電動絞車傳動裝置的設(shè)計

1、 畢 業(yè) 設(shè) 計（論文）（說 明 書）題 目：電動絞車傳動裝置的設(shè)計姓 名： 賀子杰 編 號： 河南理工大學(xué) 年 月 日 河南理工大學(xué)畢 業(yè) 設(shè) 計 （論文） 任 務(wù) 書姓名 賀子杰 專業(yè) 機械設(shè)計與制造 任 務(wù) 下 達 日 期 年 月 日設(shè)計（論文）開始日期 年 月 日設(shè)計（論文）完成日期 年 月 1 日設(shè)計（論文）題目： A·編制設(shè)計 B·設(shè)計專題（畢業(yè)論文） 指 導(dǎo) 教 師 系（部）主 任 年 月 日河南理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯委員會記錄 系 專業(yè)，學(xué)生 于 年 月 日進行了畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯。設(shè)計題目： 專題（論文）題目： 指導(dǎo)老師： 答辯委員會根據(jù)學(xué)生提交的

2、畢業(yè)設(shè)計（論文）材料，根據(jù)學(xué)生答辯情況，經(jīng)答辯委員會討論評定，給予學(xué)生 畢業(yè)設(shè)計（論文）成績?yōu)?。答辯委員會 人，出席 人答辯委員會主任（簽字）： 答辯委員會副主任（簽字）： 答辯委員會委員： ， ， ， ， ， ， 河南理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）評語第 頁共 頁學(xué)生姓名： 專業(yè) 年級 畢業(yè)設(shè)計（論文）題目： 評 閱 人： 指導(dǎo)教師： （簽字） 年 月 日成 績： 系（科）主任： （簽字） 年 月 日畢業(yè)設(shè)計（論文）及答辯評語： 摘要這篇畢業(yè)設(shè)計的論文主要闡述的是一套系統(tǒng)的關(guān)于圓柱齒輪減速器的設(shè)計方法。在論文中，首先，闡述了圓柱齒輪減速器的設(shè)計原理和理論計算。然后按照設(shè)計準則和設(shè)計理論設(shè)計了圓柱

3、齒輪減速器。接著對減速器的部件組成進行了尺寸計算和校核。該設(shè)計代表了減速器設(shè)計的一般過程。對其他的減速器設(shè)計工作也有一定的價值。在這次設(shè)計中進一步培養(yǎng)了工程設(shè)計的獨立能力，樹立正確的設(shè)計思想掌握常用的機械零件，機械傳動裝置和簡單機械設(shè)計的方法和步驟，要求綜合的考慮使用經(jīng)濟工藝等方面的要求。齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應(yīng)用最廣的一種傳動形式。它的主要優(yōu)點是： 瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力； 適用的功率和速度范圍廣； 傳動效率高，=0.92-0.98； 工作可靠、使用壽命長； 外輪廓尺寸小、結(jié)構(gòu)緊湊。通過這一次設(shè)計可以初步掌握一般簡單機械的一套完整的設(shè)計及方法

4、，構(gòu)成減速器的通用零部件。這次畢業(yè)設(shè)計主要介紹了減速器的類型作用及構(gòu)成等，全方位的運用所學(xué)過知識。確定合理的設(shè)計方案。關(guān)鍵詞：減速器 軸承 齒輪 機械傳動論文類型：設(shè)計報告 ABSTRACTThis graduation thesis on the design of the system is a ring on the cylinder wheel gear reducer design method. In the paper, first of all, the cylinder wheel gear reducer on the design principle and the th

5、eoretical calculation. Then in accordance with the design criteria and design theory designed the cylinder wheel gear reducer .Then the components of the reducer to the size of the calculation and verification. The design represents the reducer general design process.On the other reducer in the desi

6、gn work will have value. Further educated in this time design independent ability that engineering design, set up the right design thought controls the in common use machine spare parts ,the machine spread to move the device with the simple machine design of method with step ,the consideration that

7、request synthesize usage the request of economic craft etc . Wheel gear's spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine. Its main advantage BE:The spreads to move to settle, work than in a moment steady, spread to move accurate credibil

8、ity, can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalks;Power and speed scope; applies are wide; spreads to move an efficiency high, =0.92-0.98; work is dependable, service life long; Outline size outside the is small, structure tightly packed.Pass this design can then the first

