卷揚機傳動裝置

TOC\o"1-5"\h\z目 錄\o"CurrentDocument"第一章、卷揚機傳動裝置的設(shè)計要求 2\o"CurrentDocument"第二章、確定傳動方案 3\o"CurrentDocument"第三章、電動機的選擇 .4\o"CurrentDocument"第四章、計算總傳動比和分配各級傳動比 5\o"CurrentDocument"第五章、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6一各軸的轉(zhuǎn)速 6二傳動零件的設(shè)計計算 7三.齒輪的幾何計算 10\o"CurrentDocument"第六章、軸的尺寸計算 16\o"CurrentDocument"第七章、滾動軸承的計算和選擇 23\o"CurrentDocument"第八章、鍵連接的計算和選擇 25\o"CurrentDocument"第九章、箱體的設(shè)計 26\o"CurrentDocument"第十章、參考資料 29\o"CurrentDocument"第十一章、設(shè)計小結(jié)與心得體會 29第一章、卷揚機傳動裝置的設(shè)計要求總體設(shè)計要求:重物設(shè)計一卷揚機的傳動裝置。傳動裝置簡圖如下圖所示。（1）卷揚機數(shù)據(jù)卷揚機繩牽引力尸（N）、繩牽引速度v（m/s）及卷筒直徑D（mm）見附表。（2） 工作條件用于建筑工地提升物料，空載啟動，連續(xù)運轉(zhuǎn)，三班制工作，工作平穩(wěn)。（3） 使用期限工作期限為十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小時，檢修期間隔為三年。（4） 產(chǎn)批量及加工條件小批量生產(chǎn)，無鑄鋼設(shè)備。設(shè)計任務(wù)1） 確定傳動方案；2） 選擇電動機型號；3） 設(shè)計傳動裝置；4） 選擇聯(lián)軸器。具體作業(yè)1） 減速器裝配圖一張；2） 零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；3） 設(shè)計說明書一份。數(shù)據(jù)表1-1數(shù)據(jù)編號12345牽引力F/N12121087牽引速度0.30.40.50.50.6v/(m/s)卷筒直徑500470450430460D/mm第二章、確定傳動方案圖2-1圖2-11 電動機；2 聯(lián)軸器；3 蝸桿減速器；4 卷筒；5帶；F=1200N;V=1.0m/s;D=500mm；減速器外關(guān)如圖所示傳動圖2-2圖2-2第三章、電動機的選擇）電動機的類型按工作要求選用Y系列全封閉自扇冷鼠籠式三相異步電動機，電壓380V。）選擇電動機的容量工作機所需電動機功率工作機所需功率P=工作機所需電動機功率工作機所需功率P=P；d門FVpw；1000傳動裝置的總效率蝸輪蝸桿傳動（雙頭）門2=0.96；查機械設(shè)計綜合課程設(shè)計表蝸輪蝸桿傳動（雙頭）門2=0.96；滾動軸承（一對）門=0.99 一般齒輪傳動滾動軸承（一對）門=0.99 一般齒輪傳動門3 4=0.97；傳動裝置的總效率門=門2門門町=0.666；PFV 2200x0.3x10-3工作機所需電動機功率P=——^= = =5.240KW；d門 1000q 1000x0.666因工作中有輕微振動，故電動機額定效率P應(yīng)稍大于P，由機械設(shè)計綜合課程設(shè)計 6表6-163Y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，選擇電動機額定功率p為5.5KW。選定電動機型號Y132M2—6。）確定電動機的轉(zhuǎn)速根據(jù)上面選定的電動機型號可知滿載轉(zhuǎn)速是960r/min。表3-1電動機參數(shù) 轉(zhuǎn)速 型號 功率 額定電壓數(shù)據(jù) 1000 Y132M2—6。 5.5KW 380V第四章、計算總傳動比和分配各級傳動比Jn；w蝸輪蝸桿傳動比i=^m二照?！?3.770；n11.46w工作機轉(zhuǎn)動速度 n=—D=11.46r/min；分配各級傳動比因為i2注(0.03~0.06)"取i蝸桿=46； 七齒輪—1.8216；所以'2齒輪—°.°396i］蝸桿；表4-1傳動比I蝸桿I齒輪軸2工作機轉(zhuǎn)速總傳動比數(shù)據(jù)461.821611.46r/min83.770第五章、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置從電動機到工作機共有四根軸;-各軸的轉(zhuǎn)速〃軸（蝸桿軸）=〃軸（電動機軸）=960r/min；n2軸（蝸輪齒輪軸）=T=9550'=54.714Nm；mn軸（齒輪軸）=n=20.870=11.457r/min；3 i1.82162式中：n 電動機滿載時的轉(zhuǎn)速，r/min：n，n，n 分別為1，2，3軸的轉(zhuǎn)速：1 2 3i《i2——為各軸間的傳動比；各軸的功率計算：p1=pn01=5.5x0.97x0.99=5.2816KW；p2=pn12=5.5x0.97x0.992x0.76=4.014KW；p3=p2n23=5.5x0.972x0.993x0.76=3.816KW；P4=p3n34=5.5x0.973x0.994x0.76=3.665KW；式中：pd——電動機的輸出功率，kw；p，p，p，p 1，2，3，4軸的輸出功率，kw；12 3 4n，n，n，n——依次為各軸間的傳遞效率；01 12 23 