機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)起重機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)

1、課程設(shè)計(jì) 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)設(shè)計(jì)題目： 起重機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 系 部： 機(jī)械與電氣工程系 專(zhuān) 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué)生姓名: 學(xué) 號(hào): 起迄日期: 2010年12月14日 2011 年1月3日 指導(dǎo)教師: 教研室主任： 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)要求、工作要求等）：一、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)是本門(mén)課程的一個(gè)重要實(shí)踐性環(huán)節(jié)，是高等學(xué)校工科有關(guān)專(zhuān)業(yè)學(xué)生的一次全面的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)訓(xùn)練。本次設(shè)計(jì)的對(duì)象為普通減速器，具體內(nèi)容是：1、 設(shè)計(jì)方案論述。2、 選擇電動(dòng)機(jī)。3、 減速器外部傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)（含聯(lián)軸器選擇）。4、 減速器設(shè)計(jì)。 設(shè)計(jì)減速器

2、傳動(dòng)零件，并驗(yàn)算是否滿足工作要求； 對(duì)各軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，按彎扭合成強(qiáng)度條件驗(yàn)算各軸的強(qiáng)度； 根據(jù)工作載荷情況，選擇各對(duì)軸承，計(jì)算輸出軸上軸承的壽命； 選擇各鍵，驗(yàn)算輸出軸上鍵連接的強(qiáng)度； 選擇各配合尺寸處的公差與配合； 決定潤(rùn)滑方式，選擇潤(rùn)滑劑；5、 繪制減速器的裝配圖和部分零件工作圖。 減速器裝配圖一張（a0或a1）； 軸及軸上齒輪的零件圖各一張（a3或a4）；6、 編寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（將1-4項(xiàng)整理成文，數(shù)字6000-8000）。二、原始數(shù)據(jù)及已知條件1、提升重量g = 720 kgf；2、重物提升速度 = 0.65 m/s；3、滾動(dòng)槽底直徑 d= 250mm 鋼絲繩直徑d= 11.0 mm；

3、4、滾筒效率 j=0.96；5、工作情況：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；6、使用折舊期10年；7、工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35oc；8、動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流，電壓380/220v；9、檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；10、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)2對(duì)課程設(shè)計(jì)成果的要求包括圖表、實(shí)物等硬件要求：1、說(shuō)明書(shū)要認(rèn)真，準(zhǔn)確，條理清晰；2、按word排版，公式編輯器編輯公式；3、參考文獻(xiàn)要注明出去；4、圖紙按標(biāo)準(zhǔn)作圖，數(shù)據(jù)處理準(zhǔn)確，圖面整潔。3主要參考文獻(xiàn)：1 濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì).第八版.北京:高等教育出版

4、社,20092 楊光，席偉光.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).第二版.北京：高等教育出版社，20093 楊可楨，程光蘊(yùn).機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ).第4版.北京：高等教育出版社，20064 吳宗澤，羅圣國(guó).機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè). 北京：高等教育出版社，20035 張展，姚振甫.實(shí)用機(jī)械傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè).北京：科學(xué)出版社，19994課程設(shè)計(jì)工作進(jìn)度計(jì)劃：序號(hào)起 迄 日 期工 作 內(nèi) 容11214-1215設(shè)計(jì)前準(zhǔn)備工作（明確任務(wù)，查閱查料、手冊(cè)，觀察）21216-1220確定傳動(dòng)方案、選擇電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算31221-1222軸的設(shè)計(jì)計(jì)算41223-1224軸承、鍵、聯(lián)軸器及潤(rùn)滑劑的選擇51225-1228裝配圖設(shè)計(jì)及復(fù)