9、 step controls general simple a set of complete designs step and methods of the machine.This time graduate the design to introduce the type function of the deceleration machine and constitute the etc. Primarily , made use of all-directionsly learned the knowledge .Make sure the reasonable design pro

10、ject.Key Word: Reduction gear, Bearing ,Gear ,Mechanical driveDissertation Type: Report on Designs目錄第1章 傳動裝置的總體設(shè)計21.1選擇電動機型號21.2傳動比的分配31.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3第2章 傳動零件的設(shè)計52.1錐齒輪傳動的設(shè)計5選擇齒輪材料、齒輪精度級、齒數(shù)5強度計算5精確校核齒根彎曲疲勞強度6錐齒輪傳動的幾何尺寸如下表所示：72.2高速級圓柱齒輪的基本參數(shù)及強度計算8選取高速級齒輪精度級、類型、材料、齒數(shù)及螺旋角8按齒面接觸強度設(shè)計9按齒根彎曲強度設(shè)計10幾何尺寸計算

11、11校核結(jié)果12齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計132.3低速級圓柱齒輪的基本參數(shù)及強度計算13選取低速級齒輪精度級、類型、材料、齒數(shù)及螺旋角13按齒面接觸強度設(shè)計13按齒根彎曲強度設(shè)計15幾何尺寸計算16校核結(jié)果16齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計17第3章 軸的設(shè)計與計算183.1軸的材料選擇和初定軸的最小直徑183.2減速器裝配草圖的設(shè)計183.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計19高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計19中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計203. 3.3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計20第4章 軸的校核224.1軸的力學(xué)模型建立如下圖所示224.2計算軸上的作用力234.3計算支反力234.4繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖244.5彎矩合成強度校核25第5章鍵的選擇與校核265.1中

12、間軸上的鍵265.2高速軸上的鍵265.3低速軸上的鍵27第6章 滾動軸承的選擇與校核286.1.滾動軸承的選擇286.2滾動軸承的校核（這里以中間軸為例）28第7章 聯(lián)軸器的選擇30第8章 箱體結(jié)構(gòu)及附件的設(shè)計318.1箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計318.2箱體尺寸的設(shè)計318.3附件的設(shè)計33第9章 潤滑與密封的設(shè)計35第10章 設(shè)計總結(jié)36參考文獻37致謝38設(shè)計題目：電動絞車傳動裝置的設(shè)計傳動方案的擬定數(shù)據(jù)要求：鋼繩的拽引力F=12KN 鋼繩的工作速度：V=0.38m/s 絞盤直徑D=300mm工作條件：工作環(huán)境較差，結(jié)構(gòu)緊湊，使用壽命10年（每年按300天計算），兩班工作制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有

13、輕微沖擊，小批量生產(chǎn)，鋼繩工作速度允許誤差±0.5%12圖一 電動絞車傳動裝置示意圖1電動機 2錐齒輪 3齒輪減速器 4聯(lián)軸器 5滾筒 6絞車鏈第1章 傳動裝置的總體設(shè)計1.1選擇電動機型號1.選擇電動機的類型按工作要求選用型全封閉籠Y型三相異步電動機。2.計算電動機的功率 工作機所需的電動機功率為：工作機所需輸入功率： 因此 而電動機至工作機之間的總效率： 由所引用文獻1查表2-2查得：8級精度閉式圓柱齒輪傳動效率滾動軸承的效率 彈性聯(lián)軸器 效率 8級精度的一般圓錐齒輪傳動 因為工作時有輕微振動，故電動機功率略大于P0，由所引用文獻1查表16-1所列Y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)可以

14、確定，滿足P0條件的電動機額定功率應(yīng)取5.5 kw。3.選擇電動機轉(zhuǎn)速 根據(jù)要求選用電動機的同步轉(zhuǎn)速是1000r/min,1500r/min和3000r/min。則工作機的轉(zhuǎn)速為nw=60×1000V/D60×1000×0.38/3.14×300r/min=24.204r/min三種電動機相比（列表1-1所示）表1-1 三種電動機比較方案電動機型號額定功率（kw）電動機轉(zhuǎn)速（r/min）電動機質(zhì)量（kg）總傳動比（i）同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132M2-65.510009608439.6632Y132S-45.5150014406859.4943Y132S-

