【精品】电动卷扬机传动装置设计

1、机械设计课程设计电动卷扬机传动装置设计年级：2009 级学号姓名：专业：工程机械指导老师：二零-二年五月机械综合设计课程设计任务书学生姓名：学号：一、设计题目电动卷扬机传动装置设计二、工作原理电动机产生动力，通过出多个齿轮和其他零部件组装成的传动装置传递动力给绳 索，从而实现其功能。三、原始数据（1）设计参数：间歇工作，每班工作吋间不超过15%,每次工作吋间不超过 10分钟，满载启动，工作中有中等振动，两班制工作，钢索速度允许误差±5% ,钢 索拉力12kn,钢索速度15m/s,滚筒直径220mm使用期限：10年生产批量：小批量生产条件：铸造，精加工动力来源：电力工作转速允许误差：&

2、#177;5%；四、设计任务总体结构设计：以传动系统为核心进行布局规划，根据零部件强度、刚度确定形 状和尺寸，并对所有零件选择材料及热处理方法等，将课程中学习的连接、传动和支 撑等部分知识应用到设计中；零部件设计：成型产品（如动力源、变速箱、联轴器）进行选型，标准件进行强 度计算依据手册选择，非标零件根据强度进行设计；解决零件在运转中的固定、润滑、密封等问题编写说明书设计完成工作量（-）在考试前完成整个机器的三维设计，所冇零件均需准确绘出；在考试前编写设计说明书，尤其是设计计算内容和部分部件的选型理由均需写明（三）在考试后两周内完成机器的二维总体装配图（0#或1#）,耍按照装配图耍 求进行，尺

3、寸标注完善，公差配合选择合理，布局合理（四）主要零件的二维图两张（箱体或轴、齿轮等2#或3#）（五）打印设计计算说明书1份（要求全部设计内容，可以计算机编辑文档也可 以手写体）。六、设计说明书包括的主要内容目录设计题目工作原理原始数拯设计任务总休方案设计结论建议或意见心得休会主要参考文献注：说明书第六部分应包含所有零部件结构设计的全过程，各个结构尺寸确定 原理及方法。七、考核方法考核根据学生平时学习态度（含出勤率）、设计完成情况（包括图纸、说明书质量、 考试成绩）和答辩成绩确定。考试前部分作为平时成绩记录入课程成绩，考试后两周的二维图及说明书，作为 课程设计成绩单独记录。摘 要电动卷扬机顾名思

4、义，是由机械动力驱动卷筒、卷绕绳索来完成牵引工作的装置。 可以垂直提升、水平或倾斜拽引重物。电动卷扬机由电动机、联轴节、制动器、齿轮 箱和卷筒组成，共同安装在机架上。对于起升高度和装卸量犬工作频繁的情况，调速 性能好，能令空钩快速下降。对安装就位或敏感的物料，能用较小速度，通用性高、 结构紧凑、体积小、重量轻、起重大、使用转移方便，被广泛应用于建筑、水利工程、 林业、矿山、码头等的物料升降或平拖，还可作现代化电控自动作业线的配套设备。 jm系列为齿轮减速机传动卷扬机。主要用于卷扬、拉卸、推、拖重物。如各种大屮 型栓、钢结构及机械设备的安装和拆卸。适用于建筑安装公司、矿区、工厂的土木建 筑及安装

5、工程。关键词:电动机;齿轮传动；轴及轴承；联轴器；减速箱；润滑目录摘 要3目录4设计题目7二. 确定电动卷扬机的总体方案7三. 电动机的选择83. 1电动机功率计算93. 2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比93. 3计算各轴转速、功率及转矩103. 3. 1各轴转速计算： 103. 3.2各轴功率计算：113. 3.3各轴转矩计算: 11四. 齿轮设计124.1高速级齿轮的设计计算124.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及其齿数124. 1.2按齿面接触疲劳强度设计124.1.3按齿根弯曲疲劳强度校核144. 1.4几何尺寸计算:164. 1.5高速级齿轮传动的几何尺寸 174. 2低

6、速级齿轮传动设计174.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及其齿数174. 2. 2按齿面接触疲劳强度设计184.2.3按齿根弯曲疲劳强度校核204. 2. 4几何尺寸计算: 214.2.5低速级齿轮传动的几何尺寸224. 3开式齿轮设计234.3. 1选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数234. 3.2按齿根弯曲强度设计234.3.3开式齿轮传动的几何尺寸25五. 轴、轴承及联轴器的设计计算255. 1屮间轴的设计计算265. 1. 1已知条件265. 1.2选择轴的材料265. 1.3初算轴径265. 1.4结构设计265. 1.5键连接285. 1.6轴的受力分析295. 1.7校核轴的强

