1T電動葫蘆設計

桂林航天工業(yè)學院課程設計說明書電動葫蘆的綜合設計摘要電動葫蘆是起重設備的主要型號之一。它主要由減速器，運行機構，卷筒裝置，吊鉤裝置，聯(lián)軸器，限位器，錐形轉子電動機等部分組成。本文根據(jù)設計任務書要求，主要對1t單鉤移動電動葫蘆的總體方案選擇和確定，然后對傳動系統(tǒng)進行設計。根據(jù)設計要求和目的，參考CD型電動葫蘆首先對1t單鉤移動電動葫蘆進行工藝分析，選擇合理機構及裝配方案，然后對減速器和電動機進行外形設計，鋼絲繩的選用及強度驗算，卷筒的參數(shù)計算及驗算，再計算齒輪的傳動比，確定各個齒輪的參數(shù)，進行強度計算,選擇合理的軸承、鍵、軸套等各種零部件，畫出總體裝配圖。最后對齒式彈性聯(lián)軸器作了一些簡明的闡述。關鍵詞：電動葫蘆，卷筒裝置，吊鉤 全套圖紙加V信153893706或扣3346389411AbstractElectrichoistisoneofthemainmodelsofliftingequipment.Itismainlyformedbythereducer,runningorganizations,druminstallation,hookdevice,thecouplingstopper,conicalrotormotorandothercomponents.Accordingtothedesigntaskdemands,thisbookmainlyAgainstto3tmobileelectrichoistsinglehookselectionanddeterminationoftheoverallprogram,andthendesignthetransmissionsystem.Accordingtotherequirementsandobjectivesofthedesign,referenceCD-typeelectrichoistonthefirsttakethe3tmobileelectrichoistwiththesinglehookfortheprocessanalysis,selectreasonableorganizationandassemblyprograms,thendesigntheshapeofthereducerandelectricmotor,selectionofwireropeandstrengthchecking,reelTheparametercalculationandchecking,andcalculatethegeartransmissionratio,todeterminetheparametersofeachgear,thestrengthcalculation,selectareasonablebearings,keys,bushingsandothercomponents,todrawgeneralassemblydrawing.Finally,thetiretypeflexiblecouplingmadesomebriefelaboration.Keywords:liftingequipment;Electrichoist;Ropedrum;Reducer目錄TOC\o"1-2"\h\u第1章緒論 第1章緒論以電動葫蘆作為起升機構的起重機統(tǒng)稱為葫蘆式起重機。這種起重機的核心是電動葫蘆，并多為鋼絲繩電動葫蘆和環(huán)鏈式電動葫蘆，以往電動葫蘆除了作為單軌架空懸掛軌道起重運輸設備用之外，多用來與電動單梁起重機和電動單梁懸掛起重機配套，用于車間，倉庫等場所，隨著電動葫蘆性能參數(shù)的擴展，從80年代開始，這種葫蘆式起重機已不再局限于作為輕小起重設備，大起重量的電動葫蘆橋式起重機有代替起重量100t以下的輕，中工作級別的普通橋式起重機的趨勢，因為這種起重機自重輕，建筑高度低。隨著電動葫蘆結構形式的更新，特別是電動葫蘆運行小車出現(xiàn)了多種形式的支撐和懸掛方式，大大促進了葫蘆式起重機的品種類型的增多與應用范圍的擴大，80年代在國外，特別是德國，芬蘭，日本，英國，法國及保加利亞等國家的廠家，不禁相繼研制生產(chǎn)出性能新進的電動單梁，懸掛和電動葫蘆橋式起重機，還派生出先進適用的葫蘆門式起重機，葫蘆式抓斗起重機，葫蘆吊鉤抓斗兩用起重機，葫蘆吊鉤抓斗電磁三用起重機，葫蘆式旋臂起重機葫蘆式壁行起重機，葫蘆橋式堆垛起重機及立體倉庫用葫蘆式巷道堆垛起重機。葫蘆式起重機品種，類型，規(guī)格的不斷擴展及在起重運輸設備中所占比例的增加，將使各種類型的葫蘆式起重機形成一種獨立而重的起重運輸設備體系。鋼絲繩電動葫蘆作為一種輕小型的起重設備，廣泛用于國名經(jīng)濟的各個領域，而國內鋼絲繩電動葫蘆近幾年的發(fā)展卻十分緩慢。上世紀60年代到70年代初，我國從前蘇聯(lián)引進TV型鋼絲繩電動葫蘆，70年代初我國自行設計了CD1型鋼絲繩電動葫蘆取代TV型鋼絲繩電動葫蘆，至目前為止CD1型電動葫蘆在國內生產(chǎn)制造，使用已達30多年歷史，期間，曾有一些廠家引進國外先進的生產(chǎn)制造技術，但均未獲得廣泛的推廣應用。電動葫蘆主要分為：微型電動葫蘆，HHXG型環(huán)鏈電動葫蘆，HC型電動葫蘆，DHP型環(huán)鏈電動葫蘆，CD1、MD1型鋼絲繩電動葫蘆等。