15、15.53000290064119.815綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及傳動比，可知方案1比較合適。因此選定電動機的型號為Y132M2-6。1.2傳動比的分配1.傳動裝置總傳動比 i總=nm/nw=960/24.204=39.663(nm為電動機滿載轉(zhuǎn)速)2.分配傳動比 為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，由參考文獻1查表2-3現(xiàn)選錐齒輪傳動比為i1=3.170,減速器的傳動比i減=i總/i1=39.663/3.170=12.512,考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級i2與低速級傳動i3比的值取為1.4，即i2=1.3i3則 1.3計算

16、傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩的計算； 軸0 軸 軸 軸 軸 2.將各軸運動參數(shù)（如表1-2如示）表1-2各軸運動參數(shù)軸名功率（kw）轉(zhuǎn)矩(Nm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比(i)電動機軸05.47454.4559603.170軸5.200163.982302.8394.033軸4.943628.65475.0903.102軸4.6991853.82124.2071 軸4.5591798.58924.207 第2章 傳動零件的設(shè)計2.1錐齒輪傳動的設(shè)計2.1.1選擇齒輪材料、齒輪精度級、齒數(shù)1.選擇小齒輪的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為235HBS；大齒輪材料為45鋼（正火

17、）硬度為190HBS2.電動絞車為一般工作機器，因傳遞功率不大轉(zhuǎn)矩不高，故選齒輪精度為8級精度3.試選小齒輪齒數(shù)z125，大齒輪齒數(shù)圓整為80 2.1.2強度計算因錐齒輪為開式傳動，所以只按齒根彎曲疲勞強度計算1.按齒根彎曲疲勞強度的簡化設(shè)計公式計算 2. 確定計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值 齒數(shù)比 u=3.2 轉(zhuǎn)矩取齒寬系數(shù)取載荷系數(shù)K=2彎曲疲勞許用應(yīng)力 由參考文獻3查圖3-21查得小齒輪大齒輪由參考文獻2查圖10-19彎曲疲勞系數(shù) 取最小安全系數(shù)則： ，故取分錐角 由參考文獻3查圖3-31查得 當(dāng)量齒數(shù)： 計算模數(shù) 由于齒輪傳動為開式傳動故模數(shù)要加大10%15%，所以m=3.022×（

18、1+15%）=3.475mm 取標準模數(shù)則：計算主要尺寸參數(shù) 分度圓直徑 錐距 齒寬 圓整為30mm 實際齒寬系數(shù) 圓整為0.2 端面重合的度 齒寬中點速度 所以選齒輪精為8級精度合適。小齒輪中點分度圓直徑中點分度圓模數(shù) 2.1.3精確校核齒根彎曲疲勞強度1.齒根彎曲疲勞強度應(yīng)力 由參考文獻3（4-12）式可得2.確定計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值上面已由參考文獻3查出由參考文獻3查圖3-20得由參考文獻3查表3-5得 查圖3-7得查圖3-9得 查圖3-10得 3.計算 4.校核因為有 所以 滿足齒根彎曲疲勞強度條件2.1.4錐齒輪傳動的幾何尺寸表2-1標準直齒錐齒輪傳動的主要幾何尺寸及參數(shù)名稱代號小

19、齒輪（mm）大齒輪(mm)齒數(shù)z2580齒數(shù)比u 3.2分錐角17.50872.492當(dāng)量圓柱齒輪齒數(shù)26.225265.923當(dāng)量圓柱齒輪齒數(shù)比 10.049大端模數(shù)m3.5齒頂高（一般） 3.5齒根高（一般） 4.2分度圓直徑d87.5280齒頂圓直徑94.176282.106齒根圓直徑79.489277.473錐距R 146.667齒寬b 30齒寬系數(shù)(一般) 0.2齒頂角°齒根角頂錐角根錐角分度圓弧齒厚s 5.495分度圓弦齒厚5.1795.396分度圓弦齒厚3.5823.5082.2高速級圓柱齒輪的基本參數(shù)及強度計算2.2.1選取高速級齒輪精度級、類型、材料、齒數(shù)及螺旋角1

20、.電動絞車為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查機械設(shè)計基礎(chǔ)選用8級精度。-*+2.依照傳動方案，本設(shè)計選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動。3.選擇小齒輪（包括高速級和低速級）的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為235HBS；兩個大齒輪（包括高速級和低速級）材料為45鋼（正火）硬度為190HBS，兩者材料硬度差為45HBS。4.試選小齒輪齒數(shù)z124，大齒輪齒數(shù)z296.79；取z297，齒數(shù)比u=4.042。5.齒輪螺旋角8°<<20°，選擇=14°。2.2.2按齒面接觸強度設(shè)計 1.確定計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值許用接觸應(yīng)力由參考文獻2查圖10-21c、10-21d按

