卷揚(yáng)機(jī)的傳動裝置設(shè)計

1、 成績：_機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計項目設(shè)計說明書設(shè)計題目： 卷揚(yáng)機(jī)的傳動裝置設(shè)計 專業(yè)班級： 機(jī)制201107班 學(xué)生姓名： xxx 學(xué) 號： xxxxxxxxx 指導(dǎo)教師： xxx 目 錄第一章、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書2第二章、電動機(jī)的選擇4第三章、分配傳動比6第四章、齒輪設(shè)計9 4.1高速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算84.2低速級直齒園柱齒輪傳動的設(shè)計計算12第五章、軸的設(shè)計、滾動軸承選擇、 鍵連接和聯(lián)軸器選擇18 5.1軸的設(shè)計18 5.2、滾動軸承的選擇及計算25 5.3、鍵連接的選擇及校核計算28第六章、附件設(shè)計 29第七章、設(shè)計小結(jié) 31第八章、參考資料 33第一章 機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計

2、題目：電動卷揚(yáng)機(jī)的傳動裝置設(shè)計1機(jī)器的功能要求：起升機(jī)構(gòu)是使重物作升降運(yùn)動的機(jī)構(gòu)，它是任何起重機(jī)必不可少和最主要最基本的機(jī)構(gòu)。此次設(shè)計的電動5噸卷揚(yáng)機(jī)是由電動機(jī)、連軸器、制動器、減速器、卷筒、導(dǎo)向滑輪、起升滑輪組、釣鉤等組成，其各方面的機(jī)構(gòu)分布可以參考如下圖所示。電動機(jī)正轉(zhuǎn)或反轉(zhuǎn)時，制動器松開，通過帶制動輪的聯(lián)軸器帶動減速器高速軸，經(jīng)減速器減速后由低速軸帶動卷筒旋轉(zhuǎn)，使鋼絲繩在卷筒上繞進(jìn)或放出，從而使重物起升或下降。電動機(jī)停止轉(zhuǎn)動時，依靠制動器將高速軸的制動輪剎住，使懸吊的重物停止在空中。 根據(jù)需要起升機(jī)構(gòu)上還可裝設(shè)各種輔助裝置，如起重量限制器、起升高度限位器、速度限制器和鋼絲繩作多層卷繞時，

3、使鋼絲繩順序排列在卷筒上的排繩裝置等。 2機(jī)器工作條件: 間隙工作，每班工作時間不超過15%，每次工作時間不超過10min，滿載啟動，工作中有中等振動，兩班制工作，鋼繩的速度允許誤差±5% 。小批量生產(chǎn)，設(shè)計壽命為10年。3工作裝置功能參數(shù)：剛繩的拉力F= 10KN，速度V=0.8m/s，卷筒的直徑D=260mm。二、設(shè)計任務(wù)1設(shè)計工作內(nèi)容機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。（1）理論分析與設(shè)計計算a)總體方案設(shè)計：驅(qū)動系統(tǒng)有手動、內(nèi)燃機(jī)和電動機(jī)幾類。手動的手柄回轉(zhuǎn)的傳動機(jī)構(gòu)上裝有停止器（棘輪和棘爪），可使重物保持在需要的位置。裝配或提

4、升重物的手動還應(yīng)設(shè)置安全手柄和制動器。手動一般用在起重量小、設(shè)施條件較差或無電源的地方。內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動的在卷筒與內(nèi)燃機(jī)之間裝有離合器。當(dāng)離合器和卷筒軸上的制動器松開后，卷筒上的繩索處于無載狀態(tài) ，此時繩索一端可從卷筒上自由地拽出，以縮短再次提拉物件時的掛繩時間。內(nèi)燃機(jī)須在無載情況下啟動，離合器能將卷筒與內(nèi)燃機(jī)脫開，待啟動正常后再使離合器接合而驅(qū)動卷筒。內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動的卷揚(yáng)機(jī)常用于戶外需要經(jīng)常移動的作業(yè)，或缺乏電源的場所。電動調(diào)度廣泛用于工作繁重和需牽引力較大的場所。根據(jù)工作環(huán)境的不同，可選用防爆型或非防爆型電動機(jī)為動力源。電動機(jī)經(jīng)減速器帶動卷筒，電動機(jī)與減速器輸入之間裝有制動器。為適應(yīng)提升、牽引 、回

