塔式起重機行走部減速裝置設計

機械設計課程設計計

算說明書

題目塔式起重機行走部減速裝置設計

院系

班級

學號_____________________________

姓名

完成時間2011J.13

目錄

一'設計任務書...................

二'傳動方案擬定.................

三'電動機的選擇.................

四、計算總傳動比及分配各級的傳動比

五'運動參數(shù)及動力參數(shù)計算.......

六'傳動零件的設計計算...........

七、軸的設計計算.................

八、滾動軸承的選擇及校核計算.....

九'鍵聯(lián)接的選擇及計算...........

十、潤滑與密封...................

十一'參考文獻...................

計算及說明結果

一、設計任務書

1、設計條件

1）機器:用塔式起重機有較大的工作空間，用于高層建筑施工和

安裝工程起吊物料用，起重機可在專用鋼軌上水平行走。4=10000h

2）工作情況減速裝置可以正反轉，載荷平穩(wěn)，環(huán)境溫度不超過40℃；

3）運動要求運動速度誤差不超過5%；

4）使用壽命忙閑程度中等，工作類型中等，傳動零件工作總數(shù)IO,

小時，滾動軸承壽命4000小時；

5）檢修周期500小時小修；2000小時大修；

6）生產批量單件小批量生產；

7）生產廠型中型機械制造廠。F=1800N

2、原始數(shù)據V=0.7m/s

題號運行阻力運行速度車輪直徑啟動系數(shù)D=400mm

（KN）（m/s）（mm）kd

H81.80.74001.6

3、設計任務

1）設計內容電動機選型；減速機設計；開式齒輪傳動設計；傳動

軸設計；軸承選擇計算；鍵、聯(lián)軸器選型設計。

2）設計工作量減速器裝配圖一張（A1）；零件圖2張（A3）,分別

為高速級輸入軸和輸出軸上大齒輪；設計說明書一份。

3）設計要求至少一對斜齒。

二、傳動方案的擬定

分流式二級圓柱齒

輪減速器

1）行走部由電動機驅動，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器

3,在經聯(lián)軸器4傳至開式齒輪5,帶動車輪6工作。傳動系統(tǒng)中采用

兩級分流式圓柱齒輪減速器結構較復雜，高速級齒輪相對于軸承位置

對稱，沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級分別為斜齒圓柱齒輪

和直齒圓柱齒輪傳動。

計算及說明結果

2）根據機構工作計算車輪轉速

,vx60x10000.7x60x1000.

n=---------------=------------------=33.4z7min

7iD3.14X400

備用1500r/min的Y系列電動機，因此初步計算總傳動比

z=—=44.91c查設計書表5-1選用二級分流式圓柱齒輪減速器。

33.4

3）為加工方便采用水平剖分式。

4）由于高速級轉速較高且無軸向力，故選用深溝球軸承；中、低速級

選用圓柱滾子軸承。

5）電動機和輸入軸，工作機構和輸出軸均選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。

計算及說明結果

三、電動機的選擇

查得公式pr=Fv/lOOOr/(kw)

式中R=1.8KN,y=0.7m/s,式中n為總效率。

查表9-1知：滾動軸承效率0=0.99,齒輪效率4=0.97,聯(lián)軸器

效率％=099,車輪效率7=。97。得總效率

7=0.993x0.996x0.975x0.97=0.761。

故p'=L8x0.7/1000x0.71=L606kw

由題目一直條件取K=l.6,則

電動機所需額定功率PNKP'=2.57kw

查表16-2得:Y系列1500r/min電動機的具體牌號為Y100L2-4型，

額定功率為3kw,滿載轉速為1420r/mino

四、計算總傳動比及其各傳動比分配

已知：運行速度v=0.7m/s

滿載轉速為1420r/min

則：利用公式計算工作機的轉速為療=""10°°=33.439r/min

故總傳動比為：

i=n/n'=42.47

對于分流式減速機，起傳動比應逐級遞減，故高速級傳動比=5、

中速級傳動比J=34,低速級傳動比g=2.5。

五、計算傳動裝置運動參數(shù)

