電動卷揚機傳動裝置設計

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1、 機械設計課程設計 電動卷揚機傳動裝置設計 年 級: 2009級 學 號: 姓 名: 專 業(yè): 工程機械 指導老師: 二零一二年五月 西南交通大學峨眉校區(qū)機械工程系 機械綜合設計課程設計任務書 學生姓名： 學號： 一、設計題目 電動卷揚機傳動裝置設計 二、工作原理 電動機產生動力，通過由多個齒輪和其他零部件組裝成的傳動裝置傳遞動力給繩索，從而實現其功能。 三、原始數

2、據 （1）設計參數：間歇工作，每班工作時間不超過15%，每次工作時間不超過10分鐘，滿載啟動，工作中有中等振動，兩班制工作，鋼索速度允許誤差±5% ，鋼索拉力12KN，鋼索速度15m/s,滾筒直徑220mm ⑵使用期限：10年 ⑶生產批量：小批量 ⑷生產條件：鑄造，精加工 ⑸動力來源：電力 ⑹工作轉速允許誤差：±5%； 四、設計任務 總體結構設計：以傳動系統(tǒng)為核心進行布局規(guī)劃，根據零部件強度、剛度確定形狀和尺寸，并對所有零件選擇材料及熱處理方法等，將課程中學習的連接、傳動和支撐等部分知識應用到設計中； 零部件設計：成型產品（如動力源、變速箱、聯軸器）進行選型，標準件進

3、行強度計算依據手冊選擇，非標零件根據強度進行設計； 解決零件在運轉中的固定、潤滑、密封等問題 編寫說明書 設計完成工作量 （一）在考試前完成整個機器的三維設計，所有零件均需準確繪出； 在考試前編寫設計說明書，尤其是設計計算內容和部分部件的選型理由均需寫明 （三）在考試后兩周內完成機器的二維總體裝配圖（0#或1#），要按照裝配圖要求進行，尺寸標注完善，公差配合選擇合理，布局合理 （四）主要零件的二維圖兩張（箱體或軸、齒輪等2#或3#） （五）打印設計計算說明書1份（要求全部設計內容，可以計算機編輯文檔也可以手寫體）。 六、設計說明書包括的主要內容 目錄 設計題目 工作

4、原理 原始數據 設計任務 總體方案設計 結論 建議或意見 心得體會 主要參考文獻 注：說明書第六部分應包含所有零部件結構設計的全過程，各個結構尺寸確定原理及方法。 七、考核方法 考核根據學生平時學習態(tài)度（含出勤率）、設計完成情況（包括圖紙、說明書質量、考試成績）和答辯成績確定。 考試前部分作為平時成績記錄入課程成績，考試后兩周的二維圖及說明書，作為課程設計成績單獨記錄。 摘 要 電動卷揚機顧名思義，是由機械動力驅動卷筒、卷繞繩索來完成牽引工作的裝置?？梢源怪碧嵘?、水平或傾斜拽引重物。電動卷揚機由電動機、聯軸節(jié)、制動器、齒輪箱和卷筒組成，共同安裝在機架

5、上。對于起升高度和裝卸量大工作頻繁的情況，調速性能好，能令空鉤快速下降。對安裝就位或敏感的物料，能用較小速度,通用性高、結構緊湊、體積小、重量輕、起重大、使用轉移方便，被廣泛應用于建筑、水利工程、林業(yè)、礦山、碼頭等的物料升降或平拖，還可作現代化電控自動作業(yè)線的配套設備。Jm系列為齒輪減速機傳動卷揚機。主要用于卷揚、拉卸、推、拖重物。如各種大中型砼、鋼結構及機械設備的安裝和拆卸。適用于建筑安裝公司、礦區(qū)、工廠的土木建筑及安裝工程。 關鍵詞：電動機； 齒輪傳動； 軸及軸承； 聯軸器； 減速箱； 潤滑 目錄 摘 要 4 一．設計題目 6 二．確定電動卷揚機的總體方案

6、 6 三．電動機的選擇 7 3.1 電動機功率計算 7 3.2計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 8 3.3計算各軸轉速、功率及轉矩 9 3.3.1各軸轉速計算： 9 3.3.2各軸功率計算： 9 3.3.3各軸轉矩計算： 10 四．齒輪設計 10 4.1高速級齒輪的設計計算 11 4.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及其齒數 11 4.1.2按齒面接觸疲勞強度設計 11 4.1.3按齒根彎曲疲勞強度校核 13 4.1.4幾何尺寸計算： 15 4.1.5高速級齒輪傳動的幾何尺寸 15 4.1.6齒輪結構設計 16 4.2低速級齒輪傳動設計 17 4.2

7、.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及其齒數 17 4.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 17 4.2.3按齒根彎曲疲勞強度校核 19 4.2.4幾何尺寸計算： 21 4.2.5低速級齒輪傳動的幾何尺寸 22 4.3開式齒輪設計 22 4.3.1選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數 22 4.3.2按齒根彎曲強度設計 23 4.3.3開式齒輪傳動的幾何尺寸 24 五. 軸及軸承的設計計算 25 5.1中間軸的設計計算 25 5.1.1 已知條件 25 5.1.2 選擇軸的材料 26 5.1.3 初算軸徑 26 5.1.4結構設計 26 5.1.5鍵連接 28 5.1.6