7、度305. 18校核键连接的强度 315. 1.9校核轴承寿命 315. 2高速轴的设计计算 325. 2. 1已知条件325. 2.2选择轴的材料325. 2. 3初算轴径和选择联轴器325. 2. 4结构设计335. 2. 5键连接355. 2.6轴的受力分析355. 2.7校核轴的强度365. 2.8校核键连接的强度375. 2. 9校核轴承寿命3753低速轴的设计计算 385. 3. 1已知条件385. 3.2选择轴的材料385. 3. 3初算轴径385. 3. 4结构设计385. 3.5键连接415. 3.6轴的受力分析415. 3.7校核轴的强度425. 3.8校核键连接的强度43

8、5. 3. 9校核轴承寿命435. 4开式齿轮高速轴的设计计算445. 4. 1已知条件445.4.2选择轴的材料445. 4. 3初算轴径445. 4. 4 结木勾设计 455. 4. 5键连接465.4.6轴的受力分析465.4.7校核轴的强度485.4.8校核键连接的强度495. 4. 9校核轴承寿命495. 5开式齿轮低速轴的设计计算505. 5. 1已知条件505. 5.2选择轴的材料505. 5. 3初算轴径505. 5. 4结构设计505. 5. 5键连接525. 5.6轴的受力分析525. 5.7校核轴的强度545. 5.8校核键连接的强度555. 5. 9校核轴承寿命55六.

9、 润滑油及其润滑方式选择56七. 箱体设计56八. 心得和体会57参考文献58一. 设计题目设计屯动卷扬机的传动装置，设计耍求：间歇工作，每班工作时间不超过15% (如 每班时间为8小时，则卷扬机每班总的工作时间不超过1. 2小吋)，每次工作时间不 超过lomin,满载起动，工作屮有屮等振动，两班制工作，钢速度允许误差±5%。 小批量生产，设计寿命10年。钢绳拉力f(kn)钢绳速度v (m/min)滚筒直径d (mm)1512200图1. 1二. 确定电动卷扬机的总体方案图2.2二级i员i柱i员i锥减速器卓.图2. 3 i员i柱齿轮减速器加开式齿轮传动比较上述方案，图2. 1蜗轮蜗杆

10、减速器方案，虽然可以实现较大的传动比，但是 蜗杆传动的啮合处有相对滑动，传动不平稳，并且容易产生严重的摩擦和磨损，因此 蜗杆传动效率低，所以不选用此种方案。图2. 2二级圆柱圆锥减速器，此方案布局比 较小，但是圆锥齿轮加工较困难，成本高昂，不经济，所以一般不采用。图2.3圆柱 齿轮减速器加开式齿轮传动，此方案结构简单，且传动平稳，经济性好，满足要求。因此采用二级圆柱齿轮减速器：图2-4最终确定方案三. 电动机的选择3.1电动机功率计算(3-1)电动机输出滚筒所需要功率：匕二fv二15*12/60二3.0 (kw)传动效率计算：二湖劝皿=0.78查资料【1】表2-1机械传动效率概略值可得以下数据

11、：7 弹性联轴器传动效率取0. 99%闭式齿轮，选用8级精度(油润滑)，传动效率取0.973滚动轴承，采用球轴承，传动效率取0. 99久一开式齿轮，选用8级精度，传动效率取0. 95%滚筒传动效率取0. 94电机所需要的功率：人二匕/二3.0/0.78二3. 85 (kw)查资料【1】，可供选择电机:电动机型 号额定功率 /kw满载转速/(r/min)启动转矩/ 额定转矩价格y112m-2428902.2525800y112m-4414402.2468777y132m1-649602.0750802y160m1-847202.012001345表313.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比

12、设卷扬机滚筒的丄作转速为，%, = 1000x60v厂/皿血= 19.1/7min7id从表3-1可以看出，选y112m-4型号电动机比较合适，所以p=4. okw, n=1440(r/min)总传动比心73.3选定方案屮齿轮全为直齿圆柱齿轮，查资料【1】表2-2：圆柱齿轮传动比范围37,平均分配各级齿轮传动比：二vi二v7乔二419,但根据经验，双级减速器的齿轮传动比最好不要超 过4,以免齿数比太犬导致齿轮受破坏程度相差太犬，所以此方案不用。再选择y132m1-6电机，/ = 50.26,平均分配各级齿轮传动比：z1=z2=/3=v/=v50.26 = 3.69,满足要求，因此，选用y132