34各軸的轉(zhuǎn)矩計算氣=9550p=54.714Nm；mT=Tn=54.714x0.97x0.99=52.542Nm；1d01T2=叩修i1=54.714x46x0.97x0.992x0.76=1818.495Nm；T=Tni=54.714x46x1.8216x0.972x0.993x0.76=3181.061Nm；2232T=Tni=54.714x46x1.8216x0.973x0.994x0.76=3054.773Nm；3343式中：T——電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩，Nm；T，T，T，T——1,2,3,4軸的輸出轉(zhuǎn)矩，N.m；12 3 4表5-1軸1軸2軸3軸4功率5.2816KW4.014KW3.816KW3.665KW轉(zhuǎn)矩52.542N/m1818.495N/m3181.061N/m3054.773N/m二傳動零件的設(shè)計計算一選擇聯(lián)軸器的類型和型號聯(lián)軸器具有緩沖，細(xì)震，安全保護等功能。因此要根據(jù)傳動裝置工作要求來選擇聯(lián)軸器類型。電動機與減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較高，為減小啟動載荷，緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量的聯(lián)軸器。這里根據(jù)下面計算的數(shù)據(jù)和具體的工作要求，參考表8—2后選擇YL6和YL14型的聯(lián)軸器。二蝸桿和蝸輪的計算選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T10085—1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。選擇材料根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿旋轉(zhuǎn)齒面要求淬火，硬度為45?55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZcuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬材料，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。按齒面接觸強度進行設(shè)計計算根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸強度進行設(shè)計，再校核齒跟彎曲疲勞強度。由式（11—12）。傳動中心矩：a>:KT（￥p）2；* H）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T:2T=Tnni=54.714x46x0.97x0.992x0.76=1818.495Nm；2d011212.）確定載荷系數(shù)k因為工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷系數(shù)不均勻系數(shù)K§=1；由表11—5選取使用系數(shù)KA=1.15；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)與=1.05，則：K=KKK=1.15x1x1.05?1.21；）確定彈性影響系數(shù)ZE因為選用的是鑄錫磷青銅ZcuSn10P1蝸輪和蝸桿相配，故Ze=160mpj。）確定接觸系數(shù)Zp先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d和傳動中心矩a的比值d/a=0.35。從圖11—8中可查的Z=2.9；）確定許用接觸應(yīng)力[q^]根據(jù)渦輪材料為鑄錫磷青銅ZcuSn10P1，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面系數(shù)>45HRC，可從表11—7中查的渦輪的基本許用應(yīng)力[qh]'=268MP。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N=60jnL=60x1x36000x960=4.51x107；2h 46L^=300x10x3x4=36000h；壽命系數(shù)： K=8 =0.8284；hn84.51x107則： [q]=K?[qI=0.8284x268=222MP；）計算中心矩：（160x29A2a>31.21x1818.495x =212.622mm3 "222）取中心矩a=225mm，因為i=46，故從表11—2中取模數(shù)m=8，蝸桿分度圓的直徑d=80mm；1這時d"a=0.4，從圖11—18中可查的接觸系數(shù)Z：=2.74。因為"Z，因此以上計算結(jié)果可用。蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸1.)蝸桿軸向齒距：P=丸?m=丸、8=25.133mm；a直徑系數(shù)：q=d/m=80/8=10；齒頂圓直徑：d=96mm；al齒根圓直徑：d=60.8mm；分度圓導(dǎo)程角：y=1118，36"；蝸桿軸向齒厚：S=12.5664mm；a數(shù)據(jù)列表如下：表5-2蝸桿軸向齒距mm直徑數(shù)系齒頂圓直徑mm齒根圓直徑mm分度圓導(dǎo)程角蝸桿軸向齒厚mm數(shù)據(jù)25.133mm1096mm60.8mm11.18.3612.56642.)蝸輪渦輪齒數(shù)：Z2=41；變位系數(shù)：X=-0.5；2演算傳動比：i=Z/Z=41/2=20.5；這時傳動比誤差為：20；02。x100礦=2.5/；這是允許的。渦輪分度圓直徑：d=mZ=8x41=328mm；渦輪喉圓直徑：d2=d2+2h2=(328+2x8)=344mm；渦輪齒根圓直徑：df2=d2-2氣2=(328-2x8x1.2)=308.8mm；渦輪咽喉母圓半徑：,g21,=a-—d2a2=r1 、200-—x344〔2 )=28mm；數(shù)據(jù)列表如下：表5-3蝸輪渦輪齒變位系演算傳分度圓渦輪喉齒根圓咽喉母數(shù) 數(shù)動比直徑 圓直徑直徑圓半徑數(shù)據(jù)41 -0.520.5328mm 344mm308.8mm28mm