5、轉(zhuǎn)等作業(yè)的需要，還有雙卷筒和多卷筒裝置的起升機(jī)構(gòu)。根據(jù)傳動形式的不同，卷揚(yáng)機(jī)可分為蘇式多級內(nèi)齒行星齒輪傳動調(diào)度卷揚(yáng)機(jī)、擺線針輪傳動調(diào)度卷揚(yáng)機(jī)、蝸輪-蝸桿傳動回柱卷揚(yáng)機(jī)和少差齒回柱和調(diào)度卷揚(yáng)機(jī)等。對于單滾筒行星齒輪傳動調(diào)度卷揚(yáng)機(jī)，其具有成本低，效率較高，重量輕，結(jié)構(gòu)簡單，易于維修和保養(yǎng)等優(yōu)點(diǎn)。本次設(shè)計的卷揚(yáng)機(jī)用于建筑工地的地面調(diào)度和搬運(yùn)工作。根據(jù)實(shí)際工作要求，采用兩級圓柱齒輪傳動。b)設(shè)計參數(shù)的確定：電動機(jī)類型的選擇：該裝置用于礦山地面、冶金礦物或建筑工地的地面調(diào)度和搬運(yùn)工作，要求環(huán)境濕度在80%以下，周圍介質(zhì)溫度不超過40，且空氣中不得含有沼氣等爆炸性及具有腐蝕作用的氣體，選用Y系列全封閉式鼠

6、籠型三相異步電動機(jī)。c)基本尺寸的確定：載荷狀態(tài)表示卷揚(yáng)機(jī)鋼絲繩承受拉力作用地輕重與頻繁程度，它與整個使用壽命期限內(nèi)鋼絲繩每次承受地拉力F與額定拉力F之比（F/ F）和鋼絲繩每次承受拉力F作用下地工作循環(huán)次數(shù)n與總工作循環(huán)次數(shù)N之比（n/N）有關(guān)。載荷譜系數(shù)K可用下式計算：K 式中 K載荷譜系數(shù)； n在鋼絲繩拉力F作用下的工作循環(huán)次數(shù)，nn，n···n； N總的工作循環(huán)次數(shù)，Nnn n··· n； F鋼絲繩承受的第i個拉力，F(xiàn) F ，F(xiàn)，··· F（N）； F鋼絲繩承受的額定拉力（N）；（2） 圖樣技術(shù)設(shè)

7、計a）產(chǎn)品的機(jī)械系統(tǒng)總體布置示意圖或機(jī)構(gòu)運(yùn)動簡圖（如上圖）。b）機(jī)械產(chǎn)品（或主要部件）總裝配圖。c）典型零件工作圖。（3）編制技術(shù)文件：a）對設(shè)計方案進(jìn)行經(jīng)濟(jì)技術(shù)評價。b）編制設(shè)計計算說明書：1、設(shè)計題目、要求和原始數(shù)據(jù)；2、執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動設(shè)計，包括數(shù)學(xué)模型、程序框圖及文本、計算過程和結(jié)果；3、 原動機(jī)選擇、傳動比分配過程，各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)計算過程和結(jié)果；4、 各級傳動工作能力計算過程；5、 減速器中軸、軸承、鍵聯(lián)結(jié)、聯(lián)軸器的選擇及計算。2提交設(shè)計成品需要提交的設(shè)計成品：紙質(zhì)版、電子版（以班級學(xué)號中文姓名作為文件名）各1份。內(nèi)容包括：（1）機(jī)械產(chǎn)品（或重要部件）裝配圖一張；（2）零件圖2張

8、 (不同類型的零件：齒輪類、軸類、機(jī)架和箱體類等等)；（3）設(shè)計計算說明書一份。三、設(shè)計參考資料1.國家標(biāo)準(zhǔn)2.行業(yè)規(guī)范及技術(shù)規(guī)定3.機(jī)械原理與機(jī)械設(shè)計教材（西北工業(yè)大學(xué)出版社）4.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書（高等教育出版社，吳宗澤，羅圣國主編）5.網(wǎng)絡(luò)資源四、項目實(shí)施過程要求五、設(shè)計中應(yīng)注意事項第1章、提高強(qiáng)度和剛度的結(jié)構(gòu)設(shè)計1避免受力點(diǎn)與支持點(diǎn)距離太遠(yuǎn)2避免懸臂結(jié)構(gòu)或減小懸臂長度3勿忽略工作載荷可以產(chǎn)生的有利作用4受振動載荷的零件避免用摩擦傳力5避免機(jī)構(gòu)中的不平衡力第2章、提高耐磨性的結(jié)構(gòu)設(shè)計1避免相同材料配成滑動摩擦副2避免白合金耐磨層厚度太大3避免為提高零件表面耐磨性能而提高對整個零件的要

