机械设计课程设计卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器02

机械设计课程设计说明书设计题目：卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器目录一、设计任务⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1、设计题目⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12、运动简图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13、工作条件⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14、原始数据⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1二、拟定传动方案⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2三、电动机的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯21、选择电动机的类型⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2、选择电动机功率⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3、选择电动机转速⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯四、总传动比及传动比分配⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1、计算总传动比⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2、各级传动比分配⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯五、传动系统的运动和动力参数计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯41、各轴转速⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2、各轴输入功率⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3、各轴转矩⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4、数据总汇⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯六、传动零件的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1、高速级齿轮传动设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1.2按齿面接触强度设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯61.3按齿根弯曲疲劳强度计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯82、低速级齿轮传动设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯102.2按齿面接触强度设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯102.3按齿根弯曲疲劳强度计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12七、轴的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯141、中间轴结构尺寸设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯141.1选择轴的材料⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯141.2轴的初步估算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯141.3轴的结构设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯142、高速（输入）轴结构尺寸设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2.1选择轴的材料⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯172.2轴的初步估算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯172.3轴的结构设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯173、低速轴（输出轴）设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯193.1选择轴的材料⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯193.2轴的初步估算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯193.3轴的结构设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯20八、滚动轴承的校核计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1、高速轴滚动轴承的校核计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2、中间轴滚动轴承的校核计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3、低速轴滚动轴承的校核计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯九、平键连接的选用与计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1、高速轴与联轴器的键联接选用及计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯232、中间轴与齿轮2的键联接选用及计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯243、低速轴与齿轮3的键联接选用及计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯244、低速轴与联轴器的键联接选用及计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯24十、联轴器的选择计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯251、高速轴输入端联轴器的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2、低速轴输出端联轴器的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯十一、减速器箱体及其附件设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1、箱体设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2、箱体主要附件作用及形式⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2.1通气器⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2.2窥视孔和视孔盖⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2.3油标尺油塞⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2.4油塞⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2.5定位销⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2.6启盖螺钉⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2.7起吊装置⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯十二、附图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯十三、参考文献⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3设计内容设计计算及说明设计结果一、设计任务1、设计题目2、运动简图3、工作条件4、原始数据卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器单向运转，轻微振动，连续工作，两班制，使用期限5年，卷筒转速容许误差为±5％。卷筒圆周力：Fw=42卷筒直径:D=420mm卷筒转速：n=36r/min设计内容设计计算及说明设计结果二、拟定传动方案三、电动机的选择1、选择电动机的类型2、选择电动机功率机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。根据已知条件，该设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器。电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，根据卷扬机要求选择应用较广的Y系列自冷式笼型三相异步电动机，电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。卷筒所需功率Pw已知Fw=42VPw=4200×0.7536/1000=3.电动机至卷筒之间的总效率：η其中η1、η2、η3、ηw查《机械设计计算手册》得：弹性联轴器η1=0.99～0.995，取8级精度齿轮传动η2=0.97，取0.9一对滚动轴承的效率η3=0.99，取卷筒效率ηw=0.96，取η=0.99展开式二级圆柱齿轮减速器。