汽车与随车起重机设计

1、摘要6.3 吨随车起重机属于架型起重机，它将起重和运输相结合，不仅节省劳动力，而且极大的减小了工作强度、提高了工作效率。本次毕业设计在 6.3 吨随车起重机上首次采用了伸缩臂型结构，并对起重机臂进行了优化设计。它具有结构紧凑、易于操作的特点，可广泛用于交通运输、港口、仓库、以及所有中小型工业货物装卸与远距离运输之中。本文主要内容如下：起升机构设计起升机构包括液压马达、减速机、棘轮停止器和卷筒。减速机用来降低液压马达驱动速度，卷筒用于绕进或放出钢丝绳。机构工作时，液压马达驱动减速机，减速机的低速轴带动卷筒，将钢丝绳卷上或放出，经过滑轮组系统使载荷实现上升或下降，其升降由马达的旋转方向而定，通过棘

2、轮停止器实现制动。起重臂设计起重臂采用伸缩式、箱形结构。箱形结构内装有伸缩油缸，臂的每个外节段内装有滑块支座，因此起重机的变幅可通过液压缸实现。为了减轻吊臂自重，充分发挥钢材的作用，吊臂的不同部位采用不同强度的钢材。回转机构设计 回转机构由回转支承装置和回转驱动装置组成。即一对脂润滑的回转支承装置、蜗轮旋杆减速机和液压马达。这种结构自重轻、受力合理、运行平稳，可以使机构在水平面内运输货物。关键词 : 随车起重机; 起升机构 ; 起重臂 ; 回转机构 ; 回转支承abstract6.3truck mounted crane (abbreviation tmc) belongs to boom-c

3、rane .it combines the advantages .so it can greatly decrease labor intensity, increase working i use flexible boom in tmc for the first time and have a optimization design. this product has features of compact structure, easy operation. it is suitable for wide use in traffic transportantion,dock war

4、ehouse and all small-sized industries for goods loading loading and unloading and long distance transportation. its main content includes the following aspects:the design for winch mechanism the winch mechanism consists of hydraulic motor, reducer, ratchet wheel stop and winch drum.reducer lowers th

5、e speed of hydraulic motor for driving the winch drum to wind or unwind the load hoisting wire rope. when working, the motor drives reducer and bring along winch drum rotation, then the wire rope is wound or unwound ,the load will be lift or lowered through pulley block system. lifting or lowering o

6、f the load will be controlled by the rotation direction of the motor. ratchet wheel stop is used to stop the motion of the drum, holding the load in the air.the design of boom the boom adopts flexible type and box-shaped structure.cylinder bodies are fitted on the boom. there are slide supports at o

7、utsides of every section of booms. the working range of tmc can outsides of every are fitted on the boom.there are slide supports at outsides of every section of booms. the working range of tmc can be realized by the extension or retraction of cylinder body. it uses different steel products in diffe

8、rent positions for decrcasing boom sweight and fully developing steel products function.the design of swing mechanism swing mechanism contains swing bearing and swing driver, the same is, no-oil lubricated bearings, worm-and-wheel steering gear and gydraulic motor. this structure has the advantages

9、of light weight, reliable force on it and smooth action. it can make the load transported in the horizontal plane.key words truckmounted crane ； winch mechanism； boom ； swing mechanism； swing bearing录- 2 -1 起升机构的设计 11.1 起升机构的基本参数计算 11.1.1 传动方案 11.1.2 基本参数的计算 11.2 钢丝绳的设计与选用 31.3 滑轮及滑轮组设计 41.3.1 选材与材料

10、 41.3.2 滑轮直径d 51.3.3 纯最大偏角 51.3.4 滑轮轴设计 51.3.5 滑轮轴承的设计与校核 61.4 吊钩的设计与选用 61.4.1 选材 61.4.2 构造 61.4.3 吊钩挂架 61.4.4 横梁 61.5 卷筒设计 71.5.1 名义直径 71.5.2 卷筒的长度 71.5.3 卷筒厚度 81.5.4 卷筒强度校核 81.6 减速器设计81.6.1 总传动比及其分配 81.6.2 传动装置的运动参数计算81.6.3 齿轮设计 91.6.4 棘轮设计 151.6.5 轴的设计 162 起重臂的设计 252.1 三校点设计 252.2 起重臂设计 262.2.1 起

