向力的方向參考圖25.2.3初步確定軸的最小直徑 5.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.擬定軸上零件的裝配方案如圖所示： 2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 （1）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。 為了所選軸的直徑與軸承相配合，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取7207C型軸承。其尺寸為，故。 （2）取安裝齒輪2處的軸段23處的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為155mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。 （3）取安裝齒輪1處的軸段-處的直徑，齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定

21、位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。 （4）軸上零件的軸向定位 齒輪1和2均采用平鍵連接。按d查表得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)分別為32mm，125mm。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪1、2輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的軸向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（6） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為R2。5.2.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a。對(duì)于7207C型圓錐滾子軸承，右手冊(cè)中查得a=15.7m

22、m。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距+=42mm+65mm=107mm。 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(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的、及M的計(jì)算過(guò)程列出。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 F ： ， ， 彎矩M ： , 總彎矩 ： 扭矩T ： =169.11Nm 5.2.6 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)公式和上面所得數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理， ，故安全 。 5.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截

23、面 截面A，2，5，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A，2，5，B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面3和4處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面4的應(yīng)力集中的影響和截面4的相近，但截面4不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)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6顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面4左右兩側(cè)即可。

24、（2） 截面4左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面4右側(cè)的彎矩M為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表得=640，。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)查表得： 軸的材料敏性系數(shù)： 故有應(yīng)力集中系數(shù)為：，尺寸系數(shù)為0.67，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為0.82 ；表面質(zhì)量系數(shù)均為0.92；軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，綜合系數(shù)為： 故安全系數(shù)為 故知其安全。 （3）截面3右側(cè) 計(jì)算可參考截面4左側(cè) 故安全系數(shù)為 S 故該軸右側(cè)強(qiáng)度也是足夠的 5.3低速軸的計(jì)算5.3.1輸出軸上的功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =4.08kw, =43.40r/min, =897.79Nm 5.3.2作用在齒輪

25、上的作用力已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑=860mm，則： 圓周力，徑向力及的方向參考圖2 5.3.3初步確定軸的最小值徑 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.3，則： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩，應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為半聯(lián)軸器的孔徑為L(zhǎng)=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度5.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 擬定軸上零件的裝配方案如圖所示 低速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(zhǎng)度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的定位要求=62mm，

26、左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在1-2的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取=82mm 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)=62mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取軸承6313，其尺寸為故，而=33mm左端滾動(dòng)軸承選用軸肩進(jìn)行定位，由手冊(cè)上查出6313型軸承的軸肩高度h=5mm，因此取=75mm 3）取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑=70mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為100mm，為了使套筒端面可靠地要緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=96mm。齒輪的右端采用軸肩定

27、位，軸肩高度h0.07d,故取=82mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取=12mm. 4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑劑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間距離l=30mm，故取=50mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離16mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，一直滾動(dòng)軸承寬度T=33mm，則： 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度（3）軸上零件的軸向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按可查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)度為80mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與

28、軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是有過(guò)渡配合來(lái)實(shí)現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 查表可知，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑r=2。5.3.5求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取值。對(duì)于30313型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的,及的值載荷 水平面H 垂直面V 支反力 F ： ， ， 彎矩M ： , 總彎矩

29、 ： 扭矩T ： =897.79Nm 5.3.6 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)公式和上面所得數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理， ，故安全 。5.3.7精確校核軸的疲勞強(qiáng)度.（1）、判斷危險(xiǎn)截面 截面A,2,3,B只受扭矩作用。所以A 2 3 B無(wú)需校核.從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看,截面5和8處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來(lái)看,截面C上的應(yīng)力最大.截面5的應(yīng)力集中的影響和截面4的相近,但是截面5不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,

30、故不必做強(qiáng)度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面6和7顯然更加不必要做強(qiáng)度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面4左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可.（2）截面4右側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1=0.1=27463抗扭系數(shù) =0.2=0.2=54925截面4的左側(cè)的彎矩M為 截面5上的扭矩為 =926.19截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得： 因 經(jīng)插入后得2.0 =1.31軸性系數(shù)為 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 綜合系數(shù)為： K

31、=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=7.58S11.21S=1.5 所以它是安全的(3)截面4左側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=34300抗扭系數(shù) =0.2=0.2=68600截面4右側(cè)的彎矩M為 M=截面4上的扭矩為 =926.19截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =3.16 = 表面質(zhì)量系數(shù) K=K= 安全系數(shù)S=11.3S12.12S=1.5 所以它是安全的所以該軸在截面4右側(cè)是安全的，本題由于無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱，故可以省去靜強(qiáng)度較核。6. 鍵的選擇與校核6.1 高速軸上鍵的選擇6.1.1 高速軸與半聯(lián)軸器鏈接的選擇1）由與此軸與半聯(lián)軸

32、器鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據(jù)d=18mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度L=32mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度=26mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=38.29(合適)鍵的標(biāo)記：鍵6640 GB/T10962003.6.1.2 高速軸與齒輪1鏈接的選擇1）由與此軸與齒輪1鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據(jù)d=66mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度L=36

33、mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度=26mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=11.84(合適)鍵的標(biāo)記：鍵6640 GB/T109620036.2中間軸上鍵的選擇6.2.1齒輪2與軸鏈接鍵的選擇1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據(jù)d=50mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度L=36mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4m