1）各軸轉速計算

從減速器的高速軸開始各軸命名為1軸、2軸、3軸，電動機軸記為0

軸，輸出軸為4軸，連接車輪的軸記為5軸。

“0=4=1420/1=1420r/min

%=々4=284r/min

n3=n2/i2=83.5r/min

n4=n3=83.5r/min

計算及說明結果

n5=n4/i3=33.41r/min

2)各軸功率計算

兄=尸7=3x0.99=2.97(KW)

<=6q%=2.97x0.99x0.99=2.91(KW)

￡=《優(yōu)小=291義0.99義0.97=2.794(KW)

6=p2r12rl3=2.794x0.99x0.97=2.683(KW)

2=p3rl四=2.683x0.99x0.97=2.577(KW)

P5==2.577x0.99x0.97=2.475(KW)

3)各軸扭矩計算

”=9500PQ/nQ=19.97(N.m)

7；=9500P1/n=19.57(N.m)

%=9500P2/n2=93.95(N.m)

4=9500P3/n3=306.86(N.m)

7；=9500PJ%=690.82(N.m)

4=9500P5/n5=707.88N.m)

4)各軸轉速、功率、扭矩列表

軸號轉速n(r/min)輸出功率P(KW)輸出扭矩

T(N.m)

014202.9719.97

114202.9119.57

22842.79493.95

383.52.683306.86

483.52.577294.73

533.412.475707.88

計算及說明結果

六、傳動零件的設計計算

1、高速級齒輪設計：

1）選擇齒輪材料，確定許用應力

由教材表6..2選小齒輪40cr調質

大齒輪45正火

2）齒面接觸疲勞強度設計計算

確定齒輪傳動精度等級，按匕=（0.013?0.022）4]。/々估取圓周速度

V=3.27m/s

查表6.7、表6.8（教材）選取

小輪分度圓直徑4，由式6T5（教材）得

d>1ZRHZ/B]2K7]+1）

[^H]）hu

齒寬系數(shù)化參考表6.9（教材）

%=1.2

按齒輪相對軸承為非對稱布置

小輪齒數(shù)4=28

大輪齒數(shù)z?=Z].i[=140

齒數(shù)比u'=z2/Z]=5

小輪轉矩

2

T^=T1/2=p.785N/mm

初定螺旋角4=14。

載荷系數(shù)犬=心降陷犬戶

KA-使用系數(shù)查表6.3（教材）

KA=1.25

動載系數(shù)由推薦值L051.4

Kv=1.2

計算及說明結果

Ka-齒間載荷分配系數(shù)

凡=11

*夕-齒向載荷分布系數(shù)由推薦值

K廣L1

K=KAKvKaKp=1.815

材料彈性系數(shù)查表6.4（教材）鍛鋼ZE=189.8，%機2

節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z”查圖6-3（教材）ZH=2.43

重合度系數(shù)Z,由推薦值0.75~0.88,Z,=0.78

螺旋角系數(shù)Z夕Z/?=7COS^=A/14°=0.985

許用接觸應力由式6-6（教材），[%]=色皿Z.

SRmin

接觸疲勞極限時.查圖6-4（教材）

2

小齒cwliml=760?Z/mm

大齒b//iim2=700N/mm2

接觸強度壽命系數(shù)ZN應力循環(huán)次數(shù)N由式6-7（教材）得小齒輪循環(huán)

次數(shù)

8

Nl=60.nj.￡h=8.52xlO

砥=NJ4=1.7x108

查圖6-5（教材）得

ZN1=1.08

ZN2=1.15

接觸強度最小安全系數(shù)Lmijl

則

計算及說明結果

2

[cr//1]=cr//limlX1.08/1=820.8N/mm

[<7^2]=<7^2X1.15/1=805A^/mm2

取較小的一個，即=805N/mm2

綜上，

3I-----------------------------2---------------------------

1>，2屋“2/4)2KT[+1)

a.>J——=——z—---------L------------17.65cm

北際]J霖U

法面模數(shù)m“=4cos，/Z]=0.99取標準勺=1.5

中心距a=mn(z1+z2)/(2cos/?°)=129.9圓整

a=130

分度圓螺旋角，=arccos[mn(z1+z2)/2?]=14.26°

分度圓直徑5=m“Z]/cos，=41.34mm,圓整取42nlm

齒寬b=4山=52,23圓整取55mm

大輪齒寬4=b=55mm

小輪齒寬仇=4+(5?10)

bx=60mm

由式6T6(教材)得

3)齒根彎曲疲勞強度校核計算

aF~,,%%匕〃-]

bdYmn

當量齒數(shù)