8、軸的受力分析 28 5.1.7校核軸的強度 30 5.1.8校核鍵連接的強度 31 5.1.9校核軸承壽命 31 5.2高速軸的設計計算 31 5.2.1 已知條件 31 5.2.2 選擇軸的材料 32 5.2.3 初算軸徑和選擇聯軸器 32 5.2.4結構設計 32 5.2.5鍵連接 34 5.2.6軸的受力分析 35 5.2.7校核軸的強度 36 5.2.8校核鍵連接的強度 37 5.2.9校核軸承壽命 37 5.3低速軸的設計計算 38 5.3.1 已知條件 38 5.3.2 選擇軸的材料 38 5.3.3 初算軸徑 38 5.3.4結構設計 38

9、5.3.5鍵連接 41 5.3.6軸的受力分析 41 5.3.7校核軸的強度 42 5.3.8校核鍵連接的強度 43 5.3.9校核軸承壽命 43 5.4開式齒輪高速軸的設計計算 44 5.4.1 已知條件 44 5.4.2 選擇軸的材料 44 5.4.3 初算軸徑 44 5.4.4結構設計 44 5.4.5鍵連接 46 5.4.6軸的受力分析 46 5.4.7校核軸的強度 48 5.4.8校核鍵連接的強度 48 5.4.9校核軸承壽命 49 5.5開式齒輪低速軸的設計計算 49 5.5.1 已知條件 49 5.5.2 選擇軸的材料 49 5.5.3 初算軸

10、徑 50 5.5.4結構設計 50 5.5.5鍵連接 51 5.5.6軸的受力分析 51 5.5.7校核軸的強度 53 5.5.8校核鍵連接的強度 54 5.5.9校核軸承壽命 54 六．潤滑油及其潤滑方式選擇 54 七．箱體設計 55 一．設計題目 設計電動卷揚機的傳動裝置，設計要求：間歇工作，每班工作時間不超過15％（如每班時間為8小時，則卷揚機每班總的工作時間不超過1.2小時），每次工作時間不超過10min，滿載起動，工作中有中等振動，兩班制工作，鋼?速度允許誤差±5％。小批量生產，設計壽命10年。 鋼繩拉力F(KN) 鋼繩速度V(m/min) 滾筒直

11、徑D(mm) 15 12 200 圖1.1 二．確定電動卷揚機的總體方案 電動機→傳動系統(tǒng)→執(zhí)行機構，有三種方案可作參考： 圖2.1 蝸輪蝸桿減速器 圖2.2 二級圓柱圓錐減速器 圖2.3 圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳動 比較上述方案，圖2.1蝸輪蝸桿減速器方案，雖然可以實現較大的傳動比，但是蝸桿傳動的嚙合處有相對滑動，傳動不平穩(wěn)，并且容易產生嚴重的摩擦和磨損，因此蝸桿傳動效率低，所以不選用此種方案。圖2.2二級圓柱圓錐減速器，此方案布局比較小，但是圓錐齒輪加工較困難，成本高昂，不經濟，所以一般不采用。圖2.3圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳動，此方案結構簡單，

12、且傳動平穩(wěn)，經濟性好，滿足要求。 因此采用二級圓柱齒輪減速器： 圖2-4 最終確定方案 三．電動機的選擇 3.1 電動機功率計算 電動機輸出滾筒所需要功率：=FV=15*12/60=3.0 (KW) （3-1） 傳動效率計算： 查資料【1】表2-1 機械傳動效率概略值 可得以下數據： —彈性聯軸器傳動效率取0.99 —閉式齒輪，選用8級精度（油潤滑），傳動效率取0.97 —滾動軸承，采用球軸承，傳動效率取0.99 —開式齒輪，選用8級精度，傳動效率取0.95 —滾筒傳動效率取0.94 電機所需要的功率：==3.0/0.78=3.85 (KW

13、) 查資料【1】，可供選擇電機： 電動機型號 額定功率/kw 滿載轉速/(r/min) 啟動轉矩/額定轉矩 價格 Y112M-2 4 2890 2.2 525～800 Y112M-4 4 1440 2.2 468～777 Y132M1-6 4 960 2.0 750～802 Y160M1-8 4 720 2.0 1200～1345 表3-1 3.2計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 設卷揚機滾筒的工作轉速為， 從表3-1可以看出，選Y112M-4型號電動機比較合適，所以P=4.0KW,n=1440(r/min) 總傳動比

14、選定方案中齒輪全為直齒圓柱齒輪，查資料【1】表2-2：圓柱齒輪傳動比范圍3～7， 平均分配各級齒輪傳動比: ，但根據經驗，雙級減速器的齒輪傳動比最好不要超過4，以免齒數比太大導致齒輪受破壞程度相差太大，所以此方案不用。 再選擇Y132M1-6電機，，平均分配各級齒輪傳動比: ，滿足要求，因此，選用Y132M1-6電機電動機。 3.3計算各軸轉速、功率及轉矩 軸IV 軸V 軸II 軸I 軸III 圖3-1 3.3.1各軸轉速計算： 所以

15、滾筒實際轉速為19.1r/min，誤差為零，傳動分配合適。 3.3.2各軸功率計算： 電動機按額定功率計算， 3.3.3各軸轉矩計算： 綜上所述， 軸 轉速n/(r/min) 功率P/kw 轉矩T/(N﹒m) I 960 3.92 40.00 II 260.16 3.76 138.02 III 70.5 3.61 489.01 IV 70.5 3.54 479.53 V 19.1 3.33 1665.00 表3-2 四．齒輪設計 4.1高速級齒輪的設計計算 4.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及其齒