11、重臂基本参数计算与选用 262.2.2 起重臂的形状及主要计算参数 273回转机构的设计 323.1 回转支承的选用 323.1.1 简介323.1.2 载荷计算323.1.3 阻力矩计算 333.1.4 校核343.1.5 回转减速机输出扭矩 343.2 回转减速器的选用 353.3 支腿反力的计算 36参考文献 37设计总结 38致谢 39国齿轮轴ldwg s齿轮轴ildwg 胃大齿轮.dwg 偿律盖dwg 医回例循，揭g s减蜀s箱体.dwg 圈卷筒dwg q起升机构dwg y剧图.dwg如需cad图等其他文件，请加q工19856397551起升机机构设计1.1 起升机构的基本参数计算1

12、.1.1 传动方案起升机构是起升货物并使它产生升降运动的机构，它是起重机中最主要和最基 本的机构。本设计采用液压起升机构，简图如下所示：1.高速油马达2.一级闭式齿轮传动3.棘轮停止器-49 -4.输出小齿轮5.开式大齿轮6.卷筒7.钢丝绳8.吊钩油马达经过减速后，驱动滚筒旋转，使钢丝绳绕进卷筒或由卷筒放出，从而使吊 钩升降。卷筒的正反向转动是通过改变马达的转向达到的，而机构运动的停止或使货 物保持在悬吊状态是依靠棘轮停止器来实现的。1.1.2 基本参数的计算(1)起升速度，由已知得(2)钢丝绳速度：v绳=v升x qa：滑轮组倍率，a=6v 绳=12x6=72m/min(3)钢丝绳速度(按缠绕

13、时第三层计算)n 卷=7 绳/ (d+4+d) x 九72 103160 40 二=114.6r/mind:卷筒直径d:钢丝绳直径(4)初步选定减速比为i=26.18,则马达转速n 马=n 卷 x i = 26.18x 114.6=3000r/min(5)卷筒扭矩(按最大计算)m 卷=$乂3+9*/2乂 4卷s:钢丝纯单纯拉力，取标准值11052.6n刀卷：卷筒的效率，0.983m 卷=11052.6x (160+6x 10)x 10 /2x 0.98=1410nm(6)马达扭矩：m m=m 卷/(ix q)、/3、，、/刀二4卷x”轴承 x刀开齿x4闭齿刀卷：卷筒效率，0.98t开齿刀闭齿:

14、轴承传动效率，0.99:开式齿轮传动效率0.94:闭式齿轮传动效率0.994=0.98x 0.993x 0.94x 0.99=0.891410乂马=60.5nm26018 0.89由马达转速、扭矩选用马达 m-mfb20-us排量：qm=21.10ml/r转速 100r/min3200r/min最大输出扭矩 64n/min(7)由马达转速，得出油泵的容量:q二n马 qmnmn马：马达转速已知为 3000r/minqm：马达排量，qm=21.10ml/r刀马容：马达容积效率，0.96- 3000 21.10q=65937.5ml/min0.96(8)重物提升功率n 重=v 升xq 起=12x63

15、00x6.8/60=12.348kw(9)油泵驱动功率n泵=n重/刀刀二4卷x 4轮组x 4减x 刀马总x q泵总刀卷：卷筒效率,0.98“轮组：滑轮组效率,0.95“轮：导向轮效率，0.96“减：减速机效率，0.94“马总:马达总效率,0.87“泵总：油泵总效率,0.8则:4=0.98x 0.95x 0.96x 0.94x0.87x 0.8=0.58512.3480.585=21.12kw(10)发动机转速标准值n发=2600r/min(11)泵的排量qm =65937.52600 0.93=23.63ml/rq:油泵容量=65937.5ml/min“容：容积效率=0.93二 65937.5

