卷揚機的傳動裝置設計

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1、成績: 《機械產(chǎn)品設計》 項目設計說明書 設計題目： 卷揚機的傳動裝置設計 專業(yè)班級： 機制2011—07班 學生姓名： XXX 學 號: XXXXXXXXX 指導教師： XXX 目錄 第一章、機械設計課程設計任務書 2 第二章、電動機的選擇 4 第三章、分配傳動比 6 第四章、齒輪設計 9 4.1高速級直齒圓柱齒輪傳動的設計計算 8 4.2低速級直齒園柱齒輪傳動的設計計算 12 第 五 章 、 軸 的 設 計 、 滾 動 軸 承 選 擇 、 鍵 連 接 和 聯(lián) 軸 器 選 擇 18 5.1軸的設計 18 5.2、 滾動軸承的選

2、擇及計算 25 5.3、 鍵連接的選擇及校核計算 28 第六章、附件設計 29 第七章、設計小結(jié) 31 第八章、參考資料 33 第一章 《機械產(chǎn)品設計》任務書 一、設計題目：電動卷揚機的傳動裝置設計 1.機器的功能要求： 起升機構(gòu)是使重物作升降運動的機構(gòu)，它是 任何起重機必不可少和最主要最基本的機構(gòu)。此次設計的電動 5噸卷 揚機是由電動機、連軸器、制動器、減速器、卷筒、導向滑輪、起升 滑輪組、釣鉤等組成，其各方面的機構(gòu)分布可以參考如下圖所示。 減速器高速軸，經(jīng)減速器減速后由低速軸帶動卷筒旋轉(zhuǎn)， 使鋼絲繩在 卷筒上繞進或放出，從而使重物起升或

3、下降。電動機停止轉(zhuǎn)動時，依 靠制動器將高速軸的制動輪剎住，使懸吊的重物停止在空中。 根據(jù)需要起升機構(gòu)上還可裝設各種輔助裝置，如起重量限制器、起 升高度限位器、速度限制器和鋼絲繩作多層卷繞時，使鋼絲繩順序排 列在卷筒上的排繩裝置等。 2. 機器工作條件：間隙工作，每班工作時間不超過 15%，每次 工作時間不超過10min,滿載啟動，工作中有中等振動，兩班制工作， 鋼繩的速度允許誤差士 5%。小批量生產(chǎn)，設計壽命為10年。 3. 工作裝置功能參數(shù)：剛繩的拉力F= 10KN，速度V=0.8m/s, 卷筒的直徑D=260mm。 、設計任務 1. 設計工作內(nèi)容 《機械產(chǎn)品設計

4、》 課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、 圖樣技 術設計和技術文件編制三部分組成。 （1）理論分析與設計計算 a）總體方案設計：驅(qū)動系統(tǒng)有手動、內(nèi)燃機和電動機幾類。①手 動的手柄回轉(zhuǎn)的傳動機構(gòu)上裝有停止器（棘輪和棘爪） ，可使重物保 持在需要的位置。 裝配或提升重物的手動還應設置安全手柄和制動器。 手動一般用在起重量小、 設施條件較差或無電源的地方。 ②內(nèi)燃機驅(qū) 動的在卷筒與內(nèi)燃機之間裝有離合器。 當離合器和卷筒軸上的制動器 松開后，卷筒上的繩索處于無載狀態(tài) ，此時繩索一端可從卷筒上自 由地拽出，以縮短再次提拉物件時的掛繩時間。 內(nèi)燃機須在無載情況 下啟動，離合器能將卷筒與內(nèi)燃機脫開， 待啟

5、動正常后再使離合器接 合而驅(qū)動卷筒。 內(nèi)燃機驅(qū)動的卷揚機常用于戶外需要經(jīng)常移動的作業(yè)， 或缺乏電源的場所。 ③電動調(diào)度廣泛用于工作繁重和需牽引力較大的 場所。根據(jù)工作環(huán)境的不同， 可選用防爆型或非防爆型電動機為動力 源。電動機經(jīng)減速器帶動卷筒， 電動機與減速器輸入之間裝有制動器。 為適應提升、牽引 、回轉(zhuǎn)等作業(yè)的需要，還有雙卷筒和多卷筒裝置 的起升機構(gòu)。 根據(jù)傳動形式的不同， 卷揚機可分為蘇式多級內(nèi)齒行星齒輪傳動 調(diào)度卷揚機、擺線針輪傳動調(diào)度卷揚機、蝸輪 - 蝸桿傳動回柱卷揚機 和少差齒回柱和調(diào)度卷揚機等。 對于單滾筒行星齒輪傳動調(diào)度卷揚機， 其具有成本低，效率較高，重量輕，結(jié)構(gòu)簡單，易于維