3

zvl=Z]/cos0=30.77

3

zv2=z2/cosP=153.85

查表6.5(教材)

應力修正系數(shù)齒形系數(shù)

小輪及i=L61%I=2.55

計算及說明結果

大輪％2=L81%=216

不變位時，端面嚙合角a'=arctan（tan200/cos/?）=20.80"

m

端面模數(shù)g-nlcosP=1.55mm

重合度2=1/2乃[z"tan%—tan%）+Z2（tanaflf2-tan?；）]

=1.74

重合度系數(shù)Ye=0.25+0.75/京=0.68

螺旋角系數(shù)y夕，推薦0.85~0.92選0.89

—=L黑溫4=22.76N/，加2

b”=2KT1=23.84N/mm2

rZjiriZZdtzz￡p

b2dsmn

許用彎曲應力[q]由式6-12（教材），既幾/

Sfmin

彎曲疲勞極限查圖6-7（教材），雙向傳動乘以0.7

bFiimi=420N/mrn2

2

0>iim2=371N/mm

彎曲強度壽命系數(shù)幾查圖6-8（教材）

Al=YNZ=1

彎曲強度尺寸系數(shù)/查圖6-9（教材）（設模數(shù)m小于5mm）

Vx=l

彎曲強度最小安全系數(shù)，1nm

SFS.4

則

2

[crF1]=300N/mm

計算及說明結果

2

[crF2]=265N/mm

綜上知，齒輪彎曲強度滿足

大齒分度圓直徑人=/Z2/cos/?=217.12mm,圓整取218mm

根圓直徑dfd/i=4-2hf=38.4mm

d=-2h=214.4mm

Jfl乙ZJf

頂圓直徑da以=4+24=45mm

da2=d2+2ha=221mm

2、低速級齒輪設計：

由表6.2（教材）選

小齒輪40cr調質

大齒輪45正火

許用接觸應力[%]由式6-6（教材），[%]=2甌Z"

S"min

解除疲勞極限查圖6-4（教材）

%mi=700N/rnrn2

%m2=550N/mm2

接觸強度壽命系數(shù)ZN應力循環(huán)次數(shù)N由式6-7（教材）得小齒輪循環(huán)

次數(shù)

4

N[=6Qn2jLh=60x284xlxl0

=1.41xl08

N2=NJi2

N2=4.12xl()7

查圖6-5（教材）得

ZN1=1.15

zN2=i.u

接觸強度最小安全系數(shù)與皿皿

計算及說明結果

取Xmm=l

則

[CTHJ=700X1.15/1=805N/7麗2

[%]=550、1.11/1=610.SN/WOT?

2

貝U（7H=610.5TV/mm

許用彎曲應力由式6-12（教材），

Sfmin

彎曲疲勞極限bp.查圖6-7（教材），雙向傳動乘以0.7

2

crfliml=378N/mm

2

crflim2=294N/mm

彎曲強度壽命系數(shù)心查圖6-8（教材）

Al=YNZ=1

彎曲強度尺寸系數(shù)4（由機械設計課本）查圖6-9（設模數(shù)m小于5mm）

%=1

彎曲強度最小安全系數(shù)，1mli

^mn=l-4

則

[o-fl]=378xlxl/1.4

=270N/mm2

[<rF2]=294x1x1/1.4

=210N/mm1

因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。

確定齒輪傳動精度等級，按匕=（0.018）%產西估取圓周速度

vlt=1.1983m/51

參考表6.7、表6.8（教材）選取

計算及說明結果

II公差組8級

小輪分度圓直徑4，由式6-15(教材)得

Z27Z/]2KT[[u+1)

、I^H])%U

齒寬系數(shù)處(由機械設計課本)參考表6.9

(1)0d=12

按齒輪相對軸承為對稱布置

(2)小輪齒數(shù)4=23

(3)大輪齒數(shù)Z2=4Z]=78.2,取Z?=78

(4)齒數(shù)比M=z2/Z[=3.39

(5)小輪轉矩

g=9.55x10^/^

=9395QN/mm

(6)初定螺旋角4o=12°

(7)載荷系數(shù)犬二心降心呼

KA-使用系數(shù)查表6.3(教材)