16、qm= 2600 >0.93由泵的排量、驱动功率选用：泵 cb-b-32排量 qm=32ml/r1.2 钢丝绳的设计与选用钢丝纯受力复杂，内部应力难以计算。设计规范规定，可按钢丝绳在工作状态 下的最大静拉力计算，其公式为：d = c、ad:钢丝绳最小直径mmc：选择系数。它的取值与机构工作级别和钢丝纯抗拉强度有关_ 4nc '.,k w-bn：安全系数 由工作级别(m4)选取n=4.5k:钢丝绳绕制折减系数，一般取 k=0.82 (b：钢丝绳的抗拉强度(b=1850n/mm2w:钢丝绳充满系数，为纯断面积与毛面积之比，计算得w=0.464 4.5 0.82 1850 0.46 ：

17、=0.0906s：最大单纯拉力(n)q:起升重量 63000na：滑轮组倍率a = 6滑轮组效率 =0.9563000 s =6 0.95= 11052.6nd=0.0906x j11052.6 =9.53 取 d=10mm查标准圆整选取：钢丝纯6x9370-10-1850-#-光-右交 gb1102-74钢丝绳在使用时需要与其他承载零件连接以传递载荷。本设计采用楔形套筒法，查取选用：楔10#gb5973-86ht200楔套10#gb5973-86zg200楔形接头10#gb5973-86zg270-5001.3 滑轮及滑轮组设计1.3.1 选型与材料采用ht150,工艺性好，易于加工、价廉，

18、对钢丝纯寿命有利。采用单联滑轮组, 它结合导向滑轮使用，倍率为 6,这样可以用较小的拉力吊起较重的物品。如图所示 单联滑轮组展开的情况。考虑到滑轮组的效率：s=s:单纯拉力a：滑轮组倍率6“z：滑轮组的效率1 - az =0.95a (1 -)。：采用滚动轴承时为0.981 - 0.986l =z _6 (1-0.98) 63000s= 6s005 =11052.6n1.3.2 滑轮直径d为了提高纯的寿命，必须降低纯经过滑轮时的弯曲应力的挤压应力，因此滑轮直 径不有过不小。d> (h 1) x dd:钢丝绳直径,d=10mmh:与机构工作级别和钢丝纯有关的系数取18d> (18 1

19、) x 10=170mm采用纯槽断面5.5 2zbj80006.1-871.3.3 纯最大偏角丫 0钢丝绳进出滑轮绳槽的偏斜角不能过大，否则会增加钢丝绳阻力，加快钢丝绳和滑轮的磨损，严重时，还可能使钢丝绳跳槽。因此一般情况下丫0=4；6"。本设计取绳槽两侧面夹角2 b =3545 "取y 0=5 " 2 0= 45 "平衡滑轮直径dp=170mm1.3.4 滑轮轴设计采用45钢，滑轮组工作时只承受弯矩，是心轴。_2xs x116wxs x74+2xs m2ra=ra148_ 2x1052.6 (116+74+32)=148=33158nrb=6xsra=

20、33158nm c=ra x74-2xsx 42=1525nm1对固定心轴，载荷无变化时 若l b0 =95n/mm2 3d=21.683,“1525d=21.68m 、 =55mm, 951.3.5 滑轮轴承的设计与校核各轴承受力相同均匀为2s=22105.2n,选用轴承圆柱滚子32511e,校核:10106jfpmcr?l卜= xh 60"滑轮i ftxp j101061 1 93500=父!60 m 72 <1.522100 j=7339h合格1.4吊钩的设计与选用1.4.1 选材吊钩的断裂可能导致重大的人身及设备事故，因此吊钩的材料要求没有突然断裂的危险，从减轻吊钩重量

21、出发，要求吊钩的材料具有足够的强度。本吊钩采用 dg20mn。1.4.2 构造采用锻造的单钩，制造与使用方便，梯形断面，受力情况合理。选取钩号 lyd6-mgb10051.5 强度等级 m61.4.3 吊钩挂架采用长型号钩组，吊钩支承在单独的滑轮轴上。为了便于工作，吊钩应能绕垂直 轴线和水平轴线旋律，为此吊钩螺母与横梁之间采用止推轴承，吊钩尾部的螺母压在 其上。吊钩横梁的轴端与定轴挡板相配处形成环形槽，容许横梁转动。推力球轴承选:gb301-84.8310校核：co=soxpo< coaso：安全系数，为2p0：对 a=90° 的推力轴承 poa=fa=63ooonco=2 x