21、齒面硬度查大小齒輪接觸疲勞極限分別為.。由參考文獻2查圖10-19接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1.01 KHN2=1.09。取失效率為1%，安全系數(shù)s=1。 試選，由參考文獻2查圖10-26，則有小齒輪的傳遞扭矩 由前面的計算知T=1.6398×105N·mm由參考文獻2查圖10-30可選取區(qū)域系數(shù) 查表10-7可選取齒寬系數(shù)查表10-6可得材料的彈性影響系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式：2.計算相關(guān)數(shù)值試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得計算圓周速度計算齒寬及模數(shù)齒高 計算縱向重合度計算載荷系數(shù)根據(jù).，8級精度，由參考文獻2查圖10-8查得動載荷系數(shù)由參考文獻2查表10-2可得使用系數(shù)由

22、參考文獻2查表10-3查得KH=KF=1.4；（假設(shè)） 由參考文獻2查表10-4查得KH=1.46 KF=1.4故載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算式得計算模數(shù) 2.2.3按齒根彎曲強度設(shè)計 1.確定計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值 計算載荷系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由參考文獻2查圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 取失效概率為，安全系數(shù)為S=1.4 查取齒形系數(shù)、應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻2查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 =380MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2 = 325 MPa由參考文獻2查表10-5查得 查得計算大小齒輪的并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大 根據(jù)縱向重合度，由參

23、考文獻2查圖10-28可得螺旋角影響系數(shù)。計算當(dāng)量齒數(shù) 2.計算相關(guān)數(shù)值 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，故取圓整為2.5mm已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有取，則取 實際傳動比與實際傳動比基本保持一致2.2.4幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距調(diào)整為200 mm2.計算大、小齒輪的分度圓直徑 3.按圓整后的中心距修正螺旋角4.計算齒輪寬度圓整后取b = 80 mm 因而，取B2 =80mm B1=85 mm 因z1 z2 d1 b發(fā)生改變，故相應(yīng)參數(shù)YFa1YFa2 YS

24、a1 YSa2 Kv KHKFZH也發(fā)生改變，所以應(yīng)修正起算結(jié)果，校核齒輪強度。2.2.5校核結(jié)果1.根據(jù)圓周速度 8級精度 由參考文獻2查圖10-8，動載系數(shù)KV =1.08 2.根據(jù)齒高, 由參考文獻2表10-4查得，根據(jù)、 由參考文獻2查圖10-13 3.根據(jù)，、因此假設(shè)是合適的，則KH=KF=1.4；4.齒面接觸疲勞強度載荷系數(shù)齒根彎曲疲齒根強度載荷系數(shù)5.根據(jù)縱向重合度由參考文獻2查圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)為 6.由參考文獻2查圖10-26查得端面重合度 7.根據(jù) ，由參考文獻2查表10-5查得 8.由參考文獻2查圖10-23查的區(qū)域系數(shù)為9.計算大小齒輪的并比較 大齒輪數(shù)值大

25、 10.計算模數(shù) 計算所要求的數(shù)值 均小于實際計算的值,因此齒輪的強度足夠。2.2.6齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計表2-2高速級齒輪傳動的尺寸名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn2.5法面壓力角 20°螺旋角20°50'19''.齒數(shù)z1 z231125傳動比i24.032分度圓直徑d1 d279.487320.513齒頂圓直徑84.487325.513齒根圓直徑73.237314.263中心距200齒寬85802.3低速級圓柱齒輪的基本參數(shù)及強度計算2.3.1選取低速級齒輪精度級、類型、材料、齒數(shù)及螺旋角1.電動絞車為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查機

26、械設(shè)計基礎(chǔ)選用8級精度。2.依照傳動方案，本設(shè)計選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動。3.選擇小齒輪的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為235HBS；兩個大齒輪材料為45鋼（正火）硬度為190HBS，兩者材料硬度差為45HBS。4.試選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)取z497，齒數(shù)比5.齒輪螺旋角8°<<20°，選擇=14°。2.3.2按齒面接觸強度設(shè)計 1.確定計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值許用接觸應(yīng)力由參考文獻2查圖10-21c、10-21d按齒面硬度查大小齒輪.。由參考文獻2查圖10-19接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3=1.01 KHN4=1.09。取失效率為1%，安全系數(shù)s=1