鋼絲繩電動葫蘆技術水平在國內發(fā)展遲緩，其原因是多方面的：(1)國內鋼絲繩電動葫蘆企業(yè)生產(chǎn)、制造水平及配套的機械、電氣及標準件技術基礎較低；(2)近20年來，國內經(jīng)濟體制由計劃經(jīng)濟轉向市場經(jīng)濟，許多國營企業(yè)在轉制初期不可能將大量的資金投入到產(chǎn)品開發(fā)上；(3)CDl型鋼絲繩電動葫蘆目前仍有一定的市場占有率。近年來，國外的鋼絲繩電動葫蘆技術水平發(fā)展很快。隨著我國加入WTO，外資企業(yè)紛紛打進中國市場，國外鋼絲繩電動葫蘆對國內產(chǎn)品的沖擊將越來越大。國內低價、低檔次的產(chǎn)品，已不再有廣泛的市場，用戶對產(chǎn)品的性價比越來越重視。所以，國內鋼絲繩電動葫蘆如不很快地適應國內、國際市場的要求進行產(chǎn)品更新?lián)Q代，將很快被淘汰。CDl型鋼絲繩電動葫蘆能在國內市場使用近30多年，有其成功的方面，但是在其使用過程中也暴露了一些亟待改進的不足。鋼絲繩電動葫蘆是我國電動葫蘆行業(yè)的主導產(chǎn)品，目前生產(chǎn)批量之大品種規(guī)格之多是其他形式的電動葫蘆還無法替代的產(chǎn)品，近年來，國內鋼絲繩電動葫蘆發(fā)展也較快，不斷有新的品種規(guī)格問世，以適應市場發(fā)展的需求，多功能鋼絲繩電動葫蘆相對于常規(guī)的鋼絲繩電動葫蘆而言，功能上有多種特殊要求，例如：（1）超高起升高度，超大起重量。（2）雙速起升，雙速運行，快慢速速比有1：3，1：4，1：10之分。（3）起升機構具有雙制動系統(tǒng)。（4）安全閘裝置。（5）超，欠載保護裝置（6）超速保護裝置。（7）雙限位裝置（8）高度數(shù)顯裝置（9）電動小車錨定裝置。（10）遙控操縱與手控操縱并用。第2章電動葫蘆的設計要求原始數(shù)據(jù)直/斜齒輪型號規(guī)格起升重量/t起升高度/m起升速度/（m/min）斜HCD-1166使用年限：設計壽命為10年。工作條件：兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)，雙向運轉；原電機為電動機，三相交流電源，電壓380/220V。工作類型為中級：JC％＝25％設計工作量：1.減速器總裝配圖一張，用A1打?。?.主要零件圖：減速器箱蓋一張用A2打印、軸2和齒輪B各一張A3打印；3.設計說明書一份。第3章擬定傳動方案，選擇電動機及計算運動和動力參數(shù)2.1.擬定傳單方案電動葫蘆起升機構的排列主要為電動機，減速器和卷筒裝置3個部件。排列方式有平行軸和同軸兩種方式排列形式，如圖2.1所示：圖2.1電葫蘆設計方案這里優(yōu)先選用b方案，電機、減速器、卷筒布置較為合理。減速器的大齒輪和卷筒連在一起，轉矩經(jīng)大齒輪直接傳給卷筒，使得卷筒只受彎矩而不受扭矩。其優(yōu)點是機構緊湊，傳動穩(wěn)定，安全系數(shù)高。減速器用斜齒輪傳動，載荷方向不變和齒輪傳動的脈動循環(huán)，對電動機產(chǎn)生一個除彈簧制動的軸向力以外的載荷制動軸向力。當斜齒輪傾斜角一定時，軸向力大小與載荷成正比，起吊載荷越大，該軸向力也越大，產(chǎn)生的制動力矩也越大；反之亦然。它可以減小制動彈簧的軸受力，制動瞬間的沖擊減小，電動機軸受扭轉的沖擊也將減小，尤其表現(xiàn)在起吊輕載荷時，提高了電動機軸的安全性。圖a的結構電機與卷筒布置不再同一平面上通過減速器相連，使得減速器轉矩增大。初步設計減速箱原理如下圖2.2所示：圖2.2電葫蘆減速器原理圖2.2．選擇電動機計算起升機構靜功率而總起重量Q”=Q+Q’=10000+0.02×10000=10200N起升機構總效率故此電動機靜功率按式，并取系數(shù)，故相應于JC％＝25％的電動機按[1]表4-3選ZD141-4型錐形轉子電動機，功率，轉速。2.3．選擇鋼絲繩按[1]式(4-1)計算鋼絲繩的靜拉力按[1]式(4-3)，鋼絲繩的破斷拉力按[1]的標準[2]選用6×37鋼絲繩，其直徑d＝8.7mm，斷面面積d＝27.88mm2，公稱抗拉強度，破斷拉力Qs＝35012N。2.4．計算卷簡直徑按[1]式(4-4)，卷筒計算直徑D0＝ed＝20×8.7＝174mm按標準取D0＝200mm。按[1]式(4-6)，卷筒轉速2.5．確定減速器總傳動比及分配各級傳動比總傳動比這里n3為電動機轉速，r／min。分配各級傳動比第一級傳動比第二級傳動比第三級傳動比這里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分別代表齒輪A、B、C、D、E和F的齒數(shù)。減速器實際總傳動比傳動比相對誤差Δi不超過土3％，適合。2.6．分別計算各軸轉速、功率和轉矩軸I(輸入軸)：軸Ⅱ(輸入軸)：軸Ⅲ(輸入軸)：軸Ⅳ(輸入軸)：各級齒輪傳動效率取為0.97。計算結果列于下表：表2.1各級傳動取值軸I（輸入軸）軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ轉速n（r/min）1380334.1476.2919.36功率P（kW）1.181.141.111.08轉矩T（N?m）8.1732.71138.99531.18傳動比i4.134.383.94第4章齒輪A、B傳動設計因起重機起升機構的齒輪所承受載荷為沖擊性質，為使結構緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC58～62，材料抗拉強度σB=1100MPa，屈服極限。齒輪精度選為8級(GBl0095—88)?？紤]到載荷性質及對高硬度齒面齒輪傳動，因此設計時應以抗彎強度為主，小輪應采用少齒數(shù)大模數(shù)原則，各輪齒數(shù)如前所述。