22、 6300=126kn < coa合格1.4.4 横梁只受弯矩，不受转矩的心轴，采用 45钢c 63000ra=-=31500nl148mc=rax2 =31500x - =23310nm二 d3,4w=1 - a32d 里d =120=0.4167二 1203w=324(1 0.4167)=164533m 23310001= w = 164533 =14.2n/mm2h=30mmbmin3 i=y0°=45mm4 h j 4 35 30取 bmin =50mm1.5 卷筒设计本设计采用多层绕卷筒，具容绳量大。随着起升高度的增加。起升机构中卷筒的 绕纯量相应增加。采用尺寸较小的

23、多层绕卷筒对少机构尺寸是很有利的。具表面做成 螺旋绳槽，两边有侧板以防钢丝脱出，二级减速大齿轮与卷旋绳槽，两边有侧板以防 钢丝纯脱出，二级减速大齿轮与卷筒连接在一起。1.5.1 名义直径：其名义直径是纯槽底的直径di=hd1.5.2 直径10mm1.5.3 工作级别和钢丝绳结构有关，查表 h=16d1=16x10=160mm1.5.4 卷筒的长度l=1.1a h d二 n (d nd)n：卷绕层数n=5a：滑轮组倍率a=6d:卷筒直径160mmh:起升高度10mmd:钢丝绳直径10mm6x 10000x10l=1.1 x tt x5x (160x5x 10) =200.08mm1.5.5 卷筒

24、厚度本卷筒为钢卷筒 zg230-450,可由经验公式确定 6=d,考虑到工艺要求，取、=15mm1.5.6 卷筒强度校核最大拉力为smax的钢丝绳绕上卷筒后，把卷筒箍紧，使卷筒产生压缩、弯曲和扭 转应力，其中压缩应力最大，当lw3d时，弯曲和扭转的合成应力不超过压缩应力的 30%,因此弯曲和扭转应力可忽略。ama 一 、pa：原与卷筒层数有关的系数，a=2smax：钢丝纯最大拉力p:卷筒节距11.5mm6 :卷筒厚度15mmy:许用压应力=153n/mm 21.5-2(s=230n/mm211052.6< 1=2><15m1.5=128n/mm< &y 】合格1

25、.6 减速器设计起升结构的减速器传动采用一级悬挂闭式减速器与一级开式齿轮传动相结合。为 了减小尺寸、节省材料、延长齿轮寿命，本设计采用硬齿面。1.6.1 总传动比及其分配总传动比：已知马达转速及卷筒转速，所以总传动比为_n马 i =n卷二 3000一114.6=26.18(2)传动比分配：传动比分配的合理，传动系统结构紧凑、重量轻、成本低，润滑条件好。由 i1=(1.31.4)i2 取 i2=4.407; "941.6.2 传动装置的运动参数计算从减速器的高速轴开始各轴命名为i轴、ii轴、田轴。(1)各轴转速计算第 i 轴转速ni =3000r/min第 n 轴转速nii =匹 =3

26、000 =505r/minnii5.94皿山、+nii505.05第 in 轴转速niii =114.6r/mini24.407(2)各轴功率计算马达功率：p马=69.55 10660.51 3000 1039.55 106=19.01kw第 i 轴功率：pi=p马 x 4轴承=19.01 x0.99=18.82kw第 ii 轴功率：pn=pix n 闭齿=18.82x0.99x 0.99=18.44kw第田轴功率：pm =pn x4开齿x刀轴承x4卷x轴承=18.84x 0.96x 0.99x 0.99x 0.975 =16.92kw(3)各轴扭矩计算第 i 轴扭矩：ti=9.55x 106

27、x 包=9. 55x 106ml8回8 =59904nmm ni30006p,6 18 444第 ii 轴扭矩：tn=9.55x 10 x _l=9.55x 10 乂 =348758nmmnii505.05第iii轴扭矩：t=9.55x 106x 运=9.55* 10% 16.92 =1410nmmniii114.601.6.3 齿轮设计i级齿轮传动设计(1)齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿的选用本设计采用硬齿面，采用轮齿弯曲疲劳强度强度进行设计计算，再进行接触疲劳强度 验算。由于配对小齿轮齿根薄弱，弯曲应力也较大，且应力循环次数多，所以小齿轮 的强度比大齿轮的硬度高些。小齿轮 20c