16、數 1）按選擇的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪。 2）卷揚機為一般工作機器，速度不高，V=12m/min,故選用7級精度（GB10095-88）。 3）材料選擇，由資料[2]表10—1選擇小齒輪材料為40Cr(調質），硬度為280HBS，大齒輪選用45鋼（調質），硬度為240HBS，二者差為40HBS。 4）選小齒輪的齒數為，則大齒輪的齒數，取, 取壓力角。由于減速器齒輪傳動為閉式傳動，可以采用齒面接觸疲勞強度設計，按彎曲疲勞強度校核。 4.1.2按齒面接觸疲勞強度設計 按資料【2】（10-9a）設計計算公式計算: 1.確定公式的各計算值 （1）試選載荷系數=1.3 （2）

17、齒輪傳遞的轉矩 （3）由資料【2】表10-7選取齒寬系數=1.0。 （4）由資料【2】表10-6查得材料的彈性影響系數。 （5）從資料【2】圖10—21（d)查得，小齒輪疲勞極限為： 大齒輪疲勞極限為：。 （6）由資料【2】式10-13計算應力循環(huán)次數 （7）查資料【2】圖10—19得接觸疲勞壽命系數為： （8）由資料【2】式10-12計算接觸疲勞許用應力：取安全系數， 2.計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值： (2）計算圓周速度v （3）計算齒寬b （4）計算齒寬與齒高之比。 模數： 齒高：

18、 （5）計算載荷系數 根據v=2.31m/s，7級精度，查資料【2】圖10-8得動載荷系數為，因為是直齒輪，查資料【2】表10—3查得 由資料【2】表10—2查得使用系數為= 1.50（中等沖擊），由資料【2】表10-4用插值法得7級精度、小齒輪相對支撐，非對稱布置時：=1.418 由 ，=1.418，查資料【2】圖10-13得=1.38，故載荷系數為 （6）按設計的實際載荷系數校正所算的的分度圓直徑 由資料【2】式10-10a得： (7) 計算模數m 4.1.3按齒根彎曲

19、疲勞強度校核 由式（10-5）得彎曲強度的設計公式： 1.確定公式內的各參數值： (1)由資料【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限為： ， 大齒輪的的彎曲疲勞極限為： (2)由資料【2】圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 ， (3)計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數，由資料【2】式（10-12）得： （4）計算安全載荷系數： （5）計算齒形系數：查資料【2】表10-5得 用插值法計算：， （6）計算齒形校正系數： 查資料【2】表10-5得： 用插值法計算：， （7）計算大小齒輪的 , 比較得，大齒

20、輪的數值大。 2.設計計算： 將中較大值代入公式得： 對比計算結果，由于按齒面接觸疲勞強度計算的模數（m=2.48 mm）大于由齒根彎曲強度計算的模數（m=1.81)。因為齒輪模數的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載力，僅與齒輪直徑有關，故可取彎曲強度設計計算所得的模數，并將模數圓整為標準值m=2。按接觸強度得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數： 大齒輪齒數： 4.1.4幾何尺寸計算： (1)計算分度圓直徑： (2)計算中心距： (3)計算齒輪寬度： 取 4.1.

21、5高速級齒輪傳動的幾何尺寸 如下表所示： 名稱 計算公式 數值（單位：mm) 模 數 2 壓 力 角 分 度 圓 直 徑 60 222 齒 頂 圓 直 徑 64 226 齒 根 圓 直 徑 55 217 中 心 距 141 齒 寬 60 55 由于小齒輪（齒輪1）直徑較小，故采用齒輪軸設計，大齒輪（齒輪2）采用腹板齒輪設計。 4.2低速級齒輪傳動設計 4.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及其齒數 低速級傳動齒輪類型、精度等級、材料與高速級齒輪1、2相同，小齒輪材料為40Cr(調質）

22、，硬度為280HBS，大齒輪選用45鋼（調質），硬度為240HBS，二者差為40HBS。 選小齒輪的齒數為: =24，則大齒輪的齒數，取=89, 4.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 按資料【2】（10-9a）設計計算公式計算: 1.確定公式的各計算值 （1）試選載荷系數=1.3 （2）齒輪傳遞的轉矩 （3）由資料【2】表10-7選取齒寬系數=1.0。 （4）由資料【2】表10-6查得材料的彈性影響系數。 （5）從資料【2】圖10—21（d)查得，小齒輪疲勞極限為： 大齒輪疲勞極限為：。 （6）由資料【2】式10-13計算應力循環(huán)次數 （

23、7）查資料【2】圖10—19得接觸疲勞壽命系數為： =0.93；=0.97。 （8）由資料【2】式10-12計算接觸疲勞許用應力： 2.計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值： (2）計算圓周速度 （3）計算齒寬b （4）計算齒寬與齒高之比。 模數： 齒高： （5）計算載荷系數 根據v=0.94m/s，7級精度，查資料【2】圖10-8得動載荷系數為=1.04，因為是直齒輪，查資料【2】表10—3查得 由資料【2】表10—2查得使用系數為= 1.50（中等沖擊），由資料【2】表10-4用插值法得7級精度、小齒輪相對支撐，非對稱布置時：=1