Y系列自冷式笼型三相异步电动机Vw=0.792Pw=3.326η1η2η3ηwη=0.8设计内容设计计算及说明设计结果3、选择电动机转速四、总传动比及传动比分配1、计算总传动比2、各级传动比分配实际需要的电动机输出功率为：PPd=3.326/0.855=3.8查手册选电动机定额定功率：Pe查表得两级减速器机构的推荐传动比i为8～50。电动机转速可选范围：n0=i×n=(8～50)×36=288～电动机同步转速符合要求的有：750r/min，1000r/min,1500r/min电动机型号额定功率同步转速满载转速最大转矩总传动比Y160M1-847507202.020Y132M1-6410009602.226.67Y112M-44150014402.340从电机价格和减速器造价两方面考虑，选同步转速1000r/min的电动机。即：选用Y132M1-6三相异步电动机由《机械设计课程设计指导》查得Y132M1-6型电动机满载转速：n0总传动比i=n0/n=960/36对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮邓浸油高度要求，即按各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取i1=（1.3～1.5）i2。（式中i1Pd=3.8PeY132M1-6三相异步电动机i=26.67i1=（1.3～1.5）设计内容设计计算及说明设计结果五、传动系统的运动和动力参数计算1、各轴转速2、各轴输入功率由于总传动比i=26.67所以i1*i得出i1=6.12i电机轴取满载转速电机轴0轴：n0高速轴Ⅰ轴：nⅠ=n中间轴Ⅱ轴：nⅡ=nⅠ/i1低速轴Ⅲ轴：nⅢ=nⅡ/卷筒轴Ⅳ轴：nⅣ=n已知：η1ηηη电机轴输入功率取额定功率P0轴：P0Ⅰ轴：PⅠ=P0∙η3=Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ∙η2∙η3=3.Ⅲ轴：PⅢ=PⅡ∙η2=3.55KWⅣ轴：PⅣ=PⅢ∙ηi1i2n0nⅠnⅡ=156.86nⅢ=36nⅣ=36PeP0=PⅠ=3.85PⅡ=3.70PⅢ=3.55PⅣ=3.48设计内容设计计算及说明设计结果3、各轴转矩4、数据总汇六、传动零件的设计计算1、高速级齿轮传动设计1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数0轴：T0=9550×P0/n0=9550×Ⅰ轴：TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=9550=38.3N∙mⅡ轴：TⅡ=9550×PⅡ/n=225.26N∙mⅢ轴：TⅢ=9550×PⅢ/n=942.26N∙mⅣ轴：TⅣ=9550×PⅣ/n=923.68N∙m参数 轴号电动机轴轴=1\*ROMANI轴=2\*ROMANII轴=3\*ROMANIII卷筒轴转速r/min9609601573636功率KW3.893.853.703.553.48转矩N.m38.738.3225.26942.26923.68传动比16.124.361效率0.990.960.960.98根据已知条件，选择直齿圆柱齿轮;卷扬机为一般工作机，转速不高，选用8级精度（GB10095-88）;T0=38.7N∙TⅠ=38.3N∙TⅡ=225.26N∙TⅢ=942.26N∙TⅣ=923.68N∙直齿圆柱齿轮8级精度设计内容设计计算及说明设计结果1.2按齿面接触强度设计1.2.1查设计手册确定计算公式中各个数值：查《机械设计计算手册》，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮选择45钢（调质），硬度为240HBS。两者硬度差为40HBS为使齿轮磨损均匀，小齿轮选择齿数Z1=24则大齿轮齿数为Z2=Z1×i1取Z2查机械设计教材取齿宽系数∅d=1，取标准压力角α=20此为外啮合闭式软齿面齿轮传动，以保证齿面接触强度为主。由公式d1t试选载荷系数Kt②小齿轮传递转矩T1=TⅠ=38300N③材料的弹性影响系数ZE=189.8M④节点区域系数ZH⑤由机械设计教材图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2⑥计算应力循环次数：N1=60n1jLh=60×960×1×(2×8×=1.682×10N2=1.682×109⑦从机械设计教材查图取接触疲劳寿命细数KHN1=0.90；K⑧计算接触疲劳许用应力取失效率1%，安全系数S=1，得σH1=KHN1σH2=KHN2小齿轮40Cr大齿轮45钢Z1Z2σHσH2设计内容设计计算及说明设计结果1.2.2试算小齿轮分度圆直径1.2.3计算圆周速度1.2.4计算齿宽1.2.5计算齿宽与齿高比1.2.6计算载荷系数1.2.7按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径σH中取较小值=2.32=45.526mmv=πd1tbt=∅d∙模数mt齿高h=2.25mt=2.25×1.897=4.268bt/h=根据v=2.0m/s，8级精度，查得动载系数KV直齿轮，查表10-2得KHα=KFα取使用系数KA由表10-4用插值法得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时KHβ由b/h=10.67，KHβ=1.452查图10-13得K故载荷系数：K==1.25