13、m1-6电机电动机。33计算各轴转速、功率及转矩轴ii轴i轴iil轴iv图3-13.3.1各轴转速计算:n= n = 960r / min心 =260.16r/min© =- = 70.5r/minz2=5 =70.5r/minn5 = = 19.1r/minh所以滚筒实际转速为19. lr/min,误差为零，传动分配合适。3.3.2各轴功率计算:电动机按额定功率计算，片=4.0x0.99x0.99 = 3.92kwp2 = 3.92x0.97x0.99 = 3.76 wp. = 3.76x0.97x0.99 = 3.61kw£ =3.61x0.99x0.99 = 3.54

14、kwa =3.54x0.99x0.95 = 333kw3. 33各轴转矩计算:刁=9550丄二 40.00 mt2 = 9550 °-n2= 138.022 加7； =9550空= 489.012 加7； =9550豆=479.532v - m7； = 9550 '一鸟= 166500n"综上所述，轴转速n/ (r/min)功率p/kw转矩 t/ (n . m)i9603. 9240. 00ii260. 163. 76138. 02iii70.53.61489.01iv70.53. 54479. 53v19. 13. 331665. 00表3-2齿轮设计4. 1高速

15、级齿轮的设计计算4.1.1选定齿轮类型、精度等级.材料及其齿数1）按选择的传动方案，选用直齿圆柱齿轮。2）卷扬机为般工作机器，速度不高，v=12m/min,故选用7级精度（gb10095-88）。3）材料选择，由资料2表101选择小齿轮材料为40cr（调质），硕度为2801ibs, 大齿轮选用45钢（调质），硬度为240iibs,二者差为40iibso4）选小齿轮的齿数为可=24，则大齿轮的齿数z2 = zjzj =88.56,取z2 = 89 ,取压力角a = 20由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿而接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。4.1.2按齿面接触疲劳强度设计按资料【2】（1

16、0-9a）设计计算公式计算:u±lu1确定公式的各计算值（1）试选载荷系数k（二1.3（2）齿轮传递的转矩7； =9550 旦= 40.00n 加q（3）由资料【2】表10-7选取齿宽系数0/二10。（4）由资料【2】表10-6查得材料的弹性影响系数ze = 189.8mph甕（5）从资料2图1021 （d）查得,小齿轮疲劳极限为:ahliml = 800mpa大齿轮疲劳极限为：rhlim2 =580mpao（6）由资料【2】式10-13计算应力循环次数7v, =607, = 60x960x1x（2x8x300x15%） = 4.147xl07n2 =亠=124x107（7）查资料2

17、图1019得接触疲劳寿命系数为:khn=09 khn2 = 0.95（8）由资料【2】式10-12计算接触疲劳许用应力：取安全系数s = l, = khn°hh亦=0.9x800 = 720mpascyh2 = k2（7 = 0.95x580 = 55mpa2.计算（1）试算小齿轮分度圆宜径，代入中较小值: 右2.32竺= 45.96mm（2）计算圆周速度vv = _ = 2.31m/560x1000（3）计算齿宽bh = d= 45.96mm（4）计算齿宽与齿高之比2。模数：mt -如 = 1.915mmzi齿咼：h 2.25mt = 4.31mm- = 10.66h（5）计算载荷

18、系数根据v二2.35/s, 7级精度，查资料【2】图10-8得动载荷系数为心=1.1,因为是直齿轮，查资料【2】表103查得k加二k% =1.2由资料【2】表102查得使用系数为心二1. 50 （中等冲击），曲资料【2】表10-4 用插值法得7级精度、小齿轮相对支撑，非对称布置时：k砂二1.418rfl - = 10.66, k砂二1.418,查资料【2】图10-13得二138,故载荷系数为 hk = kakvkllakllfi=2.808k v - -动载荷系数；k人- -使用系数；k ha 齿间载荷分配系数；k h 0 - -齿向载荷分配系数。（6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直

19、径 由资料【2】式10-10a得：=59.41mm计算模数mm:=2a8mmz14.1.3按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10-5）得弯曲强度的设计公式:7；-输入转矩；k 载荷系数；上虫-应力校正系数；yfa 齿形系数；0訂-许用应力；如/-齿宽系数；可-由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。1 确定公式内的齐参数值：(1) 由资料【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为:af£i = 500mpa ,大齿轮的的弯曲疲劳极限为：7加=380mpa(2) 由资料【2】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数kfn = 0.9 , ken2 = 0.95(3) 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲

20、疲劳安全系数5 = 1.4,由资料【2】式(10-12)得:=321.43mpascyf 2 = kfn2°fe2 = 257.86mpas(4) 计算安全载荷系数：k = kakvkfakf/i=2(5) 计算齿形系数：查资料【2】表10-5得用插值法计算:y加=2.65 , 厶2 = 2.203(6) 计算齿形校正系数：查资料【2】表10-5得：用插值法计算：&=1.58,愆2=1779(7) 计算大小齿轮的 竺l卯0.01303,经金= 0.01520qf】2比较得，大齿轮的仏数值大。2.设计计算：yr ys将茴"中较大值代入公式得：m > 1.81m/

21、?2对比计算结杲，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数(m=2. 48 nun)大于由齿 根弯曲强度计算的模数(沪181)。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所 决定的承载力，而齿而接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径冇关，故可取弯 曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m二2。按接触强度得的分度圆直 径，算岀小齿轮齿数：z严乞=30m大齿轮齿数：z2 = zjzj -1114.1.4几何尺寸计算:(1) 计算分度圆直径:£ =加 z = 60/777/7d2 = m z2 = 222mm计算屮心距：a + "2 = 14 mm2(3) 计算齿轮宽度：b、=0

22、/d = 6qmm取你=55mm4.1.5高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示:名称计算公式数值（单位:mm）模数m2压力角a20°分度圆直 径60d2222齿顶圆直径da64"a2226齿根圆百 径55df2217中心距a141齿宽60h255由于小齿轮（齿轮1）直径较小，故采用齿轮轴设计，大齿轮（齿轮2）釆用腹板 齿轮设计。4. 2低速级齿轮传动设计4.2.1选定齿轮类型.精度等级、材料及其齿数低速级传动齿轮类型、精度等级、材料与高速级齿轮1、2相同，小齿轮材料为 40cr （调质），硬度为280hbs,大齿轮选用45钢（调质），硬度为240hbs,二者差为 40hbso

23、选小齿轮的齿数为：z3=24,贝ij人齿轮的齿数z4=z2z3 =88.56,取z4=89,4.2.2按齿面接触疲劳强度设计按资料【2】(10-9a)设计计算公式计算:尙2 2.323輕瓦21兀互7v 0d u o1. 确定公式的各计算值(1) 试选载荷系数k产1.3(2) 齿轮传递的转矩p石=9550竺= 138.02/7 加(3) 由资料【2】表10-7选取齿宽系数0二1.0。丄(4) 由资料【2】表10-6查得材料的弹性影响系数z£=189.8mpal(5) 从资料2图1021 (d)查得,小齿轮疲劳极限为：ahlim3 = 700afpa犬齿轮疲劳极限为：7hiim4 = 5

24、60/wpa o(6) 由资料【2】式10-13计算应力循环次数n3 = 60n2jlh =60x260.16x1x(2x8x300x15%) = 1.124xl07n4 二丛= 3.05x106(7) 查资料2图1019得接触疲劳寿命系数为:khn3=° 93;尺肪4=° 97。(8) 由资料2式10-12计算接触疲劳许用应力:q 3 =心旳叽3 = 744.0mp"khn4°"hlim4s=562.6mpa2. 计算(1) 试算小齿轮分度圆直径，代入屮较小值:仏 2 2.323 山)2 =68.69加加v %弘6(2) 计算圆周速度心厘=0

25、94皿60x1000(3) 计算齿宽bby - £( = 6s.69mm(4) 计算齿宽与齿高之比?。h模数：mt =如 = 2.86mmz3齿高：h - 2.25mt - 6.435刃-二 10.67h(5) 计算载荷系数根据v=0. 94m/s, 7级精度,查资料【2】图10-8得动载荷系数为k#二1.04,因为是直齿轮，查资料【2】表103查得kha = kfa = .2由资料【2】表102查得使用系数为心二1. 50 (中等冲击)，曲资料2表10-4 用插值法得7级精度、小齿轮相对支撑，非对称布置时：k砂二1.423由- = 10.67, k溜二1.423,查资料【2】图10

26、-13得k”二1. 35,故载荷系数为 hk = kakvkllak11/i = 2.66k v -动载荷系数；k a -使用系数；k ha -齿间载荷分配系数；k 戸-齿向载荷分配系数。(6) 按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径由资料【2】式10-10a得:= d爪=m 2mm(7)计算模数m3.63/72/774.2.3按齿根弯曲疲劳强度校核由式(10-5)得弯曲强度的设计公式:7；-输入转矩；k 载荷系数；ysa 应力校正系数；yfa齿形系数；0尸许用应力；0 齿宽系数；有-由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。1 .确定公式内的各参数值：由资料【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲

27、疲劳强度极限为：(yee3 = 500a/pa ,大齿轮的的弯曲疲劳极限为：(2) 由资料【2】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数心和二 093, kfn4 = 0. 97(3) 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数s = l4,由资料2式(10-12)得: =k f2 fe3 = 332.14mpasaf4 = kfnqfea = 263.29mpas(4) 计算安全载荷系数：k = kakvkfakf/.=2,53(5) 计算齿形系数：查资料【2】表10-5得怙=2.65 , rfa4 = 2.203（6）计算齿形校正系数： 查资料【2】表10-5得：3 = 1-58, "1.

28、779（7）计算大小齿轮的竺1如qf】4= 0.0149比较得，大齿轮的鬻数值大。2. 设计计算:将小较大值代入公式得:解得：m > 2.62mm对比计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数（沪3. 63 mm）大于由齿 根弯曲强度计算的模数（m二2.62）。因为齿轮模数的大小主要取决丁弯曲疲劳强度所 决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯 曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值ni二3。按接触强度得的分度圆直 径，算出小齿轮齿数：z3 = 23 ,大齿轮齿数：z4 = i2z3 -85m =14.2.4几何尺寸计算:(1) 计算分度圆直径:

29、= mz3 = 69mmd4 = mza = 255mm（2）计算中心距:x 4 "62呦(3) 计算齿轮宽度:by =0/3 = 69 mm取乞二64mm425低速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示:名称计算公式数值(单位：mm)模数m3斥力角a20°分度圆直 径69£255齿顶圆直 径da375"a4261齿根圆直 径d/361.5d f4247. 5中心距a162齿宽69b4644. 3开式齿轮设计431选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）按传动设计的方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）卷扬机为一般工作机，速度不高，所以选用7级精度（gb/t100955

30、8）3）材料选择。由【2】表10-1选择小齿轮的材料为40cr,并经调质及表面淬火; 大齿轮用45钢：硬度4050hrco4）选择齿数。由于的开式传动，为使齿轮不至于过小，选小齿轮齿数z5=2o,大齿轮齿数z6=z3z5=73.8,取z6=74,由于是开式传动，故选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。4.3.2按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式进行计算m >1. 确定公式的各计算值（1）由资料2图10-20e查得齿轮的弯曲疲劳强度极限:（jfe = 1 000m pa cr fe6 = 670m pa（2）由资料【2】式10-13计算应力循环次数n、= 60© 儿=60 x 70.5

31、 xlx（2x8x300xl5%） = 3.24x106n（,二丛= 8.78x10（3）由资料【2】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数kfn5 io kfn6 - 1.65（4）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数s二1.4,由式（10-12）得5-kfn5°fe5s= 714.29mpakfn6fe6s二 789.64mpa(5)载荷系数：k 二 1.8(6)计算齿形系数：查资料【2】表10-5得5 = 2.8,几二 2.248(7) 计算齿形校正系数： 查资料2表10-5得：5=1.55, a6 = 1.758(8) 计算大小齿轮的空&f 加二 0.0061 eh= 0.0

32、05qf)6比较得，小齿轮的准俎数值大。qfi(8) 由资料【2】表10-7选取齿宽系数：二1.02. 设计计算角军得：m > 2.97mm由于是开式传动，计算模数将加大10%得:m = 2.97xl.l = 3.267,就近圆整得 m=43. 尺寸计算(1) 计算分度岡直径：d5 = mz = somm6 = mz? = 296mm(2) 计算屮心距a =' = 1 88/727772(3) 计算齿轮宽度：b5 = (f)dd5 = 80mm取 二 75 mm_19.1-960x彳 dxm4、工作机速度验算：”专=刃66%<5%,故设 计合理。4.3.3开式齿轮传动的几何

33、尺寸如下表所示:名称计算公式数值（单位：mm）模数m4压力角a20°分度圆h径d580d6296齿顶圆直 径88304齿根圆直 径70%286中心距a188齿宽b58075五.轴、轴承及联轴器的设计计算51中间轴的设计计算轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择 和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。因箱体内壁宽度主要由小间轴的结构 尺寸确定，故先对屮间轴进行设计，然后对干高速轴和低速轴进行设计。5.1.1已知条件中间轴传递功率 p2 =3.92x0.97x0.99 = 3.76 ,转速 n2=260. 16 r/min,齿轮分度圆直径仏二222 m