24、.423 由 ，=1.423，查資料【2】圖10-13得=1.35，故載荷系數為 （6）按設計的實際載荷系數校正所算的的分度圓直徑 由資料【2】式10-10a得： (7) 計算模數m 4.2.3按齒根彎曲疲勞強度校核 由式（10-5）得彎曲強度的設計公式： 1.確定公式內的各參數值： (1)由資料【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限為： ， 大齒輪的的彎曲疲勞極限為： (2)由資料【2】圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 = 0.93，= 0.97

25、 (3)計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數，由資料【2】式（10-12）得： （4）計算安全載荷系數： （5）計算齒形系數：查資料【2】表10-5得 ， （6）計算齒形校正系數： 查資料【2】表10-5得： ， （7）計算大小齒輪的 比較得，大齒輪的數值大。 2.設計計算： 將中較大值代入公式得： 解得： 對比計算結果，由于按齒面接觸疲勞強度計算的模數（m=3.63 mm）大于由齒根彎曲強度計算的模數（m=2.62)。因為齒輪模數的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承

26、載力，僅與齒輪直徑有關，故可取彎曲強度設計計算所得的模數，并將模數圓整為標準值m=3。按接觸強度得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數：，大齒輪齒數： 4.2.4幾何尺寸計算： (1)計算分度圓直徑： (2)計算中心距： (3)計算齒輪寬度： 取 4.2.5低速級齒輪傳動的幾何尺寸 如下表所示： 名稱 計算公式 數值（單位：mm) 模 數 3 壓 力 角 分 度 圓 直 徑 69 255 齒 頂 圓 直 徑 75 261 齒 根 圓 直 徑 61.5 247

27、.5 中 心 距 162 齒 寬 69 64 4.3開式齒輪設計 4.3.1選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數 1）按傳動設計的方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）卷揚機為一般工作機，速度不高，所以選用7級精度（GB/T10095—58） 3）材料選擇。由【2】表10-1選擇小齒輪的材料為40Cr，并經調質及表面淬火；大齒輪用45鋼：硬度40～50HRC。 4）選擇齒數。由于的開式傳動，為使齒輪不至于過小，選小齒輪齒數，大齒輪齒數，取，由于是開式傳動，故選用齒根彎曲疲勞強度設計即可。 4.3.2按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式進行計算

28、 1.確定公式的各計算值 （1）由資料【2】圖10-20e查得齒輪的彎曲疲勞強度極限： （2）由資料【2】式10-13計算應力循環(huán)次數 （3）由資料【2】圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 （4）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞系數S=1.4，由式（10-12）得 （5）載荷系數：K =1.8 （6）計算齒形系數：查資料【2】表10-5得 （7）計算齒形校正系數： 查資料【2】表10-5得： （8）計算大小齒輪的 比較得，小齒輪的數值大。 （8）由資料【2】表10-7選取齒寬系數：

29、=1.0 2.設計計算 解得： 由于是開式傳動，計算模數將加大10%得： ,就近圓整得m=4 3.尺寸計算 （1）計算分度圓直徑： （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度： 取 4、工作機速度驗算：，故設計合理。 4.3.3開式齒輪傳動的幾何尺寸 如下表所示： 名稱 計算公式 數值（單位：mm) 模 數 4 壓 力 角 分 度 圓 直 徑 80 296 齒 頂 圓 直 徑 88 304 齒 根 圓 直 徑 70 286 中 心 距 188 齒 寬 80

30、 75 五. 軸、軸承及聯軸器的設計計算 5.1中間軸的設計計算 軸的設計計算與軸上齒輪輪轂孔內徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算、與軸連接的半聯軸器的選擇同步進行。因箱體內壁寬度主要由中間軸的結構尺寸確定，故先對中間軸進行設計，然后對干高速軸和低速軸進行設計。 5.1.1 已知條件 中間軸傳遞功率，轉速=260.16 r/min，齒輪分度圓直徑=222 mm，=69 mm，齒輪寬度=55 mm，=69 mm 5.1.2 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調質處理 5.1.3 初算軸徑 查資料【1】表9-8得C=

31、106135，考慮軸端不承受轉矩，只承受少量的彎矩，故取較小值C=110，則 5.1.4結構設計 軸的結構構想圖如下圖所示： + 圖5-1中間軸構想圖 （1）軸承部件的設計 軸不長，故軸承采用兩端固定式。然后，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設計 （2）軸承的選擇與軸段和軸段的設計 該軸段上安裝軸承，其設計與軸承的選擇同步進行。考慮無軸向力的存在，選用深溝球軸承。軸段和軸段上安裝軸承，其直徑既應便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列。查資料【3】表13-11取軸承為6308，與軸承配合的軸徑d1=40mm,外徑D=90mm，寬度B=23mm，定位軸肩直徑da=49mm，外

32、徑定位直徑Da=81mm，對軸的力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3==11.5mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，所以d5=40mm （3）軸段和的設計 軸段上安裝齒輪3，軸段安裝齒輪2，為了便于安裝齒輪， d2和d4應分別大于d1 和d5，可初定d2=d4=42mm，齒輪2上輪轂寬度范圍為（1.21.5）d2=50.463mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度=55 mm相等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度=69 mm，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒斷面能夠頂到齒輪端面，軸段和的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故取L

33、2=67mm，L4=53mm （4）軸段 該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1）d2=2.944.2mm，取其高度為h=4mm，故d3=50mm, 齒輪3端面與箱體內壁距離與高速軸齒輪右端面內壁距離均取為=10mm，齒輪2和齒輪3距離初定為=10mm，則箱體內壁之間的距離：=156.5mm，取=10.5mm，則=157mm。齒輪2的右端面與箱體內壁的距離=12.5mm，則軸段的長度為L3==10.5mm （5）軸段和軸段的長度 該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內潤滑油濺入軸承座，軸承內端面距箱體內壁的距離