9、求4避免大零件局部磨損而導(dǎo)致整個零件報廢5用白合金作軸承襯時，應(yīng)注意軸瓦材料的選擇和軸瓦結(jié)構(gòu)設(shè)計6潤滑劑供應(yīng)充分，布滿工作面7潤滑油箱不能太小第3章、提高精度的結(jié)構(gòu)設(shè)計1避免加工誤差與磨損量互相疊加2要求運(yùn)動精度的減速傳動鏈中，最后一級傳動比應(yīng)該取最大值3避免軸承精度的不合理搭配4當(dāng)推桿與導(dǎo)路之間間隙太大時，宜采用正弦機(jī)構(gòu)，不宜采用正切機(jī)構(gòu)第4章、考慮人機(jī)學(xué)的結(jié)構(gòu)設(shè)計問題1合理選定操作姿勢2操作手柄所需的力和手的活動范圍不宜過大3合理安置調(diào)整環(huán)節(jié)以加強(qiáng)設(shè)備的適用性六、設(shè)計階段第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算；第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計；第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制；第四階

10、段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。七、完成時間在2013年12月10日之前完成全部設(shè)計任務(wù)。第二章 電動機(jī)的選擇2.1、選擇電動機(jī)類型按照工作要求選用Y系列全封閉式鼠籠型三相異步電動機(jī)，電壓380V。2.2、選擇電動機(jī)容量 電機(jī)計算功率： ，其中起重量F=10KN,繩速v=0.8m/s (按滿載時算)。由電動機(jī)到滾筒的傳動總效率為：總 =1234567其中1234567分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和滾筒的傳動效率，由1、7=0.99（聯(lián)軸器），2 =0.99（稀油潤滑，均按滾動軸承計算）, 3 =0.97（脂油潤滑，均按滑動軸承計算）4、 5 =0.97（一般齒輪傳動，稀油潤滑）,

11、6=0.99(滾筒)?？?1234567=0.99×0.99×0.99×0.99×0.96×0.97×0.97=0.88； Pw=Fv /1000=8000/1000=8kw；Pd= Pw/總=8/0.88=9kw；選額定功率P額=10kW。2.3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速經(jīng)過兩對內(nèi)圓柱齒輪減速傳動,故總傳動比的合理范圍是：i=（46）×(34) =1224滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速為（滾筒直徑為260mm）n=60×1000vD=60×1000×0.8/260=59r/min：則電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍是：n =(1

12、224) ×59=7081416r/min由容量和電機(jī)轉(zhuǎn)速，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、和價格等，選定電動機(jī)為Y系列,方案比較見表-1：表-1型號額定功率(kW)額定轉(zhuǎn)速(r/min)效率 (%)重量 (kg)堵轉(zhuǎn)矩最大額定轉(zhuǎn)矩Y160L-61197087.01472.02.0Y180L-81173086.51841.82.0經(jīng)比較，選電動機(jī)型號為Y160L-6，其主要外形和安裝尺寸見表-2：參數(shù)AABBCEHNPHDADACL尺寸254330254108110350275325530240325695第三章 分配傳動比3.1、總傳動比： ia= nmnw=73059 =

13、12.373.2、分配傳動裝置各級傳動比由傳動系統(tǒng)方案可知開式圓柱齒輪傳動的傳動比 i01=1, i34=1, i45=4由計算得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為 i= i12i23= ii01i34i45 = 12.374=3.093為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度，齒面寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等條件。取高速級傳動比i12= 1.4i = 2.081取低速級傳動比i23=ii12 =1.486傳動系統(tǒng)的各部分傳動比分別為 i01=1,i12 =2.081,i23=1.486,i34=1,i45=4。3.3動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)各