28、rmnti渗碳淬火 hrc=59大齿轮 40cr 表面淬火 hrc=52由于采用淬火，齿轮变形小，不易摩削，所以采用8级精度。小齿轮数zi在推荐值2040中选取21大齿轮数z2：z2=z1 x i=21 x 5.94=124.7 取 z2=125齿数比ii :z2= =5.95zi传动比误差a ii : a ii =5.95 5.95-595=0.00168v 0.05 合格(2)齿根弯曲疲劳强度设计计算由式得3 im 2 k ti ysa yfa y；""dzi2；pt1:小轮转矩巾d：齿宽系数巾d=0.5k：载荷系数k=kax kv xkb xk“ka：使用系数ka=1

29、kv：动载荷系数处估其值1.14kp：齿向载荷分布系数kp=1.13k“：齿间载荷分配系数ka=1.05m 载荷初值kt=1x1.14x1.13x 1.05=1.353ysa：应力修正系数yfa :齿形系数、乞.重合度由式 &8a =1.88-3.2(1/z1+1/z2)11=1.88-3.2x(21 +-) =1.702y =0.25+0.75/ y=0.25+775 =0.691-a1.702cj.f lim二 fp 二0 uf lmsf limystyn弯曲疲劳极限，双向传动乘以0.7- flim1f lim 2=920x0.7=644mpa=760x0.7=532mpasf l

30、imyst:弯曲最小安全系数1.4试验齿轮应力修正系数2yn:弯曲寿命系数 按每天工作8小时，每年300天，预期寿命10年计算:n1=60xmxjx ln=60x3000x1x 10x300x 89 =4.32x 109n2= n1 = 4.32x109/5.95=7.26x 108644fp1=y4 >2x 1=920mpa5323=红3=0.0047920fp2=74 >2x 1=760mpa-fp1yfa1yfa2二 fp21.56 1.82760=0.0037小齿轮的大，按小齿轮估算:3m_2 1.353 59904 0.0047 0.6910.5 212=1.34mm按表

31、第一系列圆整考虑到传递动力的模数一般大于1.52,(3)验算齿面接触疲劳强度2m k mt +1)(h=zhxzexzex 要'' b d12小轮圆周速率：m=2mmvld160 100_ 二 3000 4260 1000=6.6m/skv：动载荷系数1.15由 v xzi/100= 6.60j1 =1.386k：载荷系数k=上35；：15 =1.365zh:节点区域系数2.54 -1.702zi重合度系数由 =0.875大齿轮齿宽b=巾dx d1=0.5x42=21mm为了保证足够的齿宽接触，补偿轴向安装误差，大齿轮齿宽b1=b+(510) =28mmze:弹性系数189.8

32、 n/mm24h：许用接触应力h= ( hlim x zn x zw/shlimzw:硬化系数均匀硬齿面1shlim :接触最小安全系数11200mm1=1200mpah hlim : 接触疲劳极限h1 =, h2 =1480 mm1 =1480mpa(h=2.5x 189.8x0.875x2 1.365 59904 (5.76 1)2 =945mpa<1200mpa 合格21 422 5.76尺寸计算(主要几何尺寸)小轮分度圆直径di=m x zi=2 x 21=42mm大轮分度圆直径d2 =m x z 2 =2 x 125=250mm根圆直径 dfi =di 2.5x m=42 2.

33、5 义 2=37mmdf2=di 2.5 x m=250-2.5x 2=245mm11中心距 a = 2 xd+d2)=2 x42+250) =146mmn级齿轮传动设计(1)齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数 本设计采用硬齿面小齿轮40cr 调质及表面淬火hrc=59大齿轮45钢调质及表面淬火hrc=52由于采用淬火，轮齿变形小，不易摩削，所以采用 8级精度。小轮齿数z1在推荐值2040中选取23大齿轮数：z2=z1x i=23x 4.407=101.36 取 z2=101齿数比 ii :11 =z2/z1 =传动比误差a ii : a 11 =10123 =4.391空：,91 =