校核齒跟彎曲疲勞強度b=*yy<[c]；41FddmFa2PF41當(dāng)量齒數(shù):Z=—二—= =43.48；u2C0S3Y (cos11.31°)3根據(jù)X2=-0.5，2=43.48；從圖11—19中可查的齒形系數(shù)Y^2=2.87；螺旋角系數(shù)：Yp=1-14-=1-11蕓=0.9192；許用彎曲應(yīng)力：[bf]=[bfJ.KFN；從表11—8中查的由ZcuSn10P1制造的渦輪的基本許用彎曲應(yīng)力[bJ=56MPa，F(xiàn)壽命系數(shù)：K壽命系數(shù)：K=KN0.655；[aF]=56x0.65=36.68MPa；1.53x1.21x1818495,a= x2.87x0.9192=42.208MPa；F80x8x328精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089—1988圓柱蝸桿，渦輪精度選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8FGB/T10089—1988。然后由有關(guān)手冊查的要求的公差項目及表面粗糙度。熱平衡核算發(fā)熱量：々=1000P(1-n)=1000x15.28165x(1-0.76)=1267.596J/S；散熱量：q=aS(^0-1)=16x2x(62-20)=1344J/S；因為%A%，所以可以使用。三.齒輪的幾何計算選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)因為速度不高，故選用8級精度，由表10—1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)處理)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)處理)，硬度為240HBS。二者硬度差為40HBS,選擇齒輪齒數(shù)為Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2=ixZ=1.8216x24=43.7，取Z2=44。按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10—9a）進行試算，既：d]>2.323〔鬲〔d]>2.323d 'H，）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)植試選載荷系數(shù)為K=1.3。計算小齒輪傳遞的扭矩：T=95.5x105x己=95.5x105x4.014=1.837x106Nmm；n 20.8703.由表10—7選取齒寬系數(shù)e廣1；由表10—6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPan2；E由圖10—21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限。=600MPa1/2；H大齒輪的接觸疲勞強度極限。 =550MPa1/2；Hlim由式10—13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60njLh=60x20.870x1x36000=4.508x107；N2=4.508x107/1.8216=2.475x107；由圖10—19查的接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1=1.09；%2=1.06。計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為官，安全系數(shù)S=1，由式（10—12）得：[cH]=Khn[Hlim=1.09x600=654MPa；[cH]=%=hlim=1.06x550=583MPa；2.）計算1.試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入lch]中較小的值：

《＞2.322《＞2.322=2.32x3：1.3X1.837x1062.8216(189.8\1.82162=169.800mm計算圓周速度V：V=衛(wèi)虹=林169.800X20.870=0.186m/s；60x1000 60x10003.)3.)計算齒寬bb=p’d、=1x169.800=169.800mm；4.)計算齒寬與齒高之比4.)模數(shù)：m=d]/ZJ69.800/24=7.075mm；齒高：h=2.25m=2.25x7.075=15.92mm；b/h=169.800/15.92=10.67；）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.186m/s，8級精度，由圖10—8查的動載荷系數(shù)K=1.0，直齒輪，假設(shè)KF/bY100N/mm。