14、軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下：O軸（電動機(jī)軸） P0= Pd =9kw ；n0 = nm= 730 rmin；T0 =9550P0n0 =117Nm1軸（減速器高速軸）p1 =p012=p012=8.8kw n1=n0i01=730rminT1=9550P0n0=117 Nm2軸（減速器中間軸）p2 =p124=p124=8.4kw n2=n1i12=351rminT2=9550P2n2=227.6 Nm3軸(減速器低速軸)p3=p215=p215=8.0kw n3=n2i23=236rminT3=9550P3n3=323.7 Nm4軸（滾筒軸）p4=p367=p367=7.6kw n4=n

15、3i45=236rminT4=9550P4n4=307.5 Nm軸號功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速()傳動比傳動效率0軸9.0 117.0730- - 1軸 8.8 117.07302.081 0.98 2軸 8.4227.63511.486 0.95 3軸8.0 323.72361.000 0.95 4軸7.6 307.52361.000 0.98第四章 齒輪設(shè)計4.1高速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算4.11、選精度等級、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理 按方案選用直齒圓柱齒輪傳動 2）卷揚(yáng)機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高。故選用7級精度（GB/1009588）。 3）材料選擇：參考資料得小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì) HBS

16、=240270 。大齒輪選用45鋼，正火HBS=160190。 4）選小齒輪齒數(shù) z1=22，大齒輪齒數(shù)z2=i12z1=2.081×22=45.8 ，取z2=46。4.12、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式（109a）進(jìn)行計算，即 d1t2.323ktT1du±1uZEH21) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1） 試選載荷系數(shù)。Kt=1.3（2） 計算小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩（3） T1=95.5×105 P1n1=95.5×105 8.8730N· m=1.15×105 N· m（4） 由表107選取齒寬系數(shù) d=1。（5） 由表106

17、查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8mpa12。（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim1=600mpa。大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550mpa。由式N=60njLh計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×730×1×(10×300×3×4) =1.59×109 N2=1.59×109/2.081=0.77×109（7） 由表1019查得接觸疲勞壽命系數(shù) kHN1=0.90： KHN2=0.95.疲勞許用應(yīng)力 取失效概率1%，安全系數(shù)s=1 =kNlims得

18、H2=KHN2Hlim2S=0.95×550=522.5mpaH1=KHN1Hlim1S=0.95×600=540mpa4.13、計算 d1r 2.323k1T1du±1uZEH2=2.3231.3×11.5×1041×3.0812.081×189.8522.52 mm=71.45mm （2）計算圓周速度 = d1rn160×1000=×71.45×73060×1000m/s=2.73m/s（3）計算齒寬b b=d d1t=71.45mm（4）計算齒輪與齒高之比 b/h 模數(shù) mt=d

19、1t/z1=71.45/22=3.25mm齒高 h=2.25mt=2.25×3.25mm=7.307mm b/h=71.45/7.307=9.78（5）計算載荷系數(shù)根據(jù) =2.73m/s ，7級精度，查圖108得動載荷系數(shù) k=1.05：直齒輪，假設(shè)kAFtb <100Nmm。由表103查得 kH=kF=1.1 由表102查得使用系數(shù) kA=1，由表104查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，kH=1.05+0.18（1+0.6d2）d2+0.23×10-3b將數(shù)據(jù)代入得kH=1.05+0.18（1+0.6×12）×12+0.23×1

20、0-3×71.45=1.783 由 b/h=9.78，kH=1.783，查圖1013得 kF=1.28：故載荷系數(shù)k=kAkkHkH=1×1.05×1.783×1.28=2.396(6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式 d1=d1t3kkt 得d1=d1t3kkt=71.4532.3961.3 =87.607mm(7)計算模數(shù)mm=d1/z1=87.607/22=3.98mm4.14、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由式（105）得彎曲強(qiáng)度公式為 m32kT1d z12YFYsF 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞極限F

21、E1=380mpa ：大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限HE2=380mpa(2)由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=0.85, kFN2=0.88:(3)計算彎曲疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式= kNlimS 得 F1= kFN1FE1S=0.85×5001.4=303.57mpa F2= kFN2FE2S=0.88×5001.4=238.86mpa(4)計算載荷系數(shù)k k=kAkkFkF=1×1.05×1.1×1.28=1.4784(5)查取齒型系數(shù) 由表105可查得 Ysa1=2.65;YFa2=2.226。(6)查取