并初選螺旋角β＝14°。對于齒輪A和B1．按齒面接觸強度條件設計小輪分度圓直徑≥確定式中各參數(shù)：(1)載荷系數(shù)Kt對起重機，載荷沖擊較大，初選載荷系數(shù)Kt＝1.3。(2)齒輪A轉矩TATA＝T1＝8.17×103N·mm。(3)齒寬系數(shù)φd取φd=1。(4)重合度系數(shù)Z由上式得螺旋角系數(shù)(5)齒數(shù)比u對減速傳動，u＝i＝4.13。(6)節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZHZH＝2.433。(7)材料彈性系數(shù)ZEZE＝189.8。(8)材料許用接觸應力(9)接觸強度安全系數(shù)SH＝1.25；2.試算小齒輪分度圓直徑(1)計算：齒輪圓周速度(2)精算載荷系數(shù)a.查表10-2得工作情況系數(shù)KA＝1；b.按查得動載荷系數(shù)Kv＝1.10；c.齒輪的圓周力，，查表10-3得齒輪間載荷分配系數(shù)。d.由表10-4得。則載荷系數(shù)為按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑齒輪模數(shù)3．按齒根彎曲強度條件設計齒輪模數(shù)確定式中各參數(shù)：(1)試選載荷系數(shù)。(2)計算彎曲疲勞強度的重合系數(shù).（3）計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)（4）計算。當齒數(shù)由表10-17查得YFaA＝2.98，YFaB＝2.25。應力校正系數(shù)YSa由圖10-18得，(5)比較兩齒輪的比值。對齒輪A：對齒輪B：兩輪相比，說明A輪彎曲強度較弱，故應以A輪為計算依據(jù)。(7)按彎曲強度條件計算齒輪模數(shù)把上述各值代入前述的設計公式，則得4.調整齒輪模數(shù)1）.計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。（1）圓周速度齒寬（3）齒高和齒寬比2）計算實際載荷系數(shù)（1）根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)（2）由，，查表10-3得齒輪載荷分配系數(shù)。（3）由表10-13得,結合查圖10-13得。則載荷系數(shù)為按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結果，由齒輪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)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取；為了同時滿足接觸疲勞強度，需要接觸疲勞強度度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數(shù)，即。取，則,取。5.主要幾何尺寸計算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角β(3)齒輪A、B的分度圓直徑d(4)齒輪寬度b取，。第5章對于齒輪C和D因起重機起升機構的齒輪所承受載荷為沖擊性質，為使結構緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi,滲碳淬火,齒面硬度HRC58～62,材料抗拉強度σB=1100MPa,屈服極限。齒輪精度選為8級(GBl0095—88)?？紤]到載荷性質及對高硬度齒面齒輪傳動，因此設計時應以抗彎強度為主，小輪應采用少齒數(shù)大模數(shù)原則，各輪齒數(shù)如前所述。并初選螺旋角β＝14°。對于齒輪C和D1．按齒面接觸強度條件設計小輪分度圓直徑≥確定式中各參數(shù)：(1)載荷系數(shù)Kt對起重機，載荷沖擊較大，初選載荷系數(shù)Kt＝1.3。(2)齒輪A轉矩TATA＝T1＝32.71×103N·mm。(3)齒寬系數(shù)φd取φd=1。(4)重合度系數(shù)Z由上式得螺旋角系數(shù)(5)齒數(shù)比u對減速傳動，u＝i＝4.13。(6)節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZHZH＝2.433。(7)材料彈性系數(shù)ZEZE＝189.8。(8)材料許用接觸應力(9)接觸強度安全系數(shù)SH＝1.25；2.試算小齒輪分度圓直徑(1)計算：齒輪圓周速度齒寬(2)精算載荷系數(shù)a.查表10-2得工作情況系數(shù)KA＝1；b.按查得動載荷系數(shù)Kv＝1.2；c.齒輪的圓周力，，查表10-3得齒輪間載荷分配系數(shù)。d.由表10-4得。則載荷系數(shù)為按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑齒輪模數(shù)3．按齒根彎曲強度條件設計齒輪模數(shù)確定式中各參數(shù)：(1)試選載荷系數(shù)。(2)計算彎曲疲勞強度的重合系數(shù).（3）計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)（4）計算。當齒數(shù)由表10-17查得YFaA＝2.98，YFaB＝2.23。