34、0.0036<0.05 合格(2)齿根弯曲疲劳强度设计计算 由式得：m :二 32 k t2ysayfay1-dz120 fpt2：小轮转矩wd：齿宽系数 0.4k：载荷系数k=kaxkv xkb xkka：使用系数1k动载荷系数，初估其值1.12kb：齿向载荷分布系数1.13k.：齿向载荷分配系数1.04 则载荷初值kt=lxl.12xl.13x 1.14=1.316yf :应力修正系数fay fa：齿形系数fa丫0:重合度由式£ a=1.88 3.2(1/z1+1/z2)=1.88 3.2x(1/21+1/125)=1.709/0.75yo=0.25+0.75/ e 0=0

35、.25+ 行位=0.688(二(./sxystxyn p fp p f lim f lim(flim ：弯曲疲劳极限，双向传动乘以0.7(flim 1=760x 0.7=532mpa(f|im 2=740x 0.7=518mpasf|im :弯曲最小安全系数1.4yst：试验齿轮应力修正系数2yn：弯曲寿命系数按每天工作8小时，每年300天，预期寿命10年计算:n1=60xmxjxln=60 x 505.05x 11x0300x 8=7.27x108n2=ni/ n =7.27x 108/4.407=1.65x 108518(fp1= - >2x=760mpa518(fp2= 14 &g

36、t;2x=740mpayfa1ysa1' fp12.73 1.58760=0.00568yfo2ysa2-fp22.16 1.820.0 0 5 3 174 0小齿轮的模数，按小齿轮估算:2 1.316 348758 0.00568 0.690.4 232=2.56mm差表，第一系列圆整，取 m=3mm(3)验算齿面接触疲劳强度( h=zhxz° xzex2 kt2(1)2.b di口小轮圆周速度:v=二 n1 d160 1000二 505.05 23 2.560 1000=1.98m/skv：动载荷系数由vxz1/100=1.98/ 100=0.455k:动载系数k=1畤：

37、12 =1.316数模仍取3mmzh:节点区域系数2.5ze：重合度系数由z£4- a3二7。9=0.873大齿轮齿宽b二巾 d x d1=0.4 x 69=27.6=28mm 为了保证足够的齿宽接触，补偿轴向安装误差 小齿轮齿宽b1 =b+(510) =34mmze:弹性系数ze=189.8n/mm21 h许用接触应力h=( hiim xzinx-hlimzw：硬化系数均为硬齿面zw=1shlim :接触最小安全系数1h hlim : 接触疲劳极限(hlim1 =1200mpai hlim2 = 1150mpa1480 mm1=1480mpa(h2=1480mpah=2.5x189

38、.8x0.873x2 1.316 34858 (4.391 1)34 692 4.391=1200mpa尺寸计算(主要几何尺寸)小轮分度圆直径 d1=mxz1=3x 23=69mm大轮分度圆直径 d2=mxz2=3x 101303mm根圆直径dfi =di 2.5x m=69 2.5x 3=61.5mmdf2=d2 2.5x m=3032.5x 3=295.5mm顶圆直径dai=di+2 x m=69+2 x 3=75mmda2=d2+2 x m=303+2x 3=309mm11中心距a= 2 xd1+d2)= 2 x(69+303)=186mm1.6.4 棘轮设计为了防止逆转，本设计在齿轮轴

39、r上安装棘轮停止器。棘轮的齿形已经标准化， 周节t根据齿顶圆来考虑，步数越多，冲击越小，但尺寸越大。设计齿形时，要保证 棘爪啮合性能可靠，通常将齿轮工作齿面做成与棘轮半径成甲(15%20%)的夹角,本设计邛=180。棘轮的材料选为q235 由表8-6-22齿数取为20(1)棘轮模数按齿受弯曲计算确定m m -1.75 3 .1 % ! c zm :所传递的力矩m=348758nmmc= =1.5 mb:棘轮的宽度c: 121w：棘轮的许用弯曲应力348758寸m 之 1.75m3j=8.54 取 m=10mm,100 1.5 20(2)棘轮模数按齿受挤压进行验算p许用单位线压力，p=35n/m