22、應(yīng)力校正系數(shù) 由表105可查得Ysa1=1.58, Ysa2=1.764。(7)計算大小齒輪的 YFaYsaF 并加以比較 YFa1Ysa1F1=2.65×1.58303.57=0.01379YFa2Ysa2F2=2.226×1.764238.86=0.0164大齒輪的數(shù)值大。1） 設(shè)計計算 m32×2.396×11.5×1041×222×0.01644mm=2.655mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)。由于齒根模數(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

23、決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)?？扇∮蓮澢鷱?qiáng)度算得的模數(shù)2.655并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)m=3.00mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=71.45mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1m=71.453=23.817 ，取z1=24。 大齒輪齒數(shù)z2=uz1=24×2.081=49.56,，取 z2=504.15、 幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d1=z1m=24×3mm=72.0mmd2=z2m=50×3mm=150.0mm(2)計算中心距=(d1+d2)/2=(72+150)mm/2=111.0mm4.2低速級直齒園柱齒輪傳動的設(shè)計計算4.21、

24、低級選用直齒園柱齒輪傳動（1）卷揚(yáng)機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB1009588）。（2）材料選擇：小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì),大齒輪選用45鋼，正火。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=30，大齒輪齒數(shù)z2=i23z1=1.486×30=44.58，取 z2=45。4.22、按齒面接觸強(qiáng)度計算（設(shè)計）由設(shè)計計算公式（109a）進(jìn)行計算，得d1r 2.323ktT1du+1uZEH21）確定公式內(nèi)各計算數(shù)據(jù)（1） 試選載荷系數(shù)。（2） 計算小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩 T1=95.5×105 P2n2=95.5×105×8.4227.6=3.52×105

25、Nm（3） 由表107選取齒面系數(shù) d=1 。（4） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)zE=189.8mpa12（5） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim1=590mpa, Hlim2=460mpa, （6） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×227.6×1×12×300×10=4.92×108 N2=4.92×108 /2.64=1.86×108（7） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.91, KHN2=0.94（8） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為

26、1%，安全系數(shù)s=1，由式 =kNlimS 得1=kHN1Hlim1S=0.91×5901=536.92=kHN2Hlim2S=0.94×4601=432.44.23、計算（1）計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 d1r 2.323k1T1du+1uZEH2=2.3231.3×3.52×1051×2.4861.486×189.8432.42 mm=122.58mm（2）計算圓周速度 = d1rn160×1000=×122.58×227.660×1000m/s=1.46m/s（3）計算齒寬b b

27、=d d1t=122.58mm（4）計算齒輪與齒高之比 b/h 模數(shù) : mt=d1t/z1=122.58/30=4.086mm齒高 : h=2.25mt=2.25×4.086mm=9.194mmb/h=122.58/9.194=13.33（5）計算載荷系數(shù)（5）計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，查圖108得動載荷系數(shù) k=1.11：直齒輪，設(shè)kAFtb <100Nmm。由表103查得 kH=kF=1.2 由表102查得使用系數(shù) kA=1，由表104查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，kH=1.11+0.18（1+0.6d2）+0.31×10-3b將數(shù)據(jù)代入得kH=1

28、.11+0.18×（1+0.6×1）+0.31×10-3×122.58=1.933由 b/h=13.33，kH=1.933，查圖1013得 kF=1.32：故載荷系數(shù)k=kAkkHkH=1×1.11×1.2×1.933=2.574 (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式 d1=d1t3kkt 得d1=d1t3kkt=122.5832.5741.3 =153.93mm（7）計算模數(shù)mm=d1/z1=153.93/30=5.131mm4.24、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由式（105）得彎曲強(qiáng)度公式為 m32kT1d z1

29、2YFYsF 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞極限FN1=220mpa ：大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FN2=190mpa（2）由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=0.86, kFN2=0.89:（3）計算彎曲疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式= kNlimSD 得 F1= kFN1FZ1S=0.86×2201.4=135.14mpa F2= kFN2FZ2S=0.89×1901.4=120.79mpa（4）計算載荷系數(shù)k=kAkkk=1×1.11×1.2×1.33=1.772（5）查取齒型系