KA=1

動載系數(shù)由推薦值1.051.4

Kv=1.2

計算及說明結果

Ka-齒間載荷分配系數(shù)

凡=11

*夕-齒向載荷分布系數(shù)由推薦值

K廣L1

K=KAKvKaKp

=1x1.2x1,1x1.1=1.45

材料彈性系數(shù)查表6.4（教材）鍛鋼ZE=189.8,%/

節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z”查圖6-3ZH=2.5

重合度系數(shù)Z,由推薦值0.75~0.88,Z,=0.87

,,\(ZEZHZZBV2KT(M+1)

故42JA”「一——上=51.23mm

式囪]J%u

法面模數(shù)加=4/4=2.23加加取標準

m=3mm

分度圓直徑

4=mZ]=69mm,圓整取70mm

d2=mz2=234mm

中心距4=加(z1+z2)/2=152mm

齒寬b=4圾=96.6mm,圓整取100mm

大輪齒寬=100mm

小輪齒寬仇=4+（5~10）

bx=105mm

由式6T6（教材）得

計算及說明結果

aF-,,%乂/〃-]

bdYmn

查表6.5（教材）應力修正系數(shù)齒形系數(shù)

小輪&=1.575小輪=2.69

大輪&2=L78大輪力也=222

重合度2=1/2萬tan一tan%）+z2（tanafl（2-tana；）]