5、核計(jì)算61229-0101零件工作圖設(shè)計(jì)70102整理設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)、準(zhǔn)備答辯指導(dǎo)教師日期： 2011年 01 月 03 日目錄前言iv 前言 我們組本次接到的課程設(shè)計(jì)題為起重機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)。傳動(dòng)裝置的作用在于傳遞力或者是力矩。機(jī)械傳動(dòng)主要包括帶傳動(dòng)、鏈傳動(dòng)、齒輪傳動(dòng)和蝸桿傳動(dòng)。實(shí)際生產(chǎn)中在原動(dòng)機(jī)與工作機(jī)之間的傳動(dòng)裝置往往不可能只是某一種單一的傳動(dòng)，車(chē)間零件傳動(dòng)設(shè)備亦是如此。同時(shí)通過(guò)設(shè)計(jì)計(jì)算，繪圖及運(yùn)用技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)，規(guī)范，設(shè)計(jì)手冊(cè)等有關(guān)資料，熟練掌握公式編輯器，autocad繪圖，掌握全面的機(jī)械設(shè)計(jì)技能。齒輪傳動(dòng)具有傳動(dòng)比準(zhǔn)確，可用的傳動(dòng)比，圓周速度和傳遞的范圍都很大，以及傳動(dòng)效率，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)

6、緊湊，工作可靠等一系列優(yōu)點(diǎn)，因此，齒輪傳動(dòng)式各機(jī)器中應(yīng)用最廣的機(jī)械傳動(dòng)形式之一，齒輪是機(jī)械工業(yè)中的重要的基礎(chǔ)件。由于齒輪傳動(dòng)在減速器裝置中使用廣泛，以此，人們都十分重視研究這個(gè)基礎(chǔ)部件。無(wú)論在減小體積，減輕重量，提高效率，改善工藝，延長(zhǎng)使用壽命和提高承載能力以及降低成本等等方面，有所改進(jìn)的話，都會(huì)促進(jìn)資源（包括人力，材料和動(dòng)力）的節(jié)省。于是我們研究起重機(jī)的傳動(dòng)部分，通過(guò)給定條件選擇了展開(kāi)式雙極圓柱斜齒齒輪減速器，通過(guò)計(jì)算，設(shè)計(jì)了主要的傳動(dòng)零件，減速器的輸入軸，輸出軸，和中間軸，以及齒輪，從而達(dá)到傳動(dòng)的需要，滿足了設(shè)計(jì)任務(wù)。機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1.設(shè)計(jì)題目：起重機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)1.1 傳動(dòng)布置

7、方案 見(jiàn)圖11 電動(dòng)機(jī) 2 聯(lián)軸器 3 制動(dòng)器 4 減速器 5 聯(lián)軸器 6 卷筒支承7 鋼絲繩 8 吊鉤 9 卷筒 圖1 傳動(dòng)布置方案簡(jiǎn)圖1.2 設(shè)備工作條件：常溫下工作，每日兩班，工作10年，允許重物起升速度誤差小于。車(chē)間有三相交流電源。1.3 原始數(shù)據(jù)，如下表：項(xiàng)目提升重量g(kg)重物提升速度v(m/s)鋼絲繩直徑d（mm）卷筒直徑d(mm)負(fù)荷持續(xù)率（jc%）數(shù)據(jù)7200.6511.0250252. 電動(dòng)機(jī)的選擇2.1 確定電動(dòng)機(jī)的功率(1)提升力：f=gg=(2)提升速度(3)工作機(jī)（卷筒）所需要的功率:(4)傳動(dòng)總效率為式中 彈性聯(lián)軸器效率，取0.99； 圓柱齒輪傳動(dòng)（8級(jí)精度）效

8、率，取0.97； 滾動(dòng)軸承效率，取0.98。(5) 電動(dòng)機(jī)所需功率為：所以，取電動(dòng)機(jī)的功率。2.2確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速2.2.1計(jì)算卷筒的轉(zhuǎn)速（1）卷筒角速度（2）卷筒的轉(zhuǎn)速 取圓柱齒輪傳動(dòng)二級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：根據(jù)電源和工作條件，電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型選取y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇常用的兩種同步轉(zhuǎn)速：1500r/min和1000r/min2.2.2確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)根據(jù)電動(dòng)機(jī)的功率和同步轉(zhuǎn)速，查【2】p207表8-53確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為y160m-4或y160l-6。傳動(dòng)系統(tǒng)的總的傳動(dòng)比為 式中 電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速； 卷筒的轉(zhuǎn)速。根據(jù)電動(dòng)機(jī)的型號(hào)查【2】p208表8-54確定外