×1.15×1×1.452=2.087d1=d1t3K/d1v=2.29m/sbt=mth=4.268mmbtKd1=设计内容设计计算及说明设计结果1.2.8计算模数m1.3按齿根弯曲疲劳强度计算1.3.1确定公式各值m=d1由10-5得m≥由10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ大齿轮的弯曲疲劳强度极限σ由10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1KFN2计算弯曲疲劳许用应力S=1.4由10-12得σF1σF2载荷系数K=KA齿形系数由表10-5得YFa1应力校正系数由表10-5得YSa1计算大小齿轮的YFaYY很明显大齿轮的数值大m=2.21mmKFN1KFN2σσK=2.013设计内容设计计算及说明设计结果1.3.2设计计算1.3.3几何尺寸计算2、低速级齿轮传动设计m≥3由于齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，可取弯曲强度算得模数1.62就近圆标准值m=2mm。ZZ这样设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度。计算分度圆直径d1d2计算齿顶圆、齿根圆直径hhda1df1计算中心距a=d计算齿轮宽度b=∅取B2=55mmm≥1.62mmZZd1d2hhf1da1df1a=192mmb=54mmBB设计内容设计计算及说明设计结果2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2.2按齿面接触强度设计2.2.1查设计手册确定计算公式中各个数值根据已知条件，选择直齿圆柱齿轮;卷扬机为一般工作机，转速不高，选用8级精度（GB10095-88）;查《机械设计计算手册》，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮选择45钢（调质），硬度为240HBS。两者硬度差为40HBS为使齿轮磨损均匀，小齿轮选择齿数Z3=24则大齿轮齿数为Z4=Z1×i21取Z2=10本传动为软齿面的闭式齿轮传动，故接触疲劳强度设计由公式d1试选载荷系数Kt②小齿轮传递转矩T2=TⅡ=225.26N③材料的弹性影响系数ZE=189.8M查机械设计教材取齿宽系数∅d=1，取标准压力角α=20⑤由机械设计教材图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim3=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim4⑥计算应力循环次数小齿轮40Cr大齿轮选择45钢Z3Z2设计内容设计计算及说明设计结果2.2.2试算小齿轮分度圆直径2.2.3计算圆周速度2.2.4计算齿宽2.2.5计算齿宽与齿高比2.2.6计算载荷系数N3=60n1jLh=60×157×1×(2×8×=2.85×10N4=2.85×108/4.36=⑦从机械设计教材查图取接触疲劳寿命细数KHN3=0.95；KHN4⑧计算接触疲劳许用应力取失效率1%，安全系数S=1，得σH3=KHN3σH4=KHN4=2.32=82.159mmv=πd3bt=∅d∙d3t模数mt齿高h=2.25mt=2.25×3.42=4.268b/h=45.526/4.268=10.70根据v=0.675m/s，8级精度，查得动载系数KV直齿轮，查表10-2得KHα=KFα取使用系数KAN3=2.85×σHσHdv=0.675m/sbt=mth=4.268mmb/h=10.70设计内容设计计算及说明设计结果2.2.7按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径2.2.8计算模数m2.3按齿根弯曲疲劳强度计算2.3.1确定公式各值由表10-4用插值法得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时KHβ由b/h=10.67，KHβ=1.463查图10-13得K故载荷系数：K==1.25×1.10×1×1.463=2.01d3=d3t3K/Kt=m=d3m≥由10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ大齿轮的弯曲疲劳强度极限σ由10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3KFN4计算弯曲疲劳许用应力S=1.4由10-12得σF3σF4载荷系数K=KAK=2.01d3=m=3.96mmσσF4K=1.953设计内容设计计算及说明设计结果2.3.2设计计算2.3.3几何尺寸计算齿形系数由表10-5得YFa3应力校正系数由表10-5得YSa3计算大小齿轮的YFaYY很明显大齿轮的数值大m≥由于齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，可取弯曲强度算得模数3就近圆整为近似值m=2mm。ZZ这样设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度。计算分度圆直径d3d4计算齿顶圆、齿根圆直径ha3hf3da3df3计算中心距a=m≥2.89mmZZd3d4ha3hda3df3a=256.5mm设计内容设计计算及说明设计结果七、轴的设计计算1、中间轴结构尺寸设计1.1选择轴的材料1.2轴的初步估算1.3轴的结构设计1.3.1各轴段直径的确定计算齿轮宽度b=∅取B3=105mm在两级展开式减速器中，三根轴跨距相差不宜过大，故先进行中间轴的设计，以确定跨距。