30、數(shù)由表105可查得，（6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表105可查得，（7）計算大小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大。(8)設(shè)計計算m32×1.772×35.2×1041×302×0.01644mm=2.835mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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，僅取決于齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)?？扇∮蓮澢鷱?qiáng)度算得的模數(shù)m=5.131mm，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=5mm。按接觸強(qiáng)度算得分度圓的直徑d1=122.58算出小齒輪齒數(shù) Z

31、1=d1m=122.585=24.516，取z1=25。 大齒輪齒數(shù)z2=i23z1=25×1.486=37.15,，取 z2=37。4.25、 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1=z1m=25×5mm=125mm，d2=z2m=37×5mm=185mm（2）計算中心距=(d1+d2)/2=(125+185)mm/2=155.0mm（3）計算齒輪寬度：b=dd1=1×125mm=125mm取B2=125mm,B1=130mm。4.26、驗算Ft=2T1d1=2×3.52×105125=5632NkAFtb=1×563212

32、5=45.046Nm<100Nm（合適）4.27、設(shè)計計算結(jié)果齒數(shù)：z1=25,z2=37 分度圓直徑：d1=125mm,d2=185mm 齒頂圓直徑：da1=da1+2ha=125+2×5=135mm da2=da2+2ha=185+2×5=195mm齒根圓直徑：df1=d1+2hf=125-2×5×1.25=112.5mm df2=d2+2hf=185-2×5×1.25=172.5mm齒寬：B1=130mm, B2=125mm 第五章、軸的設(shè)計、滾動軸承的選擇、鍵的連接和聯(lián)軸器的選擇實(shí)現(xiàn)了卷揚(yáng)機(jī)傳動系統(tǒng)運(yùn)動及動力參數(shù)的計算和

33、減速器兩級齒輪傳動的設(shè)計計算后，接下來可進(jìn)行器軸的設(shè)計，滾動軸承的選擇，鍵的聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇。5.1軸的設(shè)計5.11輸出軸的設(shè)計1）輸出軸上的功率p3=8kw ，轉(zhuǎn)速n3=236rmin，轉(zhuǎn)矩T3=323.7Nm。2）作用在齒輪上的力已知低速軸大齒輪的分度圓直徑為d2=185mm而Ft=2T3/d2=2×323.7185×1000N=3499.46NF=Fttann=3499.46×tan20oN=1273.7N圓周力Ft，徑向力F的方向如圖15-24所示。3）初步確定軸的最小直徑先按（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-

34、3，取A0=112，于是得dmin= A03P3n3=112×38236mm=34.25mm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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=kAT3考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，故可查表得kA=1.3，則：Tca=KAT3=420.81Nm按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件選用TL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630N/m，許用轉(zhuǎn)速為5700r/min 。 半聯(lián)軸器的孔徑dI=40mm，故取d1-2=40mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm 4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定

35、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度（如圖所示）（3）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑 d2-3=43mm ；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=38mm。而半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，1-2段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取l1-2=58mm。（4）初步選擇滾動軸承。因軸承只有徑向力的作用，故選用普通深溝球滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2-3=43mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取6109型軸承，其尺寸為d×D×T=45mm

36、15;75mm×16mm，故 d7-8=45mm；而l7-8=16mm。左、右端滾動軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6109型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d6-7=48mm。（5）取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=48mm；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130mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此段應(yīng)略短于齒轂寬度，故取l4-5=126mm。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度取h=4mm，則軸環(huán)直徑d5-6=52mm。軸環(huán)寬度b1.4h，故取l5-6=6mm。（6）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油的要求

37、，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取l2-3=50mm。（7）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm，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s=8mm，已知滾動軸承寬度T=16mm,齒輪輪轂寬為130mm,則取l3-4=T+s+a+(130-126)=34mml6-7=L+a+s-l5-6=130+16+8-6=138mm至此，以初步確定了軸的各段直徑和長度。5）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按d4-5查表得平鍵截面b×h=14mm×9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，半聯(lián)軸器與軸的連接時長為30mm。同時為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸的配合為;齒輪輪轂與軸的連接時長為115mm選齒輪與軸的配合H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，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2×45°，各軸肩處的圓周半徑R2。5.1.5求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計算簡圖2。確定軸承的支點(diǎn)位置,作為簡支梁的軸的支撐跨距+=89+215mm=304mm。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的、及M的計算過程列出。 載荷 水平面