由表10—3查的匕=KA=1.2；由表10—2查的使用系數(shù)KA=1；由表10—4查的8級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時：K=1.15x0.18HP將數(shù)據(jù)代入后的：（1+0.6^2d%2dK=1.15x0.18HP將數(shù)據(jù)代入后的：K=1.491；HP查圖10—13的Kp=1查圖10—13的Kp=1-45；故載荷系數(shù):HPK=KKh、&%=1x1x1.2x1.491=1.789；）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓的直徑，由式（10—10a）的:d=d]^KTK=169.800X31.789/1.3=188.87mm；）計算模數(shù)mm=d]/%=188.87/24=7.87mm；3.按齒根彎曲強度設(shè)計計算3.由式（10—5）的彎曲強度的設(shè)計公式為：

\1KT(YYm-3” I；d1XF)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1.由圖10—20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限。fe1=500MPa；大齒輪的疲勞強度極限。=380MPa；FE22.由圖10—8查的彎曲疲勞壽命系數(shù)K^1=0.92；%2=0.96；計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10—12）得：「］Kb0.92x500l（JJ=—fnsfe1= 1~4 =328.57MPa；「］Kb0.96x380lbJ=—fn^fe2= 1~4 =260.57MPa；4.計算載荷系數(shù)K .4.K=KK^匕§、=1x1x1.2x1.45=1.74；查取齒形系數(shù)由表10—5查的*廣2.65；*2=2.226；查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10—5可查的Y1=1.58；Y2=1.764；— .YY7.并加以比較計算大小齒輪的備7.并加以比較F=0.01274；YY_2.65x1.58冒Y_~328.57=0.01274；F1=0.01507YY 2.226x1.764=0.01507F-So2=丁260.57F2加以比較的大齒輪的數(shù)值大。)設(shè)計計算■2x1.789x1.837x106m>3： =5.561mm；3 1x242對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)m，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決與彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)5.561，并就近取整為m=6mm，按接觸強度算得的分度圓的直徑《=188.87，算出小齒輪齒數(shù):

d188.87—1= =31.48;m6取z1=32。大齒輪齒數(shù)：Z2=￥=1.8216x32=58取Z2=580這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。幾何尺寸計算）計算分度圓直徑d=Z?m=32x6=192mm；d=Z?m=58x6=348mm；）計算中心矩a=（叩"）/2=（192+348）/2=270mm；）計算齒輪寬度b=8d=1x192.0=192.0mm；取B=195mm；B=200mm；2 15.驗算「2T2x1.837x106F=T= =19135.4N；td192.01192.0Ab經(jīng)過驗算的，設(shè)計合適。結(jié)構(gòu)如下圖所示：F=KaF^=1x也3'4=99.66N/mmy100N/mm；t192.0Ab經(jīng)過驗算的，設(shè)計合適。結(jié)構(gòu)如下圖所示：圖5-1圖5-2圖齒輪為標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)。第六章、軸的尺寸計算1.）蝸桿：求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T。p="2=5.5x0.97x0.99=5.28165kw；n-960,/min；T=54.714x0.97x0.99=52542N.m；求作用在齒輪上的力因為已知分度圓的直徑為：《=225x0.4=80mm；F=斗F=斗=2^42=1314N；180F=F=奚=2x1818495=11088.38N；mnd3282F=F2=F’tan偵=11088.38xtan20°=4035.84N；F= 2T2 =11088.38x 1 =12429.29N；ndcosacosy cos20cos1118'36"式中： T，T 分別為蝸桿和渦輪上的公稱轉(zhuǎn)矩，單位為N.mm；d1，d2——分別為蝸桿及渦輪上的分度圓直徑，單位為mm；初步確定最小直徑先按式（15—2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，進行調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表（15—3），取A。=110，于是得:d=A3：—=110xJ*19.4mm；