因为中间轴为齿轮轴，应与齿轮3的材料一致，故材料为40Cr，调质，由参考文献[2]表15-1查出σB=735MPa，[σ-1]=70MPa。由参考文献[2]表15-3d≥A03PⅡ考虑该处轴径尺寸应当大于高速级轴颈处直径取d1=根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如下：初选滚动轴承，代号为6208，轴颈直径d齿轮2处轴头直径d4齿轮2定位轴肩高度h=(0.07~0.1)d4=0.1×45=4.5mm,该处直径d齿轮3的直径：d3=96mmda3=102mm由参考文献[1]附表5-2查出轴承安装尺寸d2b=96mmBBd≥30.3mmdd4h=4.5mmd4d3=96d2设计内容设计计算及说明设计结果1.3.2各轴段轴向长度的确定1.3.3校核轴的强度由参考文献[1]附表5-2查得轴承的宽度B2=18mmΔl1=18mm+Δ齿轮3宽度l3=B轮毂宽59mm，为定位可靠，l5应小于轮毂宽2~3mm，取l5=5l2=Δl3=Δ4－b3－b42=（l6=B2+外伸2mm+Δ2+Δ=2\*ROMANII轴的转矩TⅡ=225.26N.m齿轮2：Ft2=2TⅡFr2=Ft2tanα=1386×tan20齿轮3：Ft3=2TⅡFr3=Ft3tanα=4765×tan20AB轴承垂直面支撑反力：FAV=Fr359B2Δl1l3=Bl5l2l3l6Ft2=1386Fr2=505Ft3Fr3FBV=设计内容设计计算及说明设计结果FBV=AB轴承水平面支撑反力：FBH=Ft392＋82FAH=4765+1386-2712=3439垂直面弯矩MCV=FAV×82=992×82=81.67NMDV=FBV×59=233×59=13.75N水平面弯矩MCH=FAH×82=3439×82=282NMDH=FBH×74=2712×59=160N合成弯矩C截面合成弯矩：MD截面合成弯矩：M计算危险截面的当量弯矩T取折合系数α=0.6，则当量弯矩为M=危险截面处的直径d≥3Me0.1[σ-所以原设计强度足够中间轴受力、弯矩及转矩见附图1FAV=FBH=FAH=MCV=81.67N∙MDV=13.75N∙MCH=282N∙MDH=160N∙MMMd≥35.98mm原设计强度足够设计内容设计计算及说明设计结果2、高速（输入）轴结构尺寸设计2.1选择轴的材料2.2轴的初步估算2.3轴的结构设计2.3.1各轴段直径的确定2.3.2各轴段轴向长度的确定因为输入轴为齿轮轴，应与齿轮1的材料一致，故材料为40Cr，调质，由参考文献[2]表15-1查出σB=735MPa，[σ-1]=70MPa。由参考文献[2]表15-3d≥A03P1考虑与电动机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取d1由于轴身直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径d2初选滚动轴承6207，查参考文献[1]附表5-2得轴颈直径d由参考文献[1]附表5-2查得轴承安装尺寸d齿轮分度圆直径d5=d1da5d≥16.69mmd1d2ddd5=dda5=59mm设计内容设计计算及说明设计结果2.3.3校核轴的强度半联轴器轴向长为60mm，取l1为l2=k+(10~20)mm+δ+C1+C2+(3~5)+e－Δ3－B=7＋13＋10＋22＋20＋5＋10－10－17=60mm，其中δ为壁厚；C1、Cl3=轴承宽度l5=齿轮1宽度l6=Δ2－b1－由中间轴设计知箱体内壁间距离A=195mm两轴承轴颈间距L0=A+2Δ3+B=195+2×l4=L0－b1－l6－2l7=轴承宽度17mm+外伸=1\*ROMANI轴的转矩T=1\*ROMAN齿轮1：Ft1=2TⅠd1Fr1=Ft1tanα=1419×tan20°=5AB轴承垂直面支撑反力：FAV=Fr1×56FBV=516-AB轴承水平面支反力：FAH=Ft1×56FBH=1419-垂直面弯矩MCV=FAV×176=125×176=22Nl2=l3=l5=l6A=195mmL0=ll7=Ft1=Fr1=FAV=FBVFAH=FBHMCV=22N∙设计内容设计计算及说明设计结果3、低速轴（输出轴）设计3.1选择轴的材料3.2轴的初步估算水平面弯矩MCH=FAH×176=343×176=60.28合成弯矩M计算危险截面的当量弯矩T取折合系数α=0.6，则当量弯矩为：M=危险截面处的直径d≥3Me0.1[σ-所以原设计强度足够高速轴受力、弯矩及转矩见附图2材料选用45刚，正火处理，由参考文献[2]表15-1查出σB=600MPa，[σ-1]=55Mpa.由参考文献[2]表15-3查得d≥A03PⅢ由于安装联轴器处有键，故轴需加大4%~5%。