34、取=12mm，中間軸上兩個齒輪的固定由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為： L1==23+12+10+3=48mm 軸段的長度： L5==23+12+12.5+2=49.5mm （6）軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=14.7mm則可得軸的支點及受力點之間的距離為： = L1+- a3-3mm=48+69/2-11.5-3=68mm = L3+=10.5+(55+69)/2=72.5mm = L5+- a3-2mm=42.5+55/2-11.5-2=63.5mm 5.1.5鍵連接 齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，由資料【3】表11-1查得

35、鍵的型號分別為1264 GB/T 1096—1990和1250 GB/T 1096—1990 5.1.6軸的受力分析 （1）齒輪2的受力分析： =1243.4N =452.56N 齒輪3的受力分析： =4000.6 N =1456.1 N （2）畫軸的受力簡圖 受力簡圖如下所示： 圖5-2 軸受力以及彎矩圖 （3）計算支承反力 在水平面：=-866.3N =-137.24N 式中負號表示與圖中所畫力的方向相反。 在垂直面上：=3102.1 N =2141.9N 軸承1的總支反力：=3220.8 N 軸承2的總支反力：=2146.3 N （4

36、）畫彎矩圖 如圖5-2 在水平面上，a-a截面處：=-50.07 b-b截面處：=-7.314 在垂直面上，a-a截面處： =179.30 b-b截面處：=114.16 合成彎矩，a-a截面處： =186.16 b-b截面處：=114.39 （5）畫轉矩圖 如圖5-2 5.1.7校核軸的強度 由以上計算可得出a-a截面處有最大彎矩，因此a-a截面為危險截面，計算該截面的抗彎截面系數： =8782.0 抗扭截面系數： =18974.8 a截面處彎曲應力: =21.2 扭剪應力： =7.27 按彎扭合成強度進行校核計

37、算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數，則當量應力為: =22.9 由資料【1】表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應力[]=60，< []，強度滿足要求。 5.1.8校核鍵連接的強度 齒輪2處鍵連接的擠壓應力： =36.25 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查得，<，強度足夠。齒輪3的鍵長于齒輪2的鍵，故其強度也足夠。 5.1.9校核軸承壽命 1）軸承已初步定為6308，基本額定負荷 2）計算當量動載荷，根據式資料【2】（13-9a）： =3220.8 N =2146.3 N 查資料【2】表1

38、3-6，得，取，選兩者中較大者，故： ③校核此軸承的壽命： = 38585h 軸承滿足工作需求。 工作年限==53.6年，故軸承壽命滿足要求。 5.2高速軸的設計計算 5.2.1 已知條件 高速軸傳遞功率，轉速，小齒輪分度圓直徑=60mm，齒輪寬度=60 mm。 5.2.2 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調質處理 5.2.3 初算軸徑和選擇聯軸器 查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端不承受轉矩，只承受少量的彎矩，故取較小值C=110，則 考慮該軸徑取得太小，軸承的壽命可能不能滿足要求，取d1=

39、30mm。由資料【1】表8-38查得GB/T 5014-2003中LX2型聯軸器符合要求：公稱轉矩為560 許用轉速6300r/min，軸孔范圍為2035mm，滿足要求，軸孔長度為60mm，J型軸孔，聯軸器主動端代號為LX2 3060 GB/T 5014-2003，故軸段的長度略小于軸孔長度，取L1=58mm。 5.2.4結構設計 軸的結構構想圖如下圖所示： 圖5-3高速軸構想圖 (1)劃分軸段 軸伸出段d1，端蓋以及密封圈處軸段d2，軸承安裝軸段d3、d7，軸頸段d4、d6，齒輪軸段d5。 (2)密封圈和軸段 查資料【3】表15-11得，選用直徑為35mm的油封氈圈，因此確

40、定d2=35mm。 查資料【3】表13-11，選擇深溝球軸承6308，與軸承配合的軸徑d3=40mm,外徑D=90mm，寬度B=23mm，定位軸肩直徑da=49mm，外徑定位直徑Da=81mm，對軸的力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=11.5mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，所以d7=40mm，軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內潤滑油濺入軸承座，為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內壁的端面距箱體內壁距離取=12mm，擋油環(huán)的擋油凸緣內側面凸出箱體內壁1 2mm，擋油環(huán)軸孔寬度定為=15mm,則L3=L7= =38mm。 (3)齒輪和軸段 由于該軸直徑與齒輪分度圓

41、直徑相差不大，故設計成齒輪軸，齒輪軸段直徑與齒輪1直徑尺寸相同，為d5==60mm，da5==64mm，df5==55mm。軸段長度L5==60 mm。 (4)軸段和軸段的設計 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則d4= d6=50mm，齒輪右端面距箱體內壁距離為，則軸段的長度L6==7mm，軸段的長度L4==84mm。 (5)軸段的長度 該軸段的長度與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋有關。軸承座的寬度L=，由資料【1】表4-1得，下箱座壁厚=0.025+3mm=0.025162+3=7.05<8mm，（為低速級齒輪傳動的中心距），取=8mm，=141+