minn\960輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器出的直徑d，為了使所選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T^=KAT，查表14—1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取七=1.3，則：T=KT=1.3x52542=68304.6Nmm；按照計算轉(zhuǎn)矩J應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014一1985或手冊，選用YL6型，因為其最小軸孔為24mm。所以擴軸的最小直徑』訕=24mm。其公稱轉(zhuǎn)矩為100000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑《二24mm，半聯(lián)軸器的長度L=52mm，A型。為了保證契合緊湊，故軸段應(yīng)取為50mm長。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度；為了滿足要求，軸的最小直徑段右端需制出一個軸肩，故取最小軸直徑d.右端的直徑d]=30mm。左端則利用當(dāng)圈來進行定位。）初步選擇滾動軸承因為軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選擇單列圓錐磙子軸承。參照工作要求根據(jù)d1=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐磙子軸承30206，其尺寸可查表6—7。在右端采用軸肩進行軸向定位，定位軸肩高為50mm，最右端仍舊是30mm。）根據(jù)計算的結(jié)果和參考書目，選取蝸桿齒段軸的直徑為50mm，蝸桿配合段長度為300mm。）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)軸器右端面的距離L=30mm，參看圖15—21，故取長度L=50mm。）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為a=16mm，渦輪直徑為d=328+35.2=363.2mm。所以蝸桿長：L=16x2+363.2+4=399.2mm；至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，選用的平鍵根據(jù)軸和聯(lián)軸器，齒輪，渦輪的具體情況而定。滾動軸承的周向定位是通過過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。確定軸上的零件的圓角和到角尺寸參考表15—2，取軸端到角為2x45，各軸肩處的圓角半徑為R5mm。求軸上的載荷中間軸的設(shè)計1.選擇軸的材料選擇軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）；查出q=600Mpa

[b]=95MPa[b]=95MPa[b]=55MPa-i2.軸的初步估算選40=110；d>40匕=110xn竺2=49.1皿；65.5取J】=d.=60mm；軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）各軸段直徑的確定初選滾動軸承，代號為7212C，軸頸直徑d1=d5=d.=60mm；與齒輪3配合的軸徑d=82mm；2齒輪3的定位軸肩高度d'=d+2（0.07~1）d=93mm；與齒輪4配合的軸徑d=86mm；3軸承的安裝尺寸d=69mm；4（2）各軸段軸向長度的確定按軸上零件的軸向尺寸及零件間相對位置，確定出軸向長度按許用彎曲應(yīng)力校核軸（1） 軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應(yīng)在齒輪寬的中心，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置（2） 繪軸的受力圖：如圖2所示。（3） 計算軸上的作用力° 2T 2x848.6x103齒人F=~d^= 1215 =1-4x104N: 3F=F?tana=1.4x104xtan20o=5x103八 2T 2x848.6x103F=-^^= — =5.2x103N2蝸輪2：F=F.tana=5.2x103xtan20°=1.9x103N；2T 2x48.74x103F=F=—1= =1.2x103Ni（4）計算支反力垂直面支反力（乂2平面），32880如圖1-FA+F2+F3-FD=0；由ZM=0，得85F+F(144+85)-F(85+144+93)=0r2 13D聯(lián)立解得L4x103N；F=10.5x103N水平平面（乂丫平面），如圖3由ZF=0,得-FA+F2-FD=0；由ZM=0，得85F+1x328xF-F(85+144+93)=0；a22 a2 D聯(lián)立解得F=0.27x103N聯(lián)立解得F=0.93x103N（5）轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖垂直平面內(nèi)的彎矩，如圖2M1=85x5.4x103N?mM2=93x10.5x103=976.5N?m水平面彎矩圖，如圖4M=85x0.27x103=22.95N?mM4=(93+144)x0.93x103=220N?m'計算扭矩，如圖5T=Fx1x328=Fx1x121.5=851N?m；，22 t32合成彎矩，如圖6Mb=、?‘‘4592+2202=509NmMc=<975.62+86.52=979.4Nm圖6-1459畛DA976.5圖6-2ADFB圖6-3D22.95A.圖6-4T851ABCD圖6-5Da^wjuj圖6-66.