=1.58

重合度系數(shù)Ye=0.25+0.75/乞=0.72

故

aF!=,,1=45.2N/〃“

bAmn

aFi=,,'=44.33N/wr

b2dlm,

根圓直徑dfdfi=d1-2hf=62.^mm

df2=d2-2hf=226.^mm

頂圓直徑dadal=dx+2ha=76mm

da2=4+24=240mm

計算及說明結果

3、開式齒輪計算：

表6.2（教材）選

小齒輪40cr表面淬火

大齒輪45表面淬火

由于是開式齒輪傳動，主要形式是疲勞打斷和齒面磨損，所只能進行

彎曲疲勞強度計算，并將模數(shù)增加10婷20%考慮磨損的影響。

許用彎曲應力由式6-12（教材），既5%

^Fmin

彎曲疲勞極限Giim（教材）查圖6-7,雙向傳動乘以0.7

1

crfliml=378N/mm

2

crfljm2=294N/mm

彎曲強度壽命系數(shù)/查圖6-8（教材）

Al=YN2=1

彎曲強度尺寸系數(shù)及查圖6-9（教材）

yx=l（初設模數(shù)小于5）

彎曲強度最小安全系數(shù)，1nm

則

[crfl]=378x1x1/2

=245N/mm2

[crF2]=294x1x1/2

=21。N/mm2

因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。

確定齒輪傳動精度等級，按V4=（。?013?0.022）\肥/\=0.471估取

圓周速度v4t=0?47加/s

參考表6.7、表6.8（教材）選取

II公差組8級

小輪分度圓直徑4，由式6T5（教材）得

計算及說明結果

31-------------2---------------

，＞（ZEZHZeX2KT1（u+l）

廣皿E]]%u

齒寬系數(shù)外參考表6.9（教材）

%=0.8

由于齒輪為非對稱布置

選小輪齒數(shù)4=28

大輪齒數(shù)z2=話=2.5x28=70,

齒數(shù)比M=z0/Z]=2.5

小輪轉矩

4=707.88N/mm2

載荷系數(shù)K=KAKvKaK夕

使用系數(shù)查表6.3（）教材

KA=1.25

動載系數(shù)由推薦值1.051.4

取“=1.2

-齒間載荷分配系數(shù)L01.2

取降=1」

*夕-齒向載荷分布系數(shù)由推薦值

取K4=1.1

K=KAKvKaKp

=1.25x1.2x1.1x1.1=1.815

材料彈性系數(shù)查表6.4（教材）鍛鋼ZE=189.8，%/

節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZR查圖6-3（教材）=2.5

計算及說明結果

重合度系數(shù)4由推薦值0.85~0.92,取Z,=0.90

(ZZZY2KT,(M+1)……

故氣EHe

4:H-----L-------=112.053mm

IMJJhu

齒輪模數(shù)m-dxlzx=4.001加大15肌

BPm=m,xl.l5=4.602取標準m=5

小輪分度圓直徑4=mz{=140mm

大齒分度圓直徑人-mzi-210mm

圓周速度v=勺/60000

v=0.453m/s

標準中心距4=加（Z]+Z2）/2=245mm

齒寬b==112根根給b=110mm

大輪齒寬d=b=nOmm

小輪齒寬伉=4+（5?1。）二115mm

由式6T0（教材）得

bd^m

查表6.5（教材）應力修正系數(shù)齒形系數(shù)

小輪4=1.61小輪%|=2.55

Y

大輪sa2=1-725大輪YFa2=2.29

重合度〃=1/(tan%—tana)+z2(tanaa2—tana)]

=1.81

重合度系數(shù)匕=0.25+0.75/乞=0.591

計算及說明結果

故的=井工及黑L122.75N/加〃/

byd^m

0>2=當1%2M=113.37N/rnn2

b2dxm

根圓直徑d,dfl=d1-2hf=134mm

d—=cl）—2h=204mm

J乙乙Jf

頂圓直徑dada2-d2+2ha-215mm

七、軸的設計計算

軸的設計

（一）.高速軸設計

已知n=1420r/min,T=19.57N-mT'=T/2=9.785N-m

1.求作用在齒輪上的力（斜齒）

圓周力弓=3=0.47KN

4

徑向力￡=4tan.=Q19KN

cos（3

軸向力工=￡tan尸=0.13KN

法向力居=￡/（cos%cos0=O.57KN

圓周力耳，徑向力耳1及軸向力心的方向如圖所示

計算及說明結果

初選軸的材料為45#,調質處理。查表&6（教材）4=110,得

dmin=A。J歐=13.97mm

Vn

因為要在最小軸徑處開聯(lián)軸器固定鍵槽，故最小軸徑應加大3%

4>1.036?^=14.39mm

輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑。選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)

軸器的計算轉矩公式為

Tca=KAT（11）

查表14-1（教材），取七=1.3,則Q=1.3X19.57Mm

=22.5N-m

根據Tca=22.5N-m及電動機軸徑D=28mm,查標準

GB4323-1984,選用TL5型彈性套柱銷聯(lián)軸器。確定軸最小

直徑dmin=25mm

2.軸的結構設計

擬定軸上零件的裝配方案。經分析比較，選用如圖所示的裝配方

案

根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

計算及說明結果

1）聯(lián)軸器采用軸肩定位，「II段4_〃=25mm,查GB聯(lián)軸器尺

寸可知L/_"=42mm,又因聯(lián)軸器采用軸肩定位，肩高3.5mm,

所以d〃一加=35mm

2）有前面?zhèn)鲃臃桨阜治鲋?，初選深溝球軸承。根據d"_R=30mm,

查GB276-89初步取0組游隙,0級公差的深溝球軸承61907,

故dmV——35mm

3）MXtZv_w=37nini,根據小斜齒齒寬取乙?.==76mm

4）由于箱體內壁到軸承座孔端面的距離

L^S+Ci+Cz+e-lO）!?（教材），取L]=45mm,采用凸

緣式軸承蓋，則L〃_〃/=53mm

5）選定齒輪端面到箱體內壁的距離為16mm。

根據深溝球軸承尺寸標準可知=31mm（軸承多出軸外

端面A3=3mni）Lyuvm=34nun

6）根據總的傳動方案，參考大小斜齒齒寬及中速軸上直齒齒寬

選定

LV~LVI=115mm

3.軸上零件的周向定位

半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，按4_〃=25

=mm,Lin=42mm

查GB/T1095-20031XZ?x/ix/=8nimX7mmX33mm。

校核：

4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖

計算及說明結果

T~Irn

“TlIIIIIIIIIh、

ii?i??[???□??