42、162=303mm<400mm,去軸承旁連接螺栓為M16，則部分面凸緣尺寸（扳手空間），=24mm,=20mm，箱體軸承座寬度L=5760mm，取L=58mm，可取箱體凸緣連接螺栓為M12，地腳螺栓為=M20，則有軸承端蓋連接螺釘為0.4=8mm，由資料【1】表8-30得軸承端蓋凸緣厚度為=10mm，取端蓋與軸承座之間的調整墊片厚度為=2mm，端蓋連接螺栓由資料【1】表8-29得，采用螺栓GB/T 5781 M825，其安裝圓周大于聯軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆裝空間相干涉，故聯軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為=10mm，則L2=L+++=45mm。 (5)軸上力作用點的間距 軸

43、承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3==11.5mm，則可得軸的支點及受力點間的距離： L2+ a3=29+45+11.5=85.5mm = L3+ L4+L5/2- a3=140.5mm = L5/2+ L6+ L7- a3=63.5mm 5.2.5鍵連接 聯軸器與軸段采用A型普通平鍵連接，由資料【1】表8-31查得其型號為856 GB/T 1096-1990 5.2.6軸的受力分析 （1）齒輪1的受力分析： =1333.3N =485.3N （2） 畫出軸的受力簡圖 圖5-4 （3）計算支反力 在水平面：=-151.43N =-333.87

44、N 式中負號表示與圖中所畫力的方向相反。 在垂直面上：=416.04 N =917.26 N 軸承1的總支反力：=442.7 N 軸承2的總支反力：=976.13 N （4）畫彎矩圖 在水平面上，a-a截面處：=-21.2 在垂直面上，a-a截面處： =-58.25 合成彎矩，a-a截面處： =61.99 如圖5-4 （5）畫轉矩圖 ，如圖5-4 5.2.7校核軸的強度 a-a截面上彎矩最大，且作用有轉矩，故a-a截面為危險截面，計算該截面的抗彎截面系數： =21205.8 抗扭截面系數： =42411.6 a截面處彎曲應力: =2.

45、92 扭剪應力： =0.94 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數，則當量應力為: =3.13 由資料【1】表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應力[]=60，< []，強度滿足要求。 5.2.8校核鍵連接的強度 聯軸器處鍵連接的擠壓應力： =10.88 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查得，<，故其強度足夠。 5.2.9校核軸承壽命 1）軸承已初步定為6308，基本額定負荷 2）計算當量動載荷，根據式資料【2】（13-9a）： =442.7 N =976.13 N

46、 查資料【2】表13-6，得，取，選兩者中較大者，故： ③校核此軸承的壽命： = 3.76h 軸承滿足工作需求。 工作年限==522年，故軸承壽命滿足要求。 5.3低速軸的設計計算 5.3.1 已知條件 低速軸傳遞功率，轉速，齒輪分度圓直徑=255mm，齒輪寬度=64 mm。 5.3.2 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調質處理 5.3.3 初算軸徑 查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端承受轉矩，不承受彎矩，故取較小值C=110，則 軸與聯軸器相連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%5%，軸端最細處

47、直徑為d141.7242.90mm 5.3.4結構設計 軸的結構構想圖如下圖所示： 圖5-5低速軸構想圖 (1)軸承部件的設計 軸不長，故軸承采用兩端固定式。然后，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設計 (2)聯軸器及軸段 軸段上安裝聯軸器，此段設計應與聯軸器的選擇同步進行，為補償聯軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯軸器，查資料【1】表8-37，取=3，則計算轉矩：=3489.01=1467.03，由資料【1】表8-38查得GB/T 5014-2003中LX4型聯軸器符合要求：公稱轉矩為2500，許用轉速3870r/min，軸孔范圍為4063m

48、m，軸孔長度為84mm，J型軸孔，A型鍵，聯軸器主動端代號為LX4 4284 GB/T 5014-2003，d1=42mm,故軸段的長度略小于軸孔長度，取L1=82mm。 （3）密封圈和軸段 聯軸器采用軸肩定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1）d1=2.944.2mm，則軸段軸徑d2=47.8850.4mm,最終由密封圈確定。查資料【3】表15-11得，選用直徑為50mm的油封氈圈，因此確定d2=50mm。 （4）軸承與軸段和軸段的設計 軸段和軸段上安裝軸承，其直徑既要便于安裝，又要符合軸承內徑系列，查資料【3】表13-11，選擇深溝球軸承6211，與軸承配合的軸徑d3=55mm,

49、外徑D=100mm，寬度B=21mm，定位軸肩直徑da=64mm，外徑定位直徑Da=91mm，對軸的力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3==10.5mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，所以d6=55mm，軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內潤滑油濺入軸承座，為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內壁的端面距箱體內壁距離取=12mm，擋油環(huán)的擋油凸緣內側面凸出箱體內壁1 2mm，擋油環(huán)軸孔寬度定為=15mm,則L3 ==36mm。 (5)齒輪和軸段 該段上安裝齒輪4，為便于齒輪的安裝，d5應略大于d6，可初定d5=57mm，齒輪4上輪轂寬度范圍為（1.21.5）d5=68.4

50、85.5mm，而齒輪寬度為=64 mm取其輪轂寬度為70mm，右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，軸段的長度應比輪轂略短，故取L5=68mm。 (6)軸段 該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩高度為（0.070.1）d5=3.995.7mm，取h=5mm，則d4=67mm，齒輪左端面距箱體內壁距離為=12.5mm，則軸段的長度為L4==77.5mm。 (7)軸段和軸段的長度 該軸段的長度與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋有關。軸承端蓋連接采用螺栓GB/T 5781 M825，其安裝圓周大于聯軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆裝空間相干涉，故聯軸器輪轂端