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度因為材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由表查得檻9.4509(aT)2=\：5092+(aT)2=\：5092+(851x0.58)2=709NmdBdC（8）校核軸徑>M'0^=3>M「0.1[b1]=30.1x55[b]=95MPa[b]=55MPa-i應(yīng)力校正系數(shù)a=[b]/[b]=55/59=0.58-i0Mb'=(Mb2+Mc=\Mc2+(aT》=《979.42+(851x0.58)2=1069Nm70^=50.5mmv86mm0.1x551096.7X103=58.4mmv82mm所以，強度足夠。7.根據(jù)所得數(shù)據(jù)確定的軸一簡圖7-6圖軸三的簡圖圖6-9第七章、滾動軸承的計算和選擇高速軸滾動軸承的選擇與驗算與中間軸過程相同中間軸滾動軸承的選擇與壽命驗算考慮到軸承既承載徑向力，又承載軸向力，所以選用角接觸球軸承初選軸承型號為7212C查得d=60mm,D=110mm,B=22mm；動載荷：C=61KN；靜載荷：C=48.5KN；由受力分析得Fa=F2=1.2x103N；FrA^FFrA^Fay2+Faz2=((5.4X103)2+(0.27x103「=5.4x103N；FSAFFSAF 5.4X103—rA= 2Y 2x1.7=1.6X103NFrB0.5x103)+(0=、；Fby2FrB0.5x103)+(0=、；Fby2+Fz2=.93x103=10.5x103N；fSBF 10.5x103—rB= 2Y2x1.7=3.1x103NFJC=1.2/48.5=0.025；所以，e=0.35；Fb-F=3.1x103-1.2x103=1.9x103>F；SA所以，F(xiàn)=1.9x103N；AAFfAA=FfAA=rA所以，X=0.44；Y=1.451.9 -—=0.352>e；5.4Fa+Fa=1.6x103+1.2x103=2.8x103N<3.1x103N；所以，F(xiàn)ba=3.1x103N；F―A-FrB3.1——=0.3<e；10.5所以，所以，PA=XFA+YFA=0.44X5.4x103+1.45x1.9x103=5.13x103N；所以，F(xiàn)=XF+YF=10.5x103N；因為PA所以，P=PB;￡=3；又n=65.5r/min；查出載荷系數(shù)fp=1.1，取f=￡=3；106L=h106(61x10360nIfPIp/60x65.511.1x10.5x103J=3748仙>36000奴第八章、鍵連接的計算和選擇要求裝齒處d=75mm,齒輪輪轂寬度為165.8mm,需要傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1818.495N.m。載荷有輕微的沖擊。根據(jù)軸的尺寸選擇鍵的尺寸為：b=20mm；h=12mm；L=140mm；校核連接鍵的強度鍵的材料是鋼，軸和輪轂的材料是40Cr，由表6—2查的許用擠壓應(yīng)力g]=100?120MPa，取其平均值，g]=110MPa。鍵的工作長度：l=L—b=140—20=120mm；鍵與輪箍鍵槽的接觸高度：k=0.5h=0.5x12=6mm；由式6—1得：2Tx102Tx103

kld2x1818.495x1036x120x75=67.35y|b1-pJ=110MPa；比較后可得鍵是合適的。然后根據(jù)上面的算法算完剩下的四個鍵，結(jié)果都合適。

第九章、箱體的設(shè)計根據(jù)箱體與軸的配合、與軸承的配合、與齒輪的配合，取鑄鐵減速器箱體(I)其只要結(jié)構(gòu)尺寸如表4-1所示：表9-1尺寸表名稱符號減速器型式及尺寸關(guān)系箱座厚度510mm箱蓋厚度518mm箱蓋凸緣厚度bl12mm箱座凸緣厚度b15mm箱座底凸緣厚度b225mm地腳螺釘直徑df24mm地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁邊聯(lián)結(jié)螺栓直徑d116mm蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑d214mm聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)344mm軸承端蓋螺釘直徑d310mm視孔蓋螺釘直徑d48mm定位銷直徑d13mm至外箱壁距離、至凸Cl30mm緣邊緣距離C226mm軸承旁凸臺半徑R120MM凸臺高度h7mm外箱壁至軸承座端面距離l160mm鑄造過度尺寸x，yX=3mm,y=15mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離△19.6mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離△210mm箱蓋，箱座肋厚m1、mm1=8mm,m=8mm,軸承端蓋外徑D2高速軸的：D2=118mm中速軸的：D2=130mm低速軸的：D2=160mm軸承旁聯(lián)接螺栓距S高速取S=194mm,中速取S=227mm,低速取離S=243mm

(II)箱體上附件的設(shè)計(1)視孔及視孔蓋視孔蓋結(jié)構(gòu)及尺寸如圖9-1,9-2所示:圖9-1結(jié)構(gòu)尺寸圖圖9-2結(jié)構(gòu)尺寸圖(3)放油孔及放油螺塞圖9-4(2)油標(biāo)圖9-3所示圖9-1結(jié)構(gòu)尺寸圖圖9-2結(jié)構(gòu)尺寸圖(3)放油孔及放油螺塞圖9-4(2)油標(biāo)圖9-3所示圖9-3油標(biāo)「1— ?圖9-4放油螺塞如上圖桿式油標(biāo)，螺紋直徑選為M16，則相應(yīng)系數(shù)為:d=16mm2d=6mm3h=35mma=12mmb=8mmc=5mmD=26mmD=2