34、m, d3 =69 mm,齿轮宽度b2 =55 mm, b3 =69 mm5.1.2选择轴的材料因传递的功率不人，查资料【1】表8-26选常用材料45钢，调质处理5.1.3初算轴径查资料【1】表9-8得0106 135,考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值c=110,则= 26.79mm5.1.4结构设计轴的结构构想图如下图所示：图5-1屮间轴构想图(1) 轴承部件的设计轴不长，故轴承采用两端固定式。然后，按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处 开始设计(2) 轴承的选择与轴段和轴段的设计该轴段上安装轴承，其设计与轴承的选择同步进行。考虑无轴向力的存在，选用 深沟球轴承。轴段和轴段上安

35、装轴承，其宜径既应便于轴承安装，又应符合轴承 内径系列。查资料【3】表13-11取轴承为6308,与轴承配合的轴径d尸40価,外径 d二90mni,宽度b二23mm,定位轴肩直径da二49mm,外径定位直径da=81mm,对轴的力的 作用点距轴承外圈大端面的距离a3=-=l 1.5mm,通常一根轴上的两个轴承取相同型2号，所以cl5=40mm(3) 轴段和的设计轴段上安装齿轮3,轴段安装齿轮2,为了便于安装齿轮，也和山应分别大 于d1和d5,可初定d2=d4=42mm,齿轮2上轮毂宽度范围为(1.2-1. 5) d产50. 463価, 取其轮毂宽度与齿轮宽度爲二55 mm相等，左端采用轴肩定位

36、，右端采用套筒固定。由于齿轮3的宜径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度仇二69nini,其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒断面能够顶到齿轮端面，轴段和的 长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取l2=67mm, l4=53mm(4) 轴段该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为(0.070.1) d2=2. 94 4. 2mm,取其高度为 h=4mm,故 d3=50mm,齿轮3端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面内壁距离均取为4产10mm,齿轮2 和齿轮3距离初定为鸟=10min ,则箱体内壁z间的距离: bx = 24 +? +伙 + 勺 + % 二156. 5mm,取

37、43 = 10. 5mm,则 bx =157mmo 齿轮 2 的右端面2与箱体内壁的距离厶+如二色二12. 5mm,则轴段的长度为l3=10. 5mm- 2(5) 轴段和轴段的长度该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴承采用脂润滑，需耍用挡油环阻止 箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取=12inin,中间轴上两个 齿轮的固定由挡油环完成，则轴段的长度为：ll b + + + 3mm =23+12+10+3=48mm轴段的长度：l5二 b+ 2mm 二23+12+12. 5+2二49. 5mm(6) 轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=14. 7im则

38、可得轴的支点及受力 点之间的距离为：1= l+z- a：-3mm=48+69/2-ll. 5-3=68mm2仁二 l：汁址巴二 10. 5+(55+69)/2=72. 5mm_ 2l- ls+ - a：c2mm=42. 5+55/2-11. 52=63. 5mm25.1.5键连接齿轮与轴间釆用a型普通平键连接，由资料【3】表11-1查得键的型号分别 为 12x64 gb/t 10961990 和 12x50 gb/t 109619905.1.6轴的受力分析(1) 齿轮2的受力分析:=经二 1243.4nd2fr2 = ft2 tan a =452. 56n齿轮3的受力分析：耳=经二4000.

39、6 n汩£耳3 =伦 tan a 二 1456. 1 n(2) 画轴的受力简图 受力简图如下所示：te图5-2轴受力以及弯矩图(3) 计算支承反力在水平面：ru二厲厶一®(4+g 二_866. 3n厶+厶+13也二耳一心-®t3724n式屮负号表示与图屮所恫i力的方向相反。在垂直面上：上宜二3102.1 n'1 + 2 + 3心為+厲一心=2141.9n轴承1的总支反力：r严qr+ rj二3220. 8 n轴承2的总支反力：=2146.3 n(4) 画弯矩图如图5-2在水平面上，a-a截面处:m汕二尺屛二-50. 07 n mbb 截面处：mbh = /?