27、。 試選，由參考文獻2查圖10-26，則有：小齒輪的傳遞扭矩 由前面的計算知T2=6.28654×105N·mm由參考文獻2查圖10-30可選取區(qū)域系數(shù) 查表10-7可選取齒寬系數(shù)查表10-6可得材料的彈性影響系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式：2.計算相關(guān)數(shù)值試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得計算圓周速度計算齒寬及模數(shù)齒高 計算縱向重合度計算載荷系數(shù)由參考文獻2查圖10-8查得由參考文獻2查表10-2可得由參考文獻2查表10-3查得KH=KF=1.4；（假設(shè)）由參考文獻2查表10-4查得KH=1.473 KF=1.4故載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算式得 計算模數(shù)

28、 2.3.3按齒根彎曲強度設(shè)計 1.確定計算公式內(nèi)的各計算數(shù)值計算載荷系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由參考文獻2查圖10-18查得 取失效概率為，安全系數(shù)為S=1.4 查取齒形系數(shù)、應(yīng)力校正系數(shù) 由參考文獻2查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE3 =380MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE4 = 325 MPa由參考文獻2查表10-5查得 查得計算大小齒輪的.并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大 根據(jù)縱向重合度，由參考文獻2查圖10-28可得螺旋角影響系數(shù)。計算當(dāng)量齒數(shù) 2.計算相關(guān)數(shù)值 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，故取圓整為5mm已可滿足彎曲強度，但為了

29、同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有取，則取75，實際傳動比與實際傳動比基本保持一致。2.3.4幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距調(diào)整為255 mm2.按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故、K、ZH等不必改變3.計算大、小齒輪的分度圓直徑 4.計算齒輪寬度 圓整后取b =124mm 因而，取B2 =124mm B1=129 mm .2.3.5校核結(jié)果根據(jù)，則， 是合適的2.3.6齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計表2-3低速級齒輪傳動的尺寸名稱計算公式結(jié)果/mm法面模數(shù)mn5法面壓力角螺旋角齒數(shù)Z3 Z42475傳動比i33.125分度圓直徑d3 d4123.6

30、36386.363齒頂圓直徑133.636396.363齒根圓直徑111.136373.863中心距255齒寬129124第3章 軸的設(shè)計與計算3.1軸的材料選擇和初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。軸的最小直徑即： 值A(chǔ)0由參考值文獻2查表15-3得：高速軸A01 =126 中速軸A02 =120 低速軸A03 =112高速軸： 因高速軸最小軸徑處安裝錐齒輪，設(shè)有一個鍵槽，則取整數(shù)中間軸： 因高速軸最小軸徑處安裝滾動軸承，則取標準值 低速軸： 因高速軸最小軸徑處安裝聯(lián)軸器，設(shè)有一個鍵槽，則 參見聯(lián)軸器的選擇取軸徑3.2減速器裝配草圖的設(shè)計初步設(shè)計減速器裝配草圖（如圖3-1所示）圖3

31、-13.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計各軸的設(shè)計尺寸圖如下圖3-2所示圖3-23.3.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.各軸段直徑的確定d11: 安裝大錐齒輪外伸軸段的最小軸徑d12：密封軸段，根據(jù)大錐齒輪的軸向定位要求和密封圈（氈圈密封）的標準取d13：滾動軸承處軸段，取。滾動軸承選取30210，尺寸為d14：過渡軸段，由于各級齒輪傳動的線速度小于2m/s，滾動軸承采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，取 齒輪處軸段，由于直徑小且采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。所以軸和齒輪的材料和熱處理方式一樣，均為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。d15：滾動軸承處軸段，2.各軸段長度的確定L11: 由大錐齒輪的轂孔齒寬b=30mm,根據(jù)裝配關(guān)系，取L11=28mmL

32、12:由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等，取L12=80mmL13:由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等，取L13=40mmL14: 由箱體結(jié)構(gòu)、裝配關(guān)系等，取L14=135mmL15:由高速級小齒輪寬度B1=85mm, 取L15=85mmL16: 由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等，取L16=40mm3.3.2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.各軸段直徑的確定d21: 最小軸徑，滾動軸承處軸段， 滾動軸承選取30210，尺寸為d22：低速級小齒輪軸段，取。d23：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，取d24：高速級大齒輪軸段，取。d25：滾動軸承處軸段，。2.各軸段長度的確定L21: 由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等，取L2