51、面與端蓋外端面的距離為=10mm，則L2=L+++=47mm。 軸段的長度L6==47.5mm (8)軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3==10.5mm，則可得軸的支點及受力點間的距離： L5- a3=47.5+68-32-10.5=73mm = L3+ L4+- a3=135mm = L1/2+ L2+ +a3=98.5mm 5.3.5鍵連接 聯軸器與軸段及齒輪4與軸段間均采用A型普通平鍵連接，由資料【1】表8-31查得其型號分別為1280 GB/T 1096-1990，1666 GB/T 1096-1990 5.3.6軸的受力分析

52、 （1）齒輪4的受力分析： =3835.4N =1396.0N （2） 畫出軸的受力簡圖 圖5-6 （3）計算支反力 在水平面：=906.1N =489.9 N 在垂直面上：=2489.3 N =1346.1N 軸承1的總支反力：=2649.1 N 軸承2的總支反力：=1432.5 N （4）畫彎矩圖 如圖5-6 在水平面上，a-a截面處：=66.15 在垂直面上，a-a截面處： =-181.72 合成彎矩，a-a截面處： =193.39 （5）畫轉矩圖 ，如圖5-6 5.3.7校核軸的強度 a-a截面上彎矩最大，且作用有轉矩，故

53、a-a截面為危險截面，計算該截面的抗彎截面系數： =18181.3 抗扭截面系數： =36362.6 a截面處彎曲應力: =10.64 扭剪應力： =13.45 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數，則當量應力為: =19.33 由資料【1】表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應力[]=60，< []，強度滿足要求。 5.3.8校核鍵連接的強度 聯軸器處鍵連接的擠壓應力： =80.85 齒輪4處鍵連接的擠壓應力： =61.28 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查

54、得，<，故其強度足夠。 5.3.9校核軸承壽命 （1）軸承已初步定為6211，基本額定負荷=43.2 KN （2）計算當量動載荷，根據式資料【2】（13-9a）： =2649.1 N =1432.5 N 查資料【2】表13-6，得，取，選兩者中較大者，故： （3）校核此軸承的壽命： = 3.03h 軸承滿足工作需求。 工作年限==421年，故軸承壽命滿足要求。 5.4開式齒輪高速軸的設計計算 該軸的設計與減速器的低速軸的設計相類似。 5.4.1 已知條件 開式齒輪高速軸傳遞功率，轉速，小齒輪分度圓直徑=80mm，齒輪寬度=80 mm。 5.

55、4.2 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調質處理 5.4.3 初算軸徑 查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端承受轉矩，不承受彎矩，故取較小值C=110，則 軸與聯軸器相連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%5%，軸端最細處直徑為d141.8042.60mm 由于該軸的軸端與減速器的低速軸通過聯軸器相連接，因此此軸的最小直徑d1=42mm。 5.4.4結構設計 軸的結構構想圖如下圖所示： 圖5-7 開式齒輪高速軸構想圖 (1)軸承部件的設計 軸不長，故軸承采用兩端固定式。然后，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設計

56、 (2)聯軸器及軸段 軸段上安裝聯軸器，此段設計應與聯軸器的選擇同步進行，為補償聯軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯軸器，查資料【1】表8-37，取=3，則計算轉矩：=3=1438.59，由資料【1】表8-38查得GB/T 5014-2003中LX4型聯軸器符合要求：公稱轉矩為2500，許用轉速3870r/min，軸孔范圍為4063mm，軸孔長度為84mm，J型軸孔，A型鍵，聯軸器主動端代號為LX4 4284 GB/T 5014-2003，d1=42mm,故軸段的長度略小于軸孔長度，取L1=82mm。 （3）軸段 聯軸器采用軸肩定位，其軸肩高度范圍為（0.070.

57、1）d1=2.944.2mm，則軸段軸徑d2=47.8850.4mm,取d2=50mm。 （4）軸承與軸段和軸段的設計 軸段和軸段上安裝軸承，其直徑既要便于安裝，又要符合軸承內徑系列，查資料【3】表13-11，選擇深溝球軸承6211，與軸承配合的軸徑d3=55mm,外徑D=100mm，寬度B=21mm，定位軸肩直徑da=64mm，外徑定位直徑Da=91mm，對軸的力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3==10.5mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，所以d7=55mm, 軸承采用脂潤滑。 (5)齒輪5和軸段 由于該軸直徑與齒輪分度圓直徑相差不大，故設計成齒輪軸，齒輪軸段直徑與齒輪5直

58、徑尺寸相同，為d5==80mm，da5==88mm，df5==70mm。軸段長度L5==80 mm。 (6)軸段、、 軸段處安裝軸承的端蓋，取L2=20mm，軸段和軸段直徑d4=d6=55mm,L3= 10mm,L4=10mm。 (7)軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3==10.5mm，則可得軸的支點及受力點間的距離： = L1/2+ L2+=71.5mm L3+ a3=60.5mm = L4++a3=60.5mm 5.4.5鍵連接 聯軸器與軸段采用A型普通平鍵連接，由資料【1】表8-31查得其型號分別為1280 G