34、m，可得=54.38(合適)鍵的標(biāo)記為：鍵10836 GB/T10962003.6.2.2齒輪3與軸鏈接鍵的選擇1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據(jù)d=45mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度L=36mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得=60.43(合適)鍵的標(biāo)記為：鍵10836 GB/T10962003.6.3 低速軸上鍵的選擇6.3.1低速軸與聯(lián)軸器鏈接鍵的選擇1）由與此軸與半聯(lián)軸器

35、鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據(jù)d=18mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度L=40mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=34.13(合適)鍵的標(biāo)記：鍵6640 GB/T10962003.6.3.2 低速軸與齒輪4鏈接的選擇1）由與此軸與齒輪1鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據(jù)d=66mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度L=36mm。2) 鍵，軸和

36、輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長(zhǎng)度=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=96.4950000h所以軸承的選取合理7.2 中間軸配合軸承的選擇1) 求比值=0.6451根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5，角接觸球軸承的最大e=0.56，故此時(shí)2) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P，按照機(jī)械設(shè)計(jì)P321表13-6，取。按照機(jī)械設(shè)計(jì)P321表13-5，X=0.44，Y值需在已知型號(hào)和基本額定靜載荷C0后才能求出?，F(xiàn)暫選一近似中間值，取Y=1.19，則3) 求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷(壽命按50000h算)=7429.20N4) 按照軸承樣本選擇7206C軸承此

37、軸承的基本額定靜載荷C0=12800N。驗(yàn)算如下：a求相對(duì)軸向載荷對(duì)應(yīng)的e值與Y值。相對(duì)軸向載荷為0.02518，在表中介于0.070.13之間，對(duì)應(yīng)的e值為0.270.31，Y值為2.b. 求當(dāng)量動(dòng)載荷P。c. 驗(yàn)算30305軸承的壽命。=86964h 50000h所以軸承的選取合理7.3低速軸配合軸承的選擇1) 求比值= 0.6568根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)P321表13-5，角接觸球軸承的最大e=0.56，故此時(shí)2) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P，按照機(jī)械設(shè)計(jì)P321表13-6，取。按照機(jī)械設(shè)計(jì)P321表13-5，X=0.44，Y值需在已知型號(hào)和基本額定靜載荷C0后才能求出?，F(xiàn)暫選一近似中間值，取Y=1.1

38、9，則=1135.01N3) 求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷(壽命按50000h算)=7106.57N4) 按照軸承樣本選擇7212C軸承此軸承的基本額定靜載荷C0=37800N。驗(yàn)算如下：a求相對(duì)軸向載荷對(duì)應(yīng)的e值與Y值。相對(duì)軸向載荷為0.07105，在表中介于0.070.13之間，對(duì)應(yīng)的e值為0.270.31，Y值為2b. 求當(dāng)量動(dòng)載荷P。=1629.30Nc. 驗(yàn)算30309軸承的壽命。=81346h50000h所以軸承的選取合理8.聯(lián)軸器的選擇與校核8.1 高速軸上聯(lián)軸器的選擇1) 類型選擇為了隔離振動(dòng)和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。2) 載荷計(jì)算由機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1查得Ka=2.3=45.

39、70Nm3) 型號(hào)的選擇從GB/T 50142003中查得LX4型彈性套柱聯(lián)軸器的需用轉(zhuǎn)矩為2500Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為3870r/min，軸頸為4063mm之間，故合用。8.2 低速軸上聯(lián)軸器的選擇1) 類型選擇為了隔離振動(dòng)和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。2) 載荷計(jì)算由機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1查得Ka=2.3=1267.12Nm3) 型號(hào)的選擇從GB/T 43232003中查得LX4型彈性套柱聯(lián)軸器的需用轉(zhuǎn)矩為2500Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為3870r/min，軸頸為4063mm之間，故合用。9. 減速箱的潤(rùn)滑方式和密封種類的選擇9.1 潤(rùn)滑方式的選擇在減速器中，良好的潤(rùn)滑可以減少相對(duì)運(yùn)動(dòng)表面間的摩擦

40、磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻散熱防銹沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作及壽命。齒輪圓周速度：高速齒輪： 低速齒輪： 1.95m/s 中間軸齒輪： 2.17m/s 、1.95m/s當(dāng)齒輪的圓周速率小于12m/s時(shí)(Vmax=3.69m/s)，通常采用浸油潤(rùn)滑，浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為40mm。再加上齒輪到箱底的距離3050mm，所以油深75mm。9.2 潤(rùn)滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤(rùn)滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-CKC220320潤(rùn)滑油。9.3 密封方式的選擇輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置。因用脂潤(rùn)滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開(kāi)出梯形槽，將毛氈按標(biāo)準(zhǔn)制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開(kāi)缺口放置氈圈油封，然后用另一個(gè)零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。所以用氈圈油封。 10.箱體結(jié)構(gòu)尺寸 參考機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，得該二級(jí)減速器的結(jié)構(gòu)尺寸大致如下：名稱尺寸計(jì)算公式結(jié) 果底座壁厚及肋厚18mm箱蓋蓋壁厚及肋厚16mm底座上部凸緣厚度27 mm箱蓋凸緣厚度24 mm底座下部凸緣