應力校正系數(shù)YSa由圖10-18得，(5)比較兩齒輪的比值。對齒輪A：對齒輪B：兩輪相比，說明A輪彎曲強度較弱，故應以A輪為計算依據(jù)。(7)按彎曲強度條件計算齒輪模數(shù)把上述各值代入前述的設計公式，則得4.調整齒輪模數(shù)1）.計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。（1）圓周速度齒寬（4）齒高和齒寬比2）計算實際載荷系數(shù)（1）根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)（2）由，，查表10-3得齒輪載荷分配系數(shù)。（3）由表10-13得,結合查圖10-13得。則載荷系數(shù)為按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結果，由齒輪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)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取；為了同時滿足接觸疲勞強度，需要接觸疲勞強度計算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數(shù)，即。取，則,取。5.主要幾何尺寸計算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角β(3)齒輪C、D的分度圓直徑d(4)齒輪寬度b取,。第6章對于齒輪E和F因起重機起升機構的齒輪所承受載荷為沖擊性質，為使結構緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC58～62，材料抗拉強度σB=1100MPa，屈服極限。齒輪精度選為8級(GBl0095—88)?？紤]到載荷性質及對高硬度齒面齒輪傳動，因此設計時應以抗彎強度為主，小輪應采用少齒數(shù)大模數(shù)原則，各輪齒數(shù)如前所述。并初選螺旋角β＝14°。對于齒輪E和F1．按齒面接觸強度條件設計小輪分度圓直徑≥確定式中各參數(shù)：(1)載荷系數(shù)Kt對起重機，載荷沖擊較大，初選載荷系數(shù)Kt＝1.3。(2)齒輪A轉矩TATA＝T3＝138.99×103N·mm。(3)齒寬系數(shù)φd取φd=1。(4)重合度系數(shù)Z由上式得螺旋角系數(shù)(5)齒數(shù)比u對減速傳動，u＝i＝4.13。(6)節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZHZH＝2.433。(7)材料彈性系數(shù)ZEZE＝189.8。(8)材料許用接觸應力(9)接觸強度安全系數(shù)SH＝1.25；2.試算小齒輪分度圓直徑(1)計算：齒輪圓周速度(2)精算載荷系數(shù)a.查表10-2得工作情況系數(shù)KA＝1；b.按查得動載荷系數(shù)Kv＝1.01；c.齒輪的圓周力，，查表10-3得齒輪間載荷分配系數(shù)。d.由表10-4得。則載荷系數(shù)為按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑齒輪模數(shù)2．按齒根彎曲強度條件設計齒輪模數(shù)確定式中各參數(shù)：(1)試選載荷系數(shù)。(2)計算彎曲疲勞強度的重合系數(shù).（3）計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)（4）計算。當齒數(shù)，由表10-17查得YFaA＝2.24，YFaB＝2.25。應力校正系數(shù)YSa由圖10-18得，(5)比較兩齒輪的比值。對齒輪A：對齒輪B：兩輪相比，說明A輪彎曲強度較弱，故應以A輪為計算依據(jù)。(7)按彎曲強度條件計算齒輪模數(shù)把上述各值代入前述的設計公式，則得4.調整齒輪模數(shù)1）.計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。（1）圓周速度齒寬（3）齒高和齒寬比2）計算實際載荷系數(shù)（1）根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)（2）由，，查表10-3得齒輪載荷分配系數(shù)。（3）由表10-13得,結合查圖10-13得。則載荷系數(shù)為按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結果，由齒輪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)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近??；為了同時滿足接觸疲勞強度，需要接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數(shù)，即。取，則,取，和互為質數(shù)。5.主要幾何尺寸計算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角β(3)齒輪E、F的分度圓直徑d(4)齒輪寬度b則,.