9、伸軸徑、外伸軸長(zhǎng)度、中心高等參數(shù)。將計(jì)算數(shù)據(jù)和查表數(shù)據(jù)填入表1中，便于比較。表1 電動(dòng)機(jī)的數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速/(r/min)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動(dòng)比外伸軸徑/mm外伸軸長(zhǎng)度/mm中心高/mm1y132s-45.51500144015.3538801322y132m2-65.5100096010.203880132由表1可知，方案一轉(zhuǎn)速高，電動(dòng)機(jī)價(jià)格低，總傳動(dòng)比雖然大些，但完全可以通過(guò)二級(jí)齒輪傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)，所以選用方案一。3.運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算3.1傳動(dòng)比分配（1）總傳動(dòng)比為（2）分配各級(jí)傳動(dòng)比設(shè)二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器高速機(jī)的傳動(dòng)比為，低速級(jí)傳動(dòng)比為。則；3

10、.2計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速如圖一，對(duì)各軸編號(hào)為a、b、c、d。a軸的轉(zhuǎn)速：b軸的轉(zhuǎn)速：c軸的轉(zhuǎn)速：d軸的轉(zhuǎn)速：3.計(jì)算各軸的輸入功率a軸：b軸：c軸：d軸：4計(jì)算各軸的輸入扭矩a軸： b軸：c軸：d軸：將上述結(jié)果列入表2，以供查用。表2 各軸運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)軸號(hào)轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率p/kw扭矩t/(n.m)a14405.44536.11b324.325.18152.53c95.114.92494.02d95.114.77478.964.齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)4.1.1選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）按圖1的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪。（2）根據(jù)【1】p210表10-8選用8

11、級(jí)精度（gb1009588）。（3）材料選擇。由【1】p191表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。（4）選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，式中,取。（5）選取螺旋角。初選螺旋角。4.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)根據(jù)【1】p218式（10-21）試算，即： 式中，小齒輪的節(jié)圓直徑，mm； k載荷系數(shù)； 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，； 齒寬系數(shù)，mm;端面重合度；齒輪齒數(shù)比； 區(qū)域系數(shù)； 彈性影響系數(shù)，； 許用接觸應(yīng)力。（1）、確定公式中的各計(jì)算數(shù)值：1）試選。2）由表二，小齒輪傳遞的扭矩3）由【1】p205表10

12、-7取。4）由【1】p201表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5）由【1】p209圖10-21（d）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6) 由【1】p206式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：7) 由【1】p207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù);8) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由公式得： 9）根據(jù)【1】p217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。10）根據(jù)【1】p215圖10-26查得，則。（2）、計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得：2） 計(jì)算圓周速度v=2.0m/s3） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)b=1×39.86=39.86mm=1.6

13、1mmh=2.25=2.25×1.61mm=3.62mm4） 計(jì)算縱向重合度 5） 計(jì)算載荷系數(shù)k由【1】p193表10-2查得使用系數(shù)；根據(jù)v=2.0m/s,8級(jí)精度，由【1】p194圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)=1.14；由【1】p196表104查得；由【1】p198圖1013查得 =1.4由【1】p195表103查得 = =1.4。故載荷系數(shù) 6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由【1】p204式（1010a）得=51.82mm7） 計(jì)算模數(shù) =根據(jù)【3】p180表10-1圓柱齒輪標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)系列表，查取模數(shù)。4.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由【1】p216式(1017)（1）確定計(jì)

14、算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)k=2) 根據(jù)縱向重合度，從【1】p217圖1028查得螺旋角影響系數(shù) 0.883) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 4) 查取齒型系數(shù)由【1】p200表105查得=2.592；=2.1665) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由【1】p200表105查得=1.596；=1.8046) 由【1】p208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極=500mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限=380mpa；7) 由【1】p206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.85；=0.88；8) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由【1】p205式（10-12）得：=303.57mpa=238.86mpa9）

15、計(jì)算大、小齒輪的并加以比較=0.01363=0.01636 大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)0.827并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1mm 接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=51.82mm，算出小齒輪齒數(shù)。于是由=50.28取=50，則,取。4.1.4幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=280.33mm將中心距圓整后取281mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=由