載荷水平面H垂直面V

支反力

R=R=470N

n1riZRV1=RV2—WON

F

彎矩

n=27260N?mmMv=13570N-mm

總彎矩M=30531.3N?rnm

M

扭矩TT=19570

當量彎矩nm=/Vf2+(aT)2=36265.IN.mm(教材)取a=1

根據扭力彎矩圖確定危險面并根據上表對危險截面進行校核，

以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6,軸的計

算應力

前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表8.2,8.9（教材），得

[b_J=60MPa,因此4〃＜上_/，故軸安全。

（二）中速軸的設計與校核

已知TII=93.95N?加,nil=284r/min

1.求作用在齒輪上的力

計算及說明結果

?=K=470N,耳2=5=190N,工2=『30N

2TII

F,=--=2684.3N

痣

Fr3=Ft3tan20°=977N

軸上力的方向如下圖所示

初步確定軸的最小直徑

初步確定軸的最小直徑，方法同上，選取軸的材料為45鋼，調

質處理。查表&6（教材），取4=110,于是得

參考GB,取d"mM=30mm

3.軸的結構設計

（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖

（2）確定軸的各段直徑和長度

1）根據d"min=30nini取4_〃=30麗，軸承與齒輪1,3之間采用

計算及說明結果

擋油環(huán)定位，取4“=df/=36mm,齒輪1與齒輪2之間用

套筒定位，取=42mm，齒輪2與3之間采用軸環(huán)定位，

查閱資料取h=5mm,則4V々=52mm,查資料知兩齒輪之間

間隙為10mm,計算得出Lw_v=7.5mm取乙〃*=105-3=102

mm,貝!J=62.5mmLy_VI-52mm

2）根據GB/T283-1994選NF206型圓柱滾子軸承，初步選取0

組游隙，0級公差的，則取與_/=4”/=42.5mm,

3）軸上零件的周向定位

齒輪的周向定位都采用普通A平鍵連接

查GB/T1095-2003取各鍵的尺寸為

1、bXhXL=1OmmX8mmX40mm

2、bXhXL=10nimX8mmX70mm

3、bXhXL=10mmX8mmX30mm

中速軸的校核：

4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖

I

r1T1r

1riI1r

7

「MilnTl"

載荷水平面H垂直面V

計算及說明結果

支反力

R=R=872.15NR=R=298.5N

FnInZvlV2

彎矩

n=365262.675=47080.75N-mm

N-mm

總彎矩M=368284.4N

M

扭矩TT=93950

按彎扭合成應力校核軸的強度

根據扭力彎矩圖確定危險面，并根據上表對危險截面進行校核，

以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6,軸的

計算應力

=業(yè)1±"廣=51.2MPa

前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表8.2（教材）得

[o-_,]=60MPa,因此故軸安全。

（三）低速軸（軸III）的設計

已知TlII=306860N-m

1.求作用在軸上的力

加=43=2684.3N工4=工3=977N

2.初步確定軸的最小直徑

選取軸的材料為45鋼調質處理。查表8.6（教材）取&=110,

于是得

d>AXmm=37.66mm□

mm'VnII

該軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，根據GB選取聯(lián)軸器的

型號

為TL8型。選取軸孔直徑d=40mm,其軸孔長度L=84mm,則軸的

最小直徑dUI=40mm

3.軸的結構設計

（1）擬定軸上零件的裝配方案。經比較，選取如下圖所示的方案

計算及說明結果

（2）根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度

1）取dIX-X=dI-n=40mm,LIX-X=LI-II=81mni,考慮到避免

干涉現(xiàn)象，聯(lián)軸器采用套筒定位。因此取d￥I-Vn=43mmo聯(lián)

軸器外部用軸端擋圈固定。

2）查GB,初選NF209型圓柱滾子軸承，故dHI-IV=dVn-VI]I=45mni

3）軸承采用嵌入式端蓋定位?？紤]到端蓋的軸肩定位，取dlV-

V=60.