40、2hz3=_7. 314 n m在垂直而上，a-a截而处：mav = rwl =179. 30 2v. mb-b 截面处：mhv = /?2vz3-114. 16nm合成弯矩，a-a截面处：jm/ +心2二186. 16nm bb 截面处：= jm阳2 + 对=114. 39 n m(5) 画转矩图如图5-25.1.7校核轴的强度出以上计算可得出截面处有最人弯矩，因此r紅截面为危险截面，计算该截 面的抗弯截面系数：加,bt(d.-t)23w = =8782. omm322d2抗扭截面系数：32=生加(山7) 二8974. 8 mm3t 162d2a截面处弯曲应力：m刀=21.2mrz'

41、 w扭剪应力：厂=互二7. 21 mpawt按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故 取折合 系数 a = 0.6 ,贝0 当 量应力 为 ：oe = jct/,2 +4t)2 二22. 9 mpa由资料【1】表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限巧= 650mpa,由表8-32用插值法得轴的许用弯曲应力“二60mpg,“，强度满足要求。5.1.8校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力：(t,=竺_二36. 25mpap d4hl取键、轴及齿轮的材料都为钢，由资料【1】表8-33查得q=125150mpa,强度足够。齿轮3的键长于齿轮2的键，故其强度也足够。5

42、.1.9校核轴承寿命1) 轴承已初步定为6308,基本额定负荷cr=40.skn2) 计算当量动载荷p,根据式资料【2】(13-9a)： p =、fpffrl =&/+&二3220. 8 n代2 = j/?2+r冲2 二2146. 3 n查资料【2】表13-6,得=1.2-1.8,取fp =1.5,体选两者中较大者,故:p =几巴=1.5 x 3220.8 = 483 2n校核此轴承的寿命：lh = 106 (邑=38585h"60>7?2 i p )轴承满足工作需求。工作年限二俎=53.6年，故轴承寿命满足要求。2x8xl5%x30052高速轴的设计计算5.2

43、.1已知条件高速轴传递功率片=3.92kw,转速n. =960r/min,小齿轮分度鬪直径二60mni,齿轮宽度勺二60 mm。5.2.2选择轴的材料因传递的功率不大，杳资料【1】表8-26选常用材料45钢，调质处理5.2.3初算轴径和选择联轴器查资料【1】表9-8得c二106135,考虑轴端不承受转拒，只承受少量的弯矩, 故取较小值c=110,则dmin = c普=17.58肌加考虑该轴径取得太小，轴承的寿命可能不能满足要求，取d严30伽。由资料【1】 表8-38查得gb/t 5014-2003屮lx2型联轴器符合要求：公称转矩为560许用转速6300r/min,轴孔范围为20 35mm,满

44、足要求，轴孔长度为60mm, j型 轴孔，联轴器主动端代号为lx2 30x60 gb/t 5014-2003,故轴段的氏度略小于轴 孔长度，取li=58mmo5.2.4结构设计轴的结构构想图如下图所示:减速器设计实例精解bd n r_q_一dld二知二40 11-9高速轴结构的构想图58图5-3高速轴构想图(1) 划分轴段轴伸出段d”端盖以及密封圈处轴段d2,轴承安装轴段ch、d7,轴颈段di、de,齿 轮轴段d5o(2) 密封圈和轴段查资料【3】表15-11得，选用直径为35mm的油封毡圈，因此确定d2=35mmo查资料【3】表13-11,选择深沟球轴承6308,与轴承配合的轴径d3=40m

45、m,外径 i)=90mm,宽度b=23mm,定位轴肩直径da=49mm,外径定位直径da=81mm,对轴的力的 作用点距轴承外圈大端面的距离a3=l 1.5mm,通常-根轴上的两个轴承取相同型号， 所以d7=40mm,轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，为补 偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱休内壁距离取 a=12nini,扌半油环的扌肖油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm,扌肖油环轴孔宽度定为 b =15mm,则 l3=l7= b + 目二38mm。(3) 齿轮和轴段由于该轴直径与齿轮分度圆直径相差不大，故设计成齿轮轴，齿轮轴段直径与齿 轮 1 直径尺寸

46、相同，为 d5= dx =60mm, da5二川=64mm, df5= rfzi=55nmio 轴段长度 l5= bx =60mm o(4) 轴段和轴段的设计该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则d4= d6-50mm,齿轮右端面 距箱体内壁距离为则轴段的t度l6= a + a, - b, =7nin),轴段的t度li= bx + | _ b b =84inni o(5) 轴段的长度该轴段的长度与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖有关。轴承座 的宽度l二+ q+c2+(58)m7?,由资料【1】表4-1得，下箱座壁厚8 =0. 025 a +3mm=0025 x 162+3=7.