59、B/T 1096-1990。 5.4.6軸的受力分析 （1）齒輪5的受力分析： =11988.25N =4363.37N （2） 畫出軸的受力簡圖 圖5-8 （3）計算支反力 在水平面：=2181.69N =2181.68 N 在垂直面上：=5994.13 N =5994.12N 軸承1的總支反力：=6378.82 N 軸承2的總支反力：=6378.80 N （4）畫彎矩圖 如圖5-8 在水平面上，a-a截面處：=131.99 在垂直面上，a-a截面處： =-362.64 合成彎矩，a-a截面處： =385.91 （5）畫轉矩圖 ，

60、如圖5-8 5.4.7校核軸的強度 a-a截面上彎矩最大，且作用有轉矩，故a-a截面為危險截面，計算該截面的抗彎截面系數： =50265.5 抗扭截面系數： =100531.0 a截面處彎曲應力: =7.68 扭剪應力： =4.77 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數，則當量應力為: =9.58 由資料【1】表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應力[]=60，< []，強度滿足要求。 5.4.8校核鍵連接的強度 聯軸器處鍵連接的擠壓應力： =83.95 取鍵、軸及齒輪的材料都為

61、鋼，由資料【1】表8-33查得，<，故其強度足夠。 5.4.9校核軸承壽命 （1）軸承已初步定為6211，基本額定負荷=43.2 KN （2）計算當量動載荷，根據式資料【2】（13-9a）： =6378.82 N =6378.80 N 查資料【3】表13-6，得，取，選兩者中較大者，故： （3）校核此軸承的壽命： = 21757.9h 軸承滿足工作需求。 工作年限==30.2年，故軸承壽命滿足要求。 5.5開式齒輪低速軸的設計計算 5.5.1 已知條件 開式齒輪低速軸傳遞功率，轉速，齒輪分度圓直徑=296mm，齒輪寬度=75 mm。 5.5.

62、2 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，查資料【1】表8-26選常用材料45鋼，調質處理 5.5.3 初算軸徑 查資料【1】表9-8得C=106135，考慮軸端只承受彎矩，故取較小值C=110，則。 5.5.4結構設計 軸的結構構想圖如下圖所示： 圖5-9開式齒輪低速軸構想圖 (1)軸承部件的設計 軸承采用兩端固定式。然后，按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設計 （2）軸承與軸段和軸段的設計 軸段和軸段上安裝軸承，其直徑既要便于安裝，又要符合軸承內徑系列，查資料【3】表13-11，選擇深溝球軸承6213，與軸承配合的軸徑d1=65mm,外徑D=120mm，寬度B=2

63、3mm，定位軸肩直徑da=74mm，外徑定位直徑Da=111mm，對軸的力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3==11.5mm，故L1=L5=B=23mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，所以d5=65mm，軸承采用脂潤滑. （3）軸段 該軸段直徑略大于d5,取d4=67mm，L4=500mm，該軸段安裝滾筒,滾筒長度取480mm,滾筒左邊采用套筒定位，套筒長度為19mm,右邊靠軸承定位。 (4)齒輪和軸段 該段上安裝齒輪6，為便于齒輪的安裝，d3應略大于d4，可初定d3=70mm，齒輪6上輪轂寬度范圍為（1.21.5）d3=80.4100.5mm，而齒輪寬度為=75 mm，取其輪轂

64、寬度為82mm，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定，軸段的長度應比輪轂略短，故取L3=80mm。 (5)軸段 該軸段為齒輪提供定位，定位軸肩高度為（0.070.1）d3=4.97.0mm，取h=6mm，則d4=82mm，齒輪左端面距軸承內壁距離為L4==10mm。 (6)軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3==11.5mm，則可得軸的支點及受力點間的距離： = L2+ L3/2=61.5mm L3/2+ L4-480+240=300.0mm +240=251.5mm 5.5.5鍵連接 齒輪6與軸段間，滾筒處鍵均采用A型普通平

65、鍵連接，由資料【1】表8-31查得其型號分別為2070 GB/T 1096-1990. 滾筒處鍵連接20440 GB/T 1096-1990. 5.5.6軸的受力分析 （1）齒輪6的受力分析： =11250.0N =4094.7N （2） 畫出軸的受力簡圖 圖5-10 （3）計算支反力 在水平面：=3683.9N =410.8 N 在垂直面上：=-16275.5 N =-9974.5N 軸承1的總支反力：=16687.2N 軸承2的總支反力：=9983.0 N （4）畫彎矩圖 如圖5-10 在水平面上，a-a截面處：=226.56 b-b截面處：=

66、103.31 在垂直面上，a-a截面處： =1000.94 b-b截面處：=-1508.59 合成彎矩，a-a截面處： =1026.26 b-b截面處：=2510.72 （5）畫轉矩圖 ,,，如圖5-10 5.5.7校核軸的強度 b-b截面上彎矩最大，還存在轉矩 , b-b截面為危險截面 計算該截面的抗彎截面系數： =29527.3 抗扭截面系數： =59054.6 b-b截面處彎曲應力: =51.09 扭剪應力： =28.19 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數，則當量應力為: =56.27 由資料【1】表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限，由表8-32用插值法得軸的許用彎曲應力[]=60，< []，強度滿足要求。 5.5.8校核鍵連接的強度 齒輪6處鍵連接的擠壓應力： =65.38 滾筒處鍵連接的擠壓應力為： =19.7 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由資料【1】表8-33查得，<，故其強度足夠。 5.5.9校核軸承壽命 （1）軸承已初步定為6213，基本額定負