16、于值改變不大，故參數(shù)、等不大，不用修正（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑=103.29mm=458.61mm（4）計(jì)算齒輪寬度 b=mm=103.29mm圓整后取=104mm；=109mm。（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。4.2低速?lài)Ш淆X輪的設(shè)計(jì)4.2.1選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)試選小齒輪齒數(shù)；大齒輪齒數(shù)，取。其他參數(shù)和上對(duì)齒輪一樣。4.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式（1021）試算，即 (1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩2) 根據(jù)【1】p215圖10-26查得，則。3) 由【1】p206式1013計(jì)

17、算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：60j60×324.32×1×（2×8×365×10）/由【1】p207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù);計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由公式得： 其他數(shù)據(jù)和上對(duì)齒輪的數(shù)據(jù)一樣。(2)計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得：2）計(jì)算圓周速度v=1.12m/s3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)b=1×66.08mm=66.08mm=2.67h=2.25=2.25×2.67mm=6mmb/h=66.08/6=11.014）計(jì)算縱向重合度5）計(jì)算載荷系數(shù)k由【1】p193表10-2查得使用

18、系數(shù)；根據(jù)v=1.02 m/s,8級(jí)精度，由【1】p194圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)=1.07；由【1】p196表104查得；由【1】p198圖1013查得 =1.38由【1】p195表103查得 = =1.4。故載荷系數(shù) 6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=83.92mm計(jì)算模數(shù) =mm=3.39mm4.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由【1】p216式(1017) （1）確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)k=2)根據(jù)縱向重合度，從【1】p217圖1028查得螺旋角影響系數(shù) 0.883)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 4)查取齒型系數(shù)由【1】p200表105查得=2.592；=2.225)

19、查取應(yīng)力校正系數(shù)由【1】p200表105查得=1.596；=1.7786)由【1】p208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極=500mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限=380mpa；7)由【1】p206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.85；=0.88；8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由【1】p205式（10-12）得：=303.57mpa=238.86mpa9）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較=0.01363=0.01652 大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于

20、彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.42并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm 接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=66.08mm，算出小齒輪齒數(shù) =25.65取=25，則,取。4.2.4幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距將中心距圓整后取143mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角由于值改變不大，故參數(shù)、等不大，不用修正（3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計(jì)算齒輪寬度 圓整后??；。（5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。5. 軸的設(shè)計(jì)5.1 高速軸a的設(shè)計(jì)5.1.

21、1選擇軸的材料因?yàn)檩S的受力大，對(duì)材料的強(qiáng)度和硬度比較高，可選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 5.1.2 求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 =103.29而 f= = f圖 4 圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖4所示。5.1.3初步確定軸的最小直徑根據(jù)【1】p370表15-3，取=112,于是得；輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑(圖5)。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查機(jī)械設(shè)計(jì)p351，表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.5,則：=1.5×36110n·mm

22、=54165n·mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)gb/t58432003，選用gy2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為63000n·mm。半聯(lián)軸器的孔徑mm，故取=18mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度mm。5.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定軸上零件的裝配方案圖5 高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配 1(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸端右端需制出一軸肩，故取段的直徑=22mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上而不壓在軸的斷面上，故段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取mm。2)

23、 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=22mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓錐滾子軸承30305.其尺寸為25mm×62mm×18.25mm，故=25mm；而=18.25mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得30305型軸承的定位軸肩高度h=2.5mm，因此，取=30mm.3) 因?yàn)榇溯S為齒輪軸，所以-的直徑=45mm，已知齒輪輪轂的寬度為109mm.4) 軸承端蓋的總寬度為15mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的間距l(xiāng)=

24、20mm,故取=35mm。5) 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=10mm，齒輪3到此齒輪之間的距離c=15mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承的位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=5mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度t=18.25mm，齒輪3的輪轂長(zhǎng)l=70mm。則mmmm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。(3) 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，選用平鍵為6mm×6mm×32mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4) 確定軸上的的圓角和倒角尺寸參考【1】p265表15-2，取軸端倒角為2×45