33、1=45mmL22: :由低速級小齒輪轂孔寬度B2=129mm, 取L22=127mmL23:軸環(huán)寬度，取L23=10mmL24: 由高速級大齒輪轂孔寬度B2=80mm, 取L24=78mmL25: :由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等，取L25=45mm3. 3.3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.各軸段直徑的確定d31:滾動軸承處軸段，取 滾動軸承選取30218，尺寸為d32：低速級大齒輪軸段，取。d33：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，取d34：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位，取d35：滾動軸承處軸段，。d36：密封軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的定位要求和密封圈（氈圈密封）的標準，取2.各軸段長度的確定L31:由滾動軸

34、承、擋油盤及裝配關(guān)系等，取L31=57mmL32:由低速級大齒輪轂孔寬度B2=124mm, 取L22=122mmL33:軸環(huán)寬度，L33=10mmL34:由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)等，取L34=80mmL35:由滾動軸承、擋油盤及裝配關(guān)系等，取L35=55mmL36:由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等，取L36=70mmL37:由聯(lián)軸器的轂孔寬L1=107確定，取L37=105mm第4章 軸的校核4.1軸的力學(xué)模型建立gdabcfeh1156489圖4-14.2計算軸上的作用力齒輪2： 齒輪3 4.3計算支反力1.垂直支反力（XZ平面）參看上圖由繞支點B的力矩和，得 方向向下同理，由繞支點A的力矩和，

35、得 由軸上的合力，校核：在允許的誤差之內(nèi)，計算無誤。2.水平支反力（XY平面）參看上圖由繞支點B的力矩和，得方向向下同理，由繞支點A的力矩和，得方向向下由軸上的合力，校核：3. 總支反力 A點總支反力B點總支反力4.4繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖1.垂直平面內(nèi)的彎矩圖參看上圖cC處彎矩D處彎矩2.水平面內(nèi)的彎矩圖參看上圖eC處彎矩D處彎矩：3.合成彎矩圖參看上圖fC處： D處： 4.轉(zhuǎn)矩圖參看上圖gT2=628654Nmm5.當(dāng)量彎矩圖參看上圖h 因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，折算系數(shù)=0.6，則：C處： D處： 4.5彎矩合成強度校核進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面

36、（即危險截面C）的強度。 由參考文獻2查表15-14可得，軸的強度足夠。第5章鍵的選擇與校核5.1中間軸上的鍵1.高速級大齒輪處鍵1由參考文獻1表10選用圓頭平鍵（A型）為b×h-L=18mm×11mm-70mm(t=7mm,r=0.3mm),標記：鍵18×70GB/T1096-19792.低速級小齒輪處鍵2由參考文獻1表10選用圓頭平鍵（A型）為b×h-L=18mm×11mm-110mm(t=7mm,r=0.3mm),標記：鍵18×110GB/T1096-19793.中間軸上鍵校核由于鍵1鍵2是同根軸上的鍵，傳遞扭矩相同，故只需校核

37、較短的鍵一即可，由參考文獻2查表62查出鍵動聯(lián)接時的擠壓許用應(yīng)力【p】=100MPa120MPa,由鍵動聯(lián)接時的擠壓應(yīng)力公式得p=2T×103/kld因此轉(zhuǎn)矩T=T=628.654Nm 鍵的接觸高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm 鍵的工作長度l=L-b=70-18mm=52mm 齒輪段軸徑d=60mmp1=2T×103/kld=2×628.654×103/5.5×52×60MPa=73.27MPa<【p】=100MPa120MPa,故鍵聯(lián)接的強度足夠5.2高速軸上的鍵1.高速級大錐齒輪處鍵1由參考文獻1表1

38、0選用圓頭平鍵（A型）為b×h-L=10mm×18mm-25mm(t=5mm,r=0.3mm),標記：鍵10×25GB/T1096-19792.高速級小齒輪處鍵2由參考文獻1表10選用圓頭平鍵（A型）為b×h-L=18mm×11mm-70mm(t=7mm,r=0.3mm),標記：鍵18×70GB/T1096-19793.高速軸上鍵校核鍵1的校核T=T=163.982Nm k=0.5h=4mm l=L-b=15mm d=35mmp1=2T×103/kld=156.17MPa>【p】max=120MPa,故鍵聯(lián)接的強度不夠