47、05<8mm, （ o为低速级齿轮传动的中心距）,取=8nim,+6/2=141 + 162=303nini<400nim,去轴承旁连接螺栓为m16,则部分面凸缘尺寸(扳手空间)，=24mm, c2 =20nini,箱体轴承座宽度l二5760mm,取l=58mm,可取箱 体凸缘连接螺栓为m12,地脚螺栓为心二m20,则冇轴承端盖连接螺钉为0.4=8mm, 由资料【1】表8-30得轴承端盖凸缘厚度为取端盖与轴承座z间的调整垫 片厚度为，二2mm，端盖连接螺栓由资料【1】表8-29得，采用螺栓gb/t 5781 m8x25, 其安装圆周人于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间

48、相干涉，故联轴器轮毂端而与端盖外端而的距离为k=10nim,则l2=l+=45mmo(5)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=-=ll. 5mm,则可得轴的支点及受 2力点间的距离：/. = 4- l2+ &3二29+45+11. 5=85. 5mm/2= l3+ l4+l5/2- a3=140e 5mmi3= l5/2+ l&+ l?- 33=63. 5mm5.2.5键连接联轴器与轴段采用a型普通平键连接，由资料【1】表8-31查得其型号为8x56 gb/t 1096-19905.2.6轴的受力分析(1) 齿轮1的受力分析：几=竺二 1333. 3n

49、fti = ftl tan a =485. 3n图5-4（3）计算支反力在水平面：k二二弘二-151.43n厶+厶r2h =一尺屮一你二-333.87 n式中负号表示与图中所画力的方向相反。在垂直面上：/?卍=込殳二416.04 nh + h/?2v =fti-/?lv=917. 26 n轴承1的总支反力：+二442. 7 n轴承2的总支反力：r产阳+ rzj =976. 13 n（4）画弯矩图在水'卜面上，a-a截面处：mah = r2hl3-2. 2 n - m 在垂宜面上，a-a 截面处：mav =-/?1v/2=-58. 25n-m合成弯矩，a-a截面处：+二61.99 n m

50、如图5-4（5）画转矩图7； = 40.00n - m ,如图 5-45.2.7校核轴的强度a-a截而上弯矩最大，且作用冇转矩，故a-a截而为危险截而，计算该截而的抗 弯截面系数：3w =也二21205. 8 加屛32抗扭截面系数:16二42411. 6a截面处弯卅应力：m刀=二2. 2 mpab w扭剪应力：2 互二0. 94 mpawt按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故 取折合系数 0 = 0.6, 则 当量应力 为：oe - jq： +4（处尸-3. 13 mpa由资料【1】表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限巧= 650mpa,由表8-32用插值

51、法得轴的许用弯曲应力6二60mpg,，强度满足要求。5.2.8校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力：6 二理二10. 88 mpa 卩djh取键、轴及齿轮的材料都为钢，由资料【1】表8-33查得叫=125150mpa,勺7，故其强度足够。5.2.9校核轴承寿命1）轴承已初步定为6308,基本额定负荷cr=40.skn2）计算当量动载荷p,根据式资料【2】（13-9a）： p = fpff占r+r"442.7 n 2=77+=976.13 n查资料【2】表13-6,得力,=1.21.8,取=1.5,巴选两者中较大者，故:p = fp.fr=.5x 9763 = 1464.22校核此

52、轴承的寿命：乙=卫一邑=3. 76xlo5h60 nx p )轴承满足工作需求。工作年限二如二522年，故轴承寿命满足要求。2x8xl5%x30053低速轴的设计计算5.3.1已知条件低速轴传递功率a=3.61kw,转速©=70.5厂/min,齿轮分度圆直径6/4=255mni,齿轮宽度b, =64 mmo5.3.2选择轴的材料因传递的功率不大，查资料【1】表8-26选常用材料45钢，调质处理5.3.3初算轴径查资料【1】表9-8得0106 135,考虑轴端承受转矩，不承受弯矩,故取较小值c=iio,则心轴与联轴器相连接，有一个键槽,轴径应増大3%5%,轴端最细处直径为di >41. 72 42. 90mm5.3.4结构设计轴的结构构想图如下图所示:厶厂一 厶5 丄s丄图5-5低速轴构想图(1) 轴承部件的设计轴不长，故轴承采用两端固定式。然后，按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处 开始设计(2) 联轴器及轴段轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行，为补偿联轴器所 连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器，查资料【1】表8-37,取ka二3, 则计算转矩：tc = 7； =3x489. 01=1467. 03 /v m ,由资料【1】表8-38查得gb/t5014-2003中lx4型联轴器符合耍