25、o，各軸肩處的圓倒角半徑為2mm。5.1.5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖5做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖6。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值，對(duì)于30305型圓錐滾子軸承。由手冊(cè)查a=13mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距mm。(1)求支反力水平面支反力=523.62n=175.58n垂直面支反力=54.14n=53.33n(2)作彎矩圖水平彎矩mh圖，如圖6所示。21992.04 n·mm垂直面彎矩圖，如圖6所示。c點(diǎn)左邊=2273.88n·mmc點(diǎn)右邊=6679.58n·mm(3) 求合成彎矩m，做出合成彎矩圖，如圖6所示。c點(diǎn)左邊22109.28n·

26、;mmc點(diǎn)右邊22984.05n·mm做彎矩圖，如圖6所示.t=36110n·mm(a)fnv2=fa(b)(c)(e)(d)tm21m1mv2mv11fafnh1fnh1mhmhfnh2dl3l2l1fnv1fnh2faatbftfnv2fnv1fnh1wcftfnv2frma=fad/2mv1mtfr圖6 高速軸的載荷分析圖 1從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面。5.1.6按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核該軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，

27、軸的計(jì)算應(yīng)力=3.4mpa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由【1】表15-1查得=60 mpa，因此，故安全。5.2 中間軸b的設(shè)計(jì)5.2.1求作用在齒輪上的力齒輪2250.17n齒輪3nnn圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖4所示5.2.2初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)【1】p370表15-3，取=112,于是得mm=28.06mm5.2.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定軸上零件的裝配方案圖 7 中間軸的結(jié)構(gòu)與裝配(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1) 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=28.

28、06mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓錐滾子軸承30306.其尺寸為30mm×72mm×20.75mm，故=30mm；而=20.75mm。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得30305型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取=50mm. 2) 取安裝齒輪2的軸端=50mm；齒輪的左端與左軸承之間采用軸套定位。已知齒輪輪轂的寬度為104mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=101mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑=42mm，軸環(huán)寬度b>1.4h,取=

29、15m。取安裝齒輪3的軸端=50mm；齒輪的右端與右軸承之間采用軸套定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=67mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑=42mm，軸環(huán)寬度b>1.4h,取=15mm。3) 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=10mm，齒輪3到此齒輪之間的距離c=15mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承的位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=5mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度t=20.75mm，齒輪3的輪轂長(zhǎng)l=70mm。則mmmm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。(3) 軸上零件

30、的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按由手冊(cè)查得齒輪2與軸的鏈接平鍵 =8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為36mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合；按由手冊(cè)查得齒輪3與軸的鏈接平鍵=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合。(4) 確定軸軸上的的圓角和倒角尺寸參考【1】p265表15-2，取軸端倒角為2×45o，各軸肩處的圓倒角半徑為2mm。5.2.4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖7做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖8。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值，

31、對(duì)于30306型圓錐滾子軸承。由手冊(cè)查a=15mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距mmmmmm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖(如圖8)。1)求支反力水平面支反力=4533.85n=10163.90n垂直面支反力=-966.68n2) 作彎矩圖水平彎矩mh圖，如圖6所示。223292.11n·mmn·mm垂直面彎矩圖，如圖8所示。b點(diǎn)左邊=-47606.99n·mmb點(diǎn)右邊=-87054.33n·mmc點(diǎn)右邊=-245411.28n·mmc點(diǎn)左邊=-491391.14n·mm3) 求合成彎矩m，做出合成彎矩圖，如圖6所示。b點(diǎn)

32、左邊228310.6n·mmb點(diǎn)右邊239661.7·mmc點(diǎn)左邊331791.9n·mmc點(diǎn)右邊539744.8n·mm做彎矩圖，如圖8所示.t=16525.9n·mm圖8 中間軸的載荷分布圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面。5.2.5按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核該軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度，根據(jù)1式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力=43.46mpa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由【1】表15-1查得=60 mpa，因此，故安全

33、。5.3 低速軸c的設(shè)計(jì)5.3.1 初算軸徑，聯(lián)軸器的選擇(1) 求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩4.92kw =95.11r/min(2) 求作用在齒輪上的力已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 =221.56而 f= = f 圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖4所示。(3)初步確定軸的最小直徑先估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)軸常用幾種材料的及表，查的=35mp,=112。 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算扭矩為，查工作系數(shù)表，取=2.3因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩,所以查彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器表，根據(jù)，