6、修和保養(yǎng)等優(yōu) 點。 本次設計的卷揚機用于建筑工地的地面調(diào)度和搬運工作。 根據(jù)實 - 4 - 際工作要求，采用兩級圓柱齒輪傳動。 b）設計參數(shù)的確定：電動機類型的選擇：該裝置用于礦山地面、冶金 礦物或建筑工地的地面調(diào)度和搬運工作，要求環(huán)境濕度在 80%以下， 周圍介質(zhì)溫度不超過 40C，且空氣中不得含有沼氣等爆炸性及具有 腐蝕作用的氣體，選用丫系列全封閉式鼠籠型三相異步電動機。 c）基本尺寸的確定：載荷狀態(tài)表示卷揚機鋼絲繩承受拉力作用地輕 重與頻繁程度，它與整個使用壽命期限內(nèi)鋼絲繩每次承受地拉力 Fi與 額定拉力Fe之比（Fi / Fe ）和鋼絲繩每次承受拉力 Fi作用下地工作循

7、環(huán)次數(shù)ni與總工作循環(huán)次數(shù)Nt之比（m/NJ有關。 m 載荷譜系數(shù)Kf可用下式計算：Kf =E丄旦 Nt Fe 式中K f——載荷譜系數(shù)； n i ――在鋼絲繩拉力 Fi作用下的工作循環(huán)次數(shù)，n i = ni , n2 .…nn ； N t 總的工作循環(huán)次數(shù)，Nt =Eni = ni + n? + ??? nn ； F i ――鋼絲繩承受的第i個拉力，F(xiàn)i = Fi , F?，?…F n （N）; F e 鋼絲繩承受的額定拉力（N）； （2）圖樣技術設計 a） 產(chǎn)品的機械系統(tǒng)總體布置示意圖或機構(gòu)運動簡圖（如上圖） 。 b） 機械產(chǎn)品（或主要部件）總裝配圖。 c） 典

8、型零件工作圖。 （3）編制技術文件: a）對設計方案進行經(jīng)濟技術評價。 b）編制設計計算說明書： 1、 設計題目、要求和原始數(shù)據(jù)； 2、 執(zhí)行機構(gòu)的運動設計，包括數(shù)學模型、程序框圖及文本、計算過 程和結(jié)果； 3、 原動機選擇、 傳動比分配過程，各軸的運動和動力參數(shù)計算過程 和結(jié)果； 4、 各級傳動工作能力計算過程； 5、 減速器中軸、軸承、鍵聯(lián)結(jié)、聯(lián)軸器的選擇及計算。 2．提交設計成品 需要提交的設計成品：紙質(zhì)版、電子版（以班級學號＋中文姓名 作為文件名）各 1 份。內(nèi)容包括： （ 1）機械產(chǎn)品（或重要部件）裝配圖一張； （ 2）零件圖 2 張 （不同類型的零件：齒輪類、軸

9、類、機架和箱 體類等等 ）； （3）設計計算說明書一份。 三、 設計參考資料 1. 國家標準 2. 行業(yè)規(guī)范及技術規(guī)定 3. 機械原理與機械設計教材（西北工業(yè)大學出版社） 4. 機械設計課程設計說明書（高等教育出版社，吳宗澤，羅圣國 主編） 5. 網(wǎng)絡資源 四、 項目實施過程要求 五、設計中應注意事項 第 1 章、提高強度和剛度的結(jié)構(gòu)設計 1 避免受力點與支持點距離太遠 2 避免懸臂結(jié)構(gòu)或減小懸臂長度 3 勿忽略工作載荷可以產(chǎn)生的有利作用 4 受振動載荷的零件避免用摩擦傳力 5 避免機構(gòu)中的不平衡力 第 2 章、提高耐磨性的結(jié)構(gòu)設計 1 避免相同材料配成滑動摩