4）考慮到齒輪采用軸肩定位，給dIII-IV=55nini,LIII-IV

=100-3=97nimo齒輪的另一端采用軸套定位。給dnTn=50mm

5）因為箱體內壁軸的長度應相等,根據結構圖，確定L11-111=86.5mm

LIV-V=83.5mm

6）參考軸承寬度，以及軸承到箱體內壁的距離取8mm.確定LV-W

=25mm

3）軸上零件的周向定位

齒輪，半聯(lián)軸器采用普C連接，軸的周向定位采用普A連接，

查GB得:

1、3：bXhXL=16mmX10mmX60mni

2：bXhXL=14mniX9mmX50mm

校核：

4）繪制軸的彎矩圖與扭矩圖

T~T

__^~r~rTTTTTTT~T~T~~r^^

TT

^■^rrTTTTTTTTrr^

^rrnTnTTTTT^

“iiiiiiir_i___

^rnTmTTTTT^

計算及說明結果

載荷水平面H垂直面V

支反力

R=R=1342.15NR=R=488.5N

Fn1riZV{V2

彎矩

MnH=202664N-mm=73763.5N-mm

總彎矩M=215638.6N?mm

M

扭矩TT=306860N?mm

按彎扭合成應力校核軸的強度

根據上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為

脈動循環(huán)變應力，取a=0.6,軸的計算應力

J22.49MPa

ca卬

前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表&2（教材）得

[b_J=60MPa,因此故軸安全。

八、軸承的選擇和校核計算

已知軸承的預計壽命為4,=2000h

1.輸入軸承的選擇與計算

由軸I的設計知，初步選用深溝球軸承，由于受力對稱，只需要

計算一個，其受力￡=J月7+42=506.95N,Fa=Q,E=3,轉速

n=1420r/min

1）查GB知深溝球軸承的基本額定動載荷C=9500N,基本額定靜載

荷G=6800N

2）求軸承當量動載荷P

因為弓=0,徑向載荷系數(shù)X=l,軸向載荷系數(shù)Y=0,因工作情況

平穩(wěn)，查表13-6（教材），取力=1.2,則

P=fp（X￡+Y月）=228

3）驗算軸承壽命

,106rcY

=849000h>Lft

故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承61907

計算及說明結果

2.軸n上的軸承選擇與計算

由軸n的設計已知，初步選用圓柱滾子軸承NF206型，由于受

力對稱，故只需要校核一個。其受力￡=298.5N,Fa=Q,e=10/3,

n=284r/min

1）查GB知圓柱滾子軸承的基本額定動載荷C=19500N,基本額定靜

載荷G）=18200N

2）求軸承當量動載荷P

因為片=0,徑向載荷系數(shù)X=l,軸向載荷系數(shù)Y=0,因工作情況

平穩(wěn)，查表13-6（教材），取（XFr+YF“）=298.5N

3）驗算軸承壽命

工力=黑義（B）=66000000h>4

故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用圓柱滾子軸承NF206型。

3.輸出軸上的軸承選擇與計算

由軸HI的設計知，初步選用圓柱滾子軸承NF209型，由于受力對

稱，只需要

計算一個，其受力e=J4:+4,？=488.5N,Fa=0,￡=10/3,

轉速n=83.5/min

1）查GB知圓柱滾子軸承NF209的基本額定動載荷C=39800N,基本

額定靜載荷G=41000N

2）求軸承當量動載荷P

因為乙=0,徑向載荷系數(shù)X=l,軸向載荷系數(shù)Y=0,因工作情況

平穩(wěn)，按表13-6（教材），取力=1.0,則

P=fp（X±+Y尺）=488.5N

3）驗算軸承壽命

r106（CY

『礪=

=41000000h>L,h

故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用圓柱滾子軸承NF209型。

九、鍵連接的選擇與校核計算

1.高速軸與聯(lián)軸器的鍵連接

計算及說明結果

1)由前面的設計知初步選用鍵C8X7X25,^=19.57N-m

2)校核鍵連接的強度

鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表11.1(教材)查得許用應力

[5]=100-120MPa,取[5]=UOMPa。鍵的工作長度

1=L-b/2=21mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5X

7mm=3.5mmo由式cr=------------可得

kid

3

=27；xl0=2Wa<r]

可見連接的強度足夠，故選用。

2.中速軸上(代號在上圖體現(xiàn))

1)C:10X8X40,T="/2=93.95N

校核鍵連接的強度

方法如上。L=35mm,K=4

3

27;zxlO=37Mpa<rj

可見連接的強度足夠，故選用

2)C:10X8X70,T="/2=93.95N

校核鍵連接的強度

方法如上。L=65mm,K=4

=2.x1()3=[7.3MPa<「]

Pkid