齒輪A、B、C、D、E、F其尺寸計算結果如下表表3齒輪的參數(shù)齒輪A齒輪B齒輪C齒輪D齒輪E齒輪F齒數(shù)166616701663模數(shù)3.55.58齒輪寬63589590136131螺旋角β12.534013.289013.5220分度圓直徑dΦ57.70Φ238.06Φ90.69Φ396.77Φ131.91Φ519.41齒頂圓直徑daΦ64.71Φ245.06Φ101.69Φ407.77Φ147.91Φ535.41齒根圓直徑dfΦ49.84Φ230.19Φ78.32Φ384.40Φ113.91Φ501.41中心距147243325七、計算軸Ⅳ7.1Ⅰ軸的設計7.1.1求Ⅰ軸的功率P，轉速n和轉矩TP=P.=1.18KWn=n=1380r/minT=9550000×=8165.942N.mm7.1.2求作用在齒輪上的力1軸上小齒輪的分度圓直徑d=mz=57.70mmF===283.048NF==283.048=106.174NF=Ftan=283.048tan14=70.572N7.1.3初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表15-3取=112,于是得d=.=112=10.630mm1軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑d，為了使所選的軸直徑與軸承的孔徑相適應，故需同時選取軸承的型號，初選軸承為30204的圓錐滾子軸承，所以軸的最小直徑為d=20mm7.1.4軸的結構設計根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑與長度：圖7-1為了滿足軸承的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，查軸承的裝配h=5mm，取2-3段的直徑d=25mm左端用軸承蓋定位，軸承與軸配合的孔長度為14mm，為了保證軸端只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上故1-2段長度應比L略短一些，取L=13mm，齒輪與軸承的距離c=4mm，故L=4mm。初步選取滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選圓錐磙子軸承，由軸承產(chǎn)品目錄中初選取0基本游隙組，標準精度級的30204的圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×B=20mm×47mm×14mm。3-4段為齒輪軸直徑，d=65mm，L=63mm，4-5段直徑應比齒輪的齒根略小一點，故取d=20mm，L=12mm根據(jù)所選擇的聯(lián)軸器的花鍵尺寸，確定與聯(lián)軸器配合的軸的直徑尺寸d=16mm；與聯(lián)軸器輪轂配合的尺寸L=42mm，軸的長度可以略長一點，取L=45mm。軸承端蓋的總寬度為10mm，右端的支撐主要承受徑向載荷，故初步考慮選擇角接觸球軸承，結合軸徑d=35mm，故選擇代號為30204的圓錐滾子軸承，尺寸d×D×B=20mm×47mm×14mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑與長度。7.1.5軸的強度校核首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承支點位置時應從手冊中查取a值，對于30204型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=11.2mm，對于7006C角接觸球軸承，由手冊中查得a=12mm，因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為48mm。圖7-2M===25177.5N.mm7.1.6按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)以上數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力：=Mpa==11.49Mpa前已確定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得[]=60Mpa,因此：<[],故該軸是安全的。7.2Ⅱ軸的設計7.2.1求2軸的功率P，轉速n和轉矩TP=P.=1.14KWn=n/i=334.14r/minT=9550000×=32582.15N.mm7.2.2求作用在齒輪上的力Ⅱ軸上大齒輪的分度圓直徑d=mz=238.06mmF===273.731NF==273.731=102.68NF=Ftan=102.68tan14=25.60NⅡ軸上小齒輪的分度圓直徑d=mz=90.69mmF===718.54NF==718.54=269.53NF=Ftan=718.54tan14=179.15N7.2.3初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表15-3取=112,于是得d=.=112=16.86mmⅡ軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑d，為了使所選的軸直徑與軸承的孔徑相適應，故需同時選取軸承的型號，初選軸承為30204圓錐滾子軸承，所以軸的最小直徑為d=20mm，7.2.4軸的結構設計根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑與長度圖7-3為了滿足軸承的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，查軸承的裝配h=5mm，取2-3段的直徑d=25mm，左端用軸承蓋定位，軸承與軸配合的孔長度為14mm，取L=13mm，齒輪與軸承的距離c=4mm，故L=4mm。