34、選擇型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，mm，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為2500,半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度為，半聯(lián)軸器與軸的配合長(zhǎng)度。5.3.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定軸上的裝訂方案如圖9所示。 a b c d 圖9 軸的結(jié)構(gòu)與裝配(2)根據(jù)軸向定位 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為，保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取。選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),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(jí)的接觸球軸承7212c型. 對(duì)于選取的角接觸球軸承其尺寸的為,故 。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)

35、行軸向定位。手冊(cè)上查得7212c型軸承定位軸肩直徑mm，故取。取安裝齒輪處的軸段，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為122mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取。齒輪的右端采用軸肩定位, 取軸肩高h(yuǎn)=4mm,取.軸環(huán)寬度,取b=12mm。 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動(dòng)軸承寬度t=22mm,則至此,已初

36、步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度。5.3.3 繪制軸承的彎扭矩圖，對(duì)危險(xiǎn)截面進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算(1) 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 確定頂軸承的支點(diǎn)位置對(duì)于7212c型的角接觸球軸承,a=22.4mm,因此,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。; ;(2) 受力分析 (3)作出軸的載荷分析圖: 圖10 低速軸的載荷分布圖(4) 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)=之前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查軸的常用材料及其主要力學(xué)性能表表，得=60mp，此軸合理安全。6. 滾動(dòng)軸承的選擇6.1 高速軸a配合軸承的選擇6.1.1 求比值=0.6637根據(jù)【1】表13-5，圓錐滾子軸承的最大e=0.4，故此時(shí)6.1.2初步

37、計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷p按照【1】表13-6，取。按照【1】表13-5，x=0.4，y值需在已知型號(hào)和基本額定靜載荷c0后才能求出?，F(xiàn)暫選一近似中間值，取y=1.5，則6.1.3求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷(壽命按50000h算)=27120n6.1.4按照軸承樣本選擇30204軸承此軸承的基本額定靜載荷c0=33200n。驗(yàn)算如下：(1)求相對(duì)軸向載荷對(duì)應(yīng)的e值與y值。相對(duì)軸向載荷為0.07105，在表中介于0.070.13之間，對(duì)應(yīng)的e值為0.270.31，y值為1.61.4.(2)用線性插值法求y值。=1.597，(3) 求當(dāng)量動(dòng)載荷p。=383.46n(4) 驗(yàn)算30304軸承的壽命。=7781

38、9h>50000h所以軸承的選取合理6.2 中間軸b配合軸承的選擇6.2.1求比值=0.6876根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5，圓錐滾子軸承的最大e=0.4，故此時(shí)6.2.2初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷p，按照機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6，取。按照機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5，x=0.4，y值需在已知型號(hào)和基本額定靜載荷c0后才能求出。現(xiàn)暫選一近似中間值，取y=1.5，則=3269.7n6.2.3求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷(壽命按50000h算)=78435n6.2.4按照軸承樣本c=96000n選擇30205軸承此軸承的基本額定靜載荷c0=48000n。驗(yàn)算如下：(1)求相對(duì)軸向載荷對(duì)應(yīng)的e值與y值。相對(duì)軸向載荷為0.07

39、105，在表中介于0.070.13之間，對(duì)應(yīng)的e值為0.270.31，y值為2.(2)求當(dāng)量動(dòng)載荷p。=4058.3n(3)驗(yàn)算30305軸承的壽命。=73050h >50000h所以軸承的選取合理6.3 低速軸c配合軸承的選擇6.3.1求比值= 0.7213根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5，圓錐滾子軸承的最大e=0.4，故此時(shí)6.3.2初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷p按照機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6，取。按照機(jī)械設(shè)計(jì)表13-5，x=0.4，y值需在已知型號(hào)和基本額定靜載荷c0后才能求出。現(xiàn)暫選一近似中間值，取y=1.5，則=8060.9n6.3.3求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷(壽命按50000h算)=110043n6.