39、因此采用雙鍵聯(lián)接，則【p】=1.5【p】=150MPa180MPa,所以有p1>【p】=150MPa180MPa,故鍵聯(lián)接的強度滿足要求鍵2的校核k=0.5h=5.5mm l=L-b=52mm d=35mm T=T=163.982Nmp2=2T×103/kld=20.17MPa<【p】,故鍵聯(lián)接的強度足夠5.3低速軸上的鍵1.低速級大齒輪處鍵1由參考文獻1表10選用圓頭平鍵（A型）為b×h-L=28mm×16mm-110mm(t=10mm,r=0.5mm),標記：鍵28×110GB/T1096-19792.聯(lián)軸器處鍵2由參考文獻1表10選用圓

40、頭平鍵（A型）為b×h-L=20mm×12mm-95mm(t=7.5mm,r=0.5mm),標記：鍵20×95GB/T1096-19793.低速軸上鍵校核鍵1的校核T=T=1853.821Nm k=0.5h=8mm l=L-b=82mm d=100mmp1=2T×103/kld=56.52MPa<【p】故鍵聯(lián)接的強度足夠鍵2的校核k=0.5h=6mm l=L-b=75mm d=70mm T=T=1853.821Nmp2=2T×103/kld=117.70MPa>【p】,故鍵聯(lián)接的強度滿足條件第6章 滾動軸承的選擇與校核6.1.滾動軸

41、承的選擇根據(jù)載荷和工作情況，選定圓錐滾子軸承高速軸：由滾動軸承處軸段d11=d15=50mm由參考文獻1查表12-4選擇滾動軸承標記30210 GB/T297-1994 基本參數(shù)Cr=73.2KN C0r=55.2KN e=0.42 Y=1.4 Y0=0.8中間軸：由滾動軸承處軸段d21=d25=50mm由參考文獻1查表12-4選擇滾動軸承標記30210 GB/T297-1994基本參數(shù)Cr=73.2KN C0r=55.2KN e=0.42 Y=1.4 Y0=0.8低速軸：由滾動軸承處軸段d31=d35=900mm由參考文獻1查表12-4選擇滾動軸承標記30218 GB/T297-1994 基

42、本參數(shù)Cr=200KN C0r=270KN e=0.42 Y=1.4 Y0=0.86.2滾動軸承的校核（這里以中間軸為例）由中間軸的設(shè)計，軸承受力如圖6-1所示Fr1Fr2Fd1FaeFd212圖6-11.徑向載荷Fr 根據(jù)中間軸的分析，A點總支反力Fr1=FRA=8102.95N B點總支反力Fr2=FRB=6713.86N 2. 軸向載荷Fa外部軸向力Fae=Fa3-Fa2=1801.46N 從最不受力考慮，F(xiàn)ae指向A處一軸承（方向向左），軸承派生軸向力由圓錐滾子軸承的計算公式：Fd=Fr/2Y，則 Fd1=Fr1/2Y=2893.91N(方向向右) Fd2=Fr2/2Y=2397.81

43、N(方向向左) 因為Fae+ Fd2> Fd1，所以A處1軸承被壓緊，B處2軸承被放松。故有F1=Fae+ Fd2=4199.27N F2= Fd1=2893.91N3.當(dāng)量P根據(jù)工作情況，由參考文獻2查表13-6 查出載荷系數(shù)fp=1.11軸承：因Fa1/ Fr1=0.52>0.42=e, 由參考文獻2查表12-6查出：P1=fp(0.4 Fr1+ Y Fa1)=1.1×(0.4×8102.95+1.4×4199.27)N=10032.17N2軸承：因Fa2/ Fr2=0.43>0.42=e, 由參考文獻2查表12-6查出：P2=fp(0.4 Fr2+ Y Fa2)=2954.10 N4.驗算軸承壽命因為P1> P2,故只需驗算1軸承，軸承預(yù)期壽命與整機壽命相同，則： T=10(年)×300（天）×16（小時）=48000h，軸承實際壽命：Lh=106(ftCr/P1)/60n2=167232.48h>48000h ，故軸的壽命足夠。第7章 聯(lián)軸器的選擇根據(jù)工作要