初步選圓錐滾子軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選30204圓錐磙子軸承，其尺寸為d×D×B=20mm×47mm×14mm。3-4段裝為大齒輪，d=40mm，L=58mm，4-5段為軸肩，直徑取d=45mm，L=5mm。5-6段為齒輪軸，其d=102mm，其L=95mmmm，右端6-7段需要一軸承，由于其受徑向力和軸向力，初選30204圓錐磙子軸承，所以d=20mm，L=13mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑與長度。7.2.5軸的強度校核首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承支點位置時應從手冊中查取a值。圖7-4M===134847N.mm7.2.6按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)以上數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力：=Mpa==43.4Mpa前已確定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得[]=60Mpa,因此：<[],故該軸是安全的。7.3Ⅲ軸的設計7.3.1求Ⅲ軸的功率P，轉速n和轉矩TP=P.=1.11KWn=n/i=76.29r/minT=9550000×=138950.06N.mm7.3.2求作用在齒輪上的力3軸上大齒輪的分度圓直徑d=mz=396.77mmF===700.41NF==700.41=262.73NF=Ftan=700.41tan14=174.63N 3軸上小齒輪的分度圓直徑d=mz=131.91mmF===2106.74NF==2106.74=790.27NF=Ftan=2106.74tan14=525.27N7.3.3初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步確定軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表15-3取=112,于是得d=.=112=27.34mmⅢ軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑d，為了使所選的軸直徑與軸承的孔徑相適應，故需同時選取軸承的型號，初選軸承為30206的圓錐滾子軸承，所以軸的最小直徑為d=30mm，7.3.4軸的結構設計根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑與長度：圖7-5為了滿足軸承的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，查軸承的裝配h=5mm，取2-3段的直徑d=35mm，左端用軸承蓋定位，軸承與軸配合的孔長度為16mm，取L=15mm，齒輪與軸承的距離c=4mm，故L=4mm。，初步選圓錐滾子軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選30206圓錐磙子軸承，其尺寸為d×D×B=30mm×62mm×16mm。3-4段裝為大齒輪，d=40mm，L=90mm，4-5段為軸肩，直徑取d=45mm，L=**mm。5-6段為齒輪軸，其d=114mm，其L=136mmmm，右端6-7段需要一軸承，由于其受徑向力和軸向力，初選軸承為30206的圓錐滾子軸承，所以d=30mm，L=15mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑與長度。7.3.5軸的強度校核首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承支點位置時應從手冊中查取a值。圖7-6M===717930N.mm7.3.6按彎扭合成應力校核的強度進行校核時，通常只校核最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)以上數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力：=Mpa==42.1Mpa前已確定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得[]=60Mpa,因此：<[],故該軸是安全的。7.4Ⅳ軸的設計7.4.1求Ⅳ軸的功率P，轉速n和轉矩TP=P.=1.08KWn=n/i=19.36/minT=9550000×=532747.93N.mm7.4.2求作用在齒輪上的力4軸上大齒輪的分度圓直徑d=mz=519.41mmF===2051.36NF==2051.36=769.49NF=Ftan=2051.36tan14=511.46N7.4.3初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步確定軸的最小直徑