40、3.4按照軸承樣本c=130000n選擇30209軸承此軸承的基本額定靜載荷c0=65000n。驗(yàn)算如下：(1)求相對(duì)軸向載荷對(duì)應(yīng)的e值與y值。相對(duì)軸向載荷為0.07105，在表中介于0.070.13之間，對(duì)應(yīng)的e值為0.270.31，y值為2(2)求當(dāng)量動(dòng)載荷p。=8059.487n(3)驗(yàn)算30309軸承的壽命。=81346h>50000h所以軸承的選取合理7. 鍵選擇與校核7.1 高速軸上鍵的選擇7.1.1 由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵(a)。根據(jù)d=18mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度l=4

41、0mm。7.1.2 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長(zhǎng)度=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=40.752<(合適)鍵的標(biāo)記：鍵6×6×40 gb/t10962003.7.2 中間軸上鍵的選擇7.2.1齒輪2與軸鏈接鍵的選擇(1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(a)。根據(jù)d=30mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度l=36mm。(2)鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的

42、工作長(zhǎng)度=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得=45.3208<(合適)鍵的標(biāo)記為：鍵10×8×36 gb/t10962003.7.2.2齒輪3與軸鏈接鍵的選擇(1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(a)。根據(jù)d=30mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度l=60mm。(2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長(zhǎng)度=53mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得=36.9291<(合適)鍵的標(biāo)記為：鍵10×8&

43、#215;63 gb/t10962003.7.3 低速軸上鍵的選擇7.3.1低速軸與聯(lián)軸器鏈接鍵的選擇(1) 由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵(a)。根據(jù)d=48mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=14mm，高度h=9mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度l=70mm。(2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長(zhǎng)度=56mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4.5mm，可得=81.68<(合適)鍵的標(biāo)記：鍵14×9×70 gb/t10962003.7.3.2齒輪4與軸鏈接鍵的選擇（1）由于齒輪不

44、在軸端，故選用圓頭普通平鍵(a)。根據(jù)d=66mm，由手冊(cè)查得鍵的截面積為：寬度b=20mm，高度h=12mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵的長(zhǎng)度l=56mm。（2）鍵軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長(zhǎng)度=46mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=6mm，可得=54.24<(合適)鍵的標(biāo)記為：鍵20×12×56 gb/t10962003.8. 聯(lián)軸器的選擇與校核8.1 高速軸上聯(lián)軸器的選擇8.1.1類(lèi)型選擇為了隔離振動(dòng)和沖擊，選用彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器。8.1.2 載荷計(jì)算由機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1查得ka=1.3=4.8

45、633n·m8.1.3 型號(hào)的選擇從gb/t 43232002中查得lt2型彈性套柱聯(lián)軸器的需用轉(zhuǎn)矩為16n·m，許用最大轉(zhuǎn)速為7600r/min，軸頸為1219mm之間，故合用。8.2 低速軸上聯(lián)軸器的選擇8.2.1 類(lèi)型選擇為了隔離振動(dòng)和沖擊，選用彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器。8.2.2 載荷計(jì)算由機(jī)械設(shè)計(jì)表14-1查得ka=1.3=72.2017n·m8.2.3型號(hào)的選擇從gb/t 43232002中查得lt6型彈性套柱聯(lián)軸器的需用轉(zhuǎn)矩為250n·m，許用最大轉(zhuǎn)速為3800r/min，軸頸為3242mm之間，故合用。9. 潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑劑牌號(hào)及密封裝置的選擇9

46、.1 潤(rùn)滑方式9.1.1齒輪的潤(rùn)滑當(dāng)齒輪的圓周速率小于12m/s時(shí)(vmax=3.2m/s)，通常采用浸油潤(rùn)滑，浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為40mm。再加上齒輪到箱底的距離3050mm，所以油深75mm。9.1.2滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑 因?yàn)辇X輪可以將底部的潤(rùn)滑油帶起且在箱體上設(shè)計(jì)了油溝，所以軸承的潤(rùn)滑方式采用油潤(rùn)滑方式。9.2 潤(rùn)滑油牌號(hào) 齒輪與軸承用同種潤(rùn)滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用l-ckc90110潤(rùn)滑油。 .9.3 密封裝置選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用氈圈油封密封圈實(shí)現(xiàn)密封。密封圈型號(hào)按所裝配軸的直徑確定為 氈圈55jb/zq4606-86 氈圈80jb/zq4606-86 氈圈120jb/zq4606-86。10.減速器附件 (1)窺視孔及窺視孔蓋：由于受集體內(nèi)壁間距的限