则d≥故取该轴的基本轴径dmin=55mmMCH=60.28N∙MMd≥21.35mm原设计强度足够d≥50.83mmd≥53.dmin设计内容设计计算及说明设计结果3.3轴的结构设计3.3.1各轴段直径的确定3.3.2各轴段轴向长度的确定3.3.3校核轴的强度根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如下：初选滚动轴承6213d根据油封标准，d2初选滚动轴承6213，查参考文献[1]附表5-2得轴颈直径dd4由齿轮尺寸，d5轴肩高h=5mm，d6=d查参考文献[1]附表5-2得轴承安装尺寸d7半联轴器轴向长为84mm，取l1为l2l3=轴承宽度l4=Δ2+Δl5=轮毂宽102mm－2mm=100l6=1.4h=1.4×l7=箱体宽195mm+2Δ3－l4－l5－l6=195＋2×10－19.5－Ⅲ轴的转矩T齿轮4：Ft4=2TⅢd4Fr4=Ft4tanα=4519×tan20°=1ddd4d5d6d7l1l2l3=l4l5=l6=l7l8=Ft4=Fr4=设计内容设计计算及说明设计结果八、滚动轴承的校核计算1、高速轴滚动轴承的校核计算AB轴承垂直面支撑反力：FAV=Fr4×158FBVAB轴承水平面支撑反力：FAH=Ft4×158FBH=4519-3000垂直面弯矩MDV=FAV×80=1092×80=87.36水平面弯矩MDH=FAH×80=1705×143=240合成弯矩M计算危险截面的当量弯矩。取折合系数α=0.6，则当量弯矩为：M危险截面处的直径：d≥3Me0.1[σ-所以原设计强度足够。低速轴受力、弯矩及转矩见附图3选用的轴承型号为6207，由参考文献[2]式13-5，轴承基本额定寿命LFAV=1092FBV=FAH=3000FBH=1MDV=87.36N∙MDH=240N∙MMd≥48.32mm原设计强度足够设计内容设计计算及说明设计结果2、中间轴滚动轴承的校核计算由参考文献[1]附表5-2查得Cr对球轴承，寿命指数ε=3n=nⅠ轴承A的径向载荷P轴承B的径向载荷PPB>PALh=10要求使用寿命Lh＇=5×365×2×8=292故所选轴承合格。选用的轴承型号为6208，由参考文献[2]式13-5，轴承基本额定寿命L由参考文献[1]附表5-2查得Cr对球轴承，寿命指数ε=3n=nⅡ=156.86轴承A的径向载荷P轴承B的径向载荷PPA>PBLh=10要求使用寿命Lh＇=5×365×2×8=292故所选轴承合用。PPLh=1Lh＇所选轴承合格PPLh=Lh＇所选轴承合用设计内容设计计算及说明设计结果3、低速轴滚动轴承的校核计算九、平键连接的选用与计算1、高速轴与联轴器的键联接选用及计算选用的轴承型号为6213，由参考文献[2]式13-5，轴承基本额定寿命L由参考文献[1]附表5-2查得Cr对球轴承，寿命指数ε=3n=nⅢ=36轴承A的径向载荷P轴承B的径向载荷PPA>PLh=10要求使用寿命Lh＇故所选轴承合用。由前面轴的设计已知本处轴径d1由参考文献[1]附表3-28选择：键10×8×50GB/T1096-2003键的接触长度l=L－b=60－10=60mm，接触长度h＇由参考文献[2]表6-2查得许用挤压应力[σp]=11σ键联接的强度足够。PPLh=Lh＇所选轴承合用σ设计内容设计计算及说明设计结果2、中间轴与齿轮2的键联接选用及计算3、低速轴与齿轮3的键联接选用及计算4、低速轴与联轴器的键联接选用及计算由前面轴的设计已知本处轴径d2由参考文献[1]附表3-28选择：键14×9×45GB/T1096-2003键的接触长度l=L－b=45－14=31mm，接触长度h＇由参考文献[2]表6-2查得许用挤压应力[σp]=11σ键联接强度足够。由前面轴的设计已知本处轴径d5由参考文献[1]附表3-28选择：键20×12×90GB/T1096-2003键的接触长度l=L－b=90－20=70mm，接触长度h＇由参考文献[2]表6-2查得许用挤压应力[σp]=11σ键联接强度足够。由前面轴的设计已知本处轴径d1由参考文献[1]附表3-28选择：键16×10×70GB/T1096-2003σd5l=70mmh＇σ键联接强度足够d1设计内容设计计算及说明设计结果十、联轴器的选择计算1、高速轴输入端联轴器的选择2、低速轴输出端联轴器的选择键的接触长度l=L－b=70－16=54mm，接触长度h＇由参考文献[2]表6-2查得许用挤压应力[σpσ可见连接的挤压强度不够，改用双键，相隔180°布置。双键的工作长度l=1.5×54=81mm。则σ此时键联接强度足够高速级的转速较高，选用有缓冲功能的弹性套柱销联轴器。由参考文献[2]表14-1查出载荷系数K=1.5，则计算转矩Tca=KTⅠ=1.5轴径电动机d电=38mm，d查参考文献[1]附表4-3，选用联轴器TL6YA38×合乎上述要求。l=54mmh＇σ挤压强度不够，改用双键，相隔180σ键联接强度足够Tca=57450Nd电=38mm，d设计内容设计计算及说明设计结果十一、减速器箱体及其附件设计1、箱体设计低速级的转速较低，传递的力矩大，且减速器轴与卷筒轴之间轴线偏移较大，选用刚性可移式的滚子链联轴器。由参考文献[2]表14-1查出载荷系数K=1.5，则计算转矩Tca=KTⅢ=1.5输出轴轴径d1查参考文献[1]附表4-3，选用联轴器GL9FJB55×合乎上述要求。本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。箱体各参数如下表：名称符号尺寸关系箱座壁厚δδ=10mm箱盖壁厚δ1δ1=10mm箱体凸缘厚度b，b1，b2箱座b=1.5δ=15mm箱盖b1=1.5δ=15mm箱底座b2=2.5δ=25mm加强肋厚m，m1箱座m>0.85δ=10mm箱盖m≥0.85δ=10mm地脚螺钉直径及数目DfDf=0.036a+12=18.39（M20）地脚螺钉数目nn=6轴承旁联接螺栓直径d1d1=0.75df=13.79取（M16）箱盖、箱座联接螺栓直径d2(0.5～0.6)df取（M12）轴承盖螺钉直径和数目d3，n(0.5～0.6)dfd3=10n=6窥视孔盖螺钉直径d4d4=(0.3～0.4)df取