40、23 2 348758.20 1.5 3.5= 8.73 <10满足强度要求1.6.5 轴的设计从高速到低速各轴命名为i轴、ii轴、田轴齿轮轴i的设计(1)轴材料由于做成齿轮轴，材料与小齿轮相同(2)作用在齿轮上的力齿轮分度圆直径 圆周力径向力di=m x zi=2 x 21=42mmti:小轮转矩59904nmmfti=2 x t/di=2 x 59904/42= ft2fr1 = f1 tga = -fr2 (3)初步估算轴的直径最小值径dmin计算并加大30% (考虑键槽的影响)即dmin = 1.03x ax 3a:系数 1079818.818dmin=1.03x 170x 3/

41、000 =20.3mm(4)确定轴各段直径和长度1段：马达的输出轴和1段通过键相连，马达的输出轴直径为 8 25,所以取l1=43.5mm d1=40mm2段：定位轴3段：轴4段：小齿轮5段：右轴承定位6段：轴承定位的地方l2=3mml3=27.5mml4=28mml5=13mml6=16mmd2=47mmd3=37mmd4=42mmd5=37mmd6=30mm(5)绘制轴的弯矩和扭矩图计算轴承反力h 平面：rah=fhxl2/(l1+l2)=1038x35/71=512nrbh=fhrah=1038 512=516nv 平面：rav=f t1 x l2/(l 1+l 2 )=2852x 35

42、/71=1406n齿宽中点弯矩fh平面l2rahftiv平面r avrbvh 平面：mh=rah x li=512x 36=18432nmmv 平面：mv=ravx li=51406x 3650616nmm合成弯距：m= . mv2 - m h = 184322 506162 =53868nmm按弯矩合成强度校核轴的强度由式 9-3,当量弯距me= , m 2 (at)2m为合成弯矩a：考虑到弯矩大小有变化取0.6公式:则me= ,538682 (0.6 59904)2 =64758nmmw=0.1xd3=0.1 423=74096475874092=8.74n/mm(e=me/w20crmn

43、ti 渗碳淬火、回火(b=600 n/mm 2转动轴以"-1为许用应力1 e=70 n/mm2v工b,安全(6)轴承校核预选左轴承为208cr=22.8kn右轴承为32206 cr=15knra= r；h-rav = , 5122 14062 =1496nrb='r2h +r2v =，5262 +14462 =1539n寿命计算也(fp cr)；60 nft pft:温度系数 工作温度± 1200取1 fp：载荷系数中等冲击取1.5e ：寿命指数对球轴承£ =3lha=106/(60 3000)囹 22800)/(1.5 1496)3=5872hlhb=1

44、06/(60 3000)囹 36200)/(1.5 1539)3=21411h键的校核马达和小齿轮轴上的键，由马达型号决定，键 b8x25,冲击载荷(p =54.8 n/mm2< p合格_ 2>t = 2 29904p=dxkn = 25 >3.5 25轴ii的设计 轴材料轴ii与二级转动小齿轮为齿轮轴，材料为 40cr 作用在齿轮2上的力t2：转矩 t2=348758nmm由作用在齿轮i上的力得圆周力ft2=2852n径向力fr2=1038n作用在齿轮3上的力齿轮分度圆直径d3=mx z3=3>23=69mm齿轮受力圆周力ft3=2 k/d3=2 x348758/69

45、=2852n径向力fr3= ft3 xga=10109 tg200=3679n(4)初步估算轴的直径最小直径dmin：即dmin= a 3 pa:系数 1079818.444 , dmin=107 3=235.5mm，505.05(5)确定轴各段直径和长度<1>段：根据dmin圆整，并考虑到轴承的装配取 di=40mm<2>段：上面装有挡盘、棘轮、磨擦片，为使轴承定位，取d2=47mm<3>段：为使挡盘定位，便于安装大齿轮ii,取d3=56mm<4>段：左轴承定位，且大齿轮与箱体应有一段距离，取d 4=97mm<5>段：轴承安装的地方

46、d5=80mm<6>段：小齿轮iii外径较小，取 d6=60mm(6)绘制轴的弯矩和扭矩图计算轴承反力h平面:rah =fr3 m (l +12 +l3) + fr2 ml3 3679x55+1038>53l2l391.5=6833nrbh= rah fr3 fr2=6833 3679 1038=2116nv平面:rav=15086nft3 (l1 l2 l3) -ft2 l3 10109x 151.52852x 5391.5rbv=ft2+rav ft3=15086+2852 10109=7829n求大齿宽中点弯矩h平面fr3fr2li=63.5l2=38.5l3=53ra

47、hrbhv平面, fr3ravrbvh平面:m 大h = rah x 12fr3x (il + 12)=6833 >38.5- 3679x63.5+38.5)=112188nmmv 平面：m 大v=rbvxl3=7829x 53=414937nmm 合成弯矩：m = v'm |v +m |h = v1121882 +4149372 =429836nmm 求轴承处弯矩h 平面： mah = fr3 x l1= 3679 x 63.5= 233617nmmv 平面：mav= ft3 x 1i=10109 >63.5=641922nmm合成弯矩：ma= , mav m ah =

48、.2336172 6419222 =68311nmm按弯矩合成强度校核轴的强度由式 9-3,当量弯距me= , m 2 (at)2m为合成弯矩a：考虑到弯矩大小有变化取0.6me大=4298362 + (0.6 父348758)2 =64758nmmmea= .683112 (0.6 348758)2 =714443nmm查表 40cr表面淬火(b=750n/mm2查表 转动轴以(b-1为许用应力70n/mm2由式 9-3 z e=m"e_3w=o.ixd3则e大二478065/(0.1 563) =27n/mm2_3.2ea=714443/(0.1 803) =14n/mm2(7)

49、精确校核轴的强度a、轴的细部结构设计h>23mm圆角半径：各轴肩处圆角半径均采用r=2.5mm,既满足定位面接触高度 的要求，又小于孔的倒角的要求。键：棘轮的转盘与轴承之间有双键连接，选取 14x25选择危险剖面：大齿轮外既有轴肩又有螺纹，gb1095-79螺纹为 m56x4-l 中径 d2=53.4mmb、计算危险剖面工作应力(a、( m、刀a、刀m弯矩m = m 大 x (12-2 ) / 12二478065 浮；i" =347684n/mm38.5抗弯剖面模量w与抗扭模量wtw二兀 x d3/32二九 x 53.4023/32=14951wt二九义 d3/16二九火 53

50、.4023/16=29902弯曲应力：扭转应力：弯曲应力幅：弯曲平均应力:m 3476842=w = 951 =23.26 n/mm4=t/wt=348758299022=11.66 n/mm(a= =23.26 n/mm2，一，一，一， ，一 ，一“t2扭转应力幅“a和平均应力幅“m相等 石=a=2 =5.83 n/mmc、确定轴材料机械性能 j、j、wt弯曲疲劳极限(1剪切疲劳极限41合金钢材料的弯曲应力、扭转应力特性系数=0.5 x 堂0.125d、确定综合影响系数七和甲”k <=k </(含用k =k /(宓田轴肩角处有效应力集中系数k1和k”由9456=1.682.556

51、=0.0446b b=750n/mm2n,由 d=56mm,配合处kc/ £ （和k"和£ 州根据d、（ b配合处，尺寸系数&八£表面状况系数b <、0 ”得：k/ s=2.11 k，=1.52 kj s=3.67k/ =2.75e <=0.72£=0.85b <=0.860=0.86由（b=750n/mm2,表面加工方法为精车，则综合影响系数2.11kc= 0.72 0.86 =3.41k ri =1.520.72 0.86=2.45k(=3.670.72 0.86=4.27k ri =2.750.72 0.86=3

52、.2e、计算安全系数s：s= s二 s,sc - ss<= (knx ( -1)/ (ki x (+¥( x ( m)二 1刈50=4.27 23.26 =3.52s= (knx o) / (ktx o+wtx m)=10.313.2 5.83+0.125 %31x2003 52 10 31s= ,3.52 10.31=3.33>s安全.3.522 1 0.312(8)轴承校核预选左轴承为32213e , cr=102kn右轴承为 32208e, cr=51.5kna、ra= r rah + rav= 68332 150862 =16561nrb= . rbh rbv=21162 78292 =8110nb、寿命计算10,106fpmcllh=x 60父 n 1ftm p , ft:温度