10、擦副 2 避免白合金耐磨層厚度太大 3 避免為提高零件表面耐磨性能而提高對整個零件的要求 4 避免大零件局部磨損而導致整個零件報廢 5 用白合金作軸承襯時，應注意軸瓦材料的選擇和軸瓦結(jié)構(gòu)設計 6 潤滑劑供應充分，布滿工作面 7 潤滑油箱不能太小 第 3 章、提高精度的結(jié)構(gòu)設計 1 避免加工誤差與磨損量互相疊加 2 要求運動精度的減速傳動鏈中，最后一級傳動比應該取最大值 3 避免軸承精度的不合理搭配 4 當推桿與導路之間間隙太大時，宜采用正弦機構(gòu)，不宜采用正 切機構(gòu) 第 4 章、 考慮人機學的結(jié)構(gòu)設計問題 1 合理選定操作姿勢 2 操作手柄所需的力和手的活動范圍不宜過

11、大 3 合理安置調(diào)整環(huán)節(jié)以加強設備的適用性 六、設計階段 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算； 第二階段： 軸與軸系零件的設計； 第三階段： 軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制； 第四階段： 裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。 七、完成時間 在 2013 年 12 月 10 日之前完成全部設計任務 第二章電動機的選擇 2.1、選擇電動機類型 按照工作要求選用丫系列全封閉式鼠籠型三相異步電動機，電壓 380V。 2.2、選擇電動機容量 電機計算功率： ，其中起重量 F=10KN,繩速v=0.8m/s （按滿 載時算）。由電動機到滾筒的傳動總效率為：

12、？總=??????????????其中 ??????????????分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和滾筒的傳動效率， 由？?、？?=0.99（聯(lián)軸器），？？ =0.99（稀油潤滑，均按滾動軸承計算），？? =0.97 （脂油潤滑，均按滑動軸承計算） n、?? =0.97 （一般齒輪傳 動，稀油潤滑）,??=0.99（滾筒）。 X 0.97 X 0.97=0. ?總=??????????????=0.99 X 0.99 X 0.99 X 0.99 X 0.96 88; ??=Fv /1000=8000/1000=8kw ??= ??/?總=8/0.88=9kw ; 選額定功率？?

13、頁=10kW。 2.3、確定電動機轉(zhuǎn)速 經(jīng)過兩對內(nèi)圓柱齒輪減速傳動，故總傳動比的合理范圍是: i= （4 ?6）X （3 ?4） =12 ?24 滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速為（滾筒直徑為 260mm ） n=60X 1000V nD 60 X 1000 X 空/260 = 59r/min : n 則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍是：n =（12~24） X 59=708 1416r/min 由容量和電機轉(zhuǎn)速，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、 和價格等，選定電動機為丫系列,方案比較見表-1 : 表-1 型號 額定功率 (kW) 額定轉(zhuǎn)速 (r/mi n) 效 率

14、 (%) 重 量 (kg) 堵轉(zhuǎn)矩 最大額定 轉(zhuǎn)矩 Y160L-6 11 970 87.0 147 2.0 2.0 Y180L-8 11 730 86.5 184 1.8 2.0 經(jīng)比較，選電動機型號為 Y160L-6，其主要外形和安裝尺寸見表 -2 : 參數(shù) A AB B C E H N P HD AD AC L 尺寸 254 330 254 108 110 350 275 325 530 240 325 695 第三章分配傳動比 3.1、 總傳動比： ？=證=而?= 12.37 3.2

15、、 分配傳動裝置各級傳動比 由傳動系統(tǒng)方案可知開式圓柱齒輪傳動的傳動比 ？?=1, ??=1, ??=4 由計算得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為 ??= ?1??2?= ?? ?0i ?? ?45 12.37 4 =3.093 為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑， 當兩級齒輪的配對 材料相同，齒面硬度HBS 350，齒面寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強 度接近相等條件。 取高速級傳動比？？= 帀?= 2.081 取低速級傳動比？?=空=1.486 ?? 傳動系統(tǒng)的各部分傳動比分別為 ?? =1,?? =2.081,?? = 1.486,??=1,??=4。 3

16、.3動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下: O軸（電動機軸） ??= Pd =9kw ; ?? = ???= 730??min ; ??=9550第=117???? 1軸（減速器高速軸） Pl =Po n 12 = Po n 1 n 2 =8.8kw ni = 匹=730 r? i01 min ???=9550石=117 ?◎?? 2軸（減速器中間軸） ??=???24 =?????? =8.4kw ?? r n2 =需=351 ?min ??=9550j=227.6 ???? 3軸（減速器低速軸） ??=????5=??

17、???? = 8.0kw n 3=~2 = 236 r? 3 i23 min ??=955g=323.7 ?蹲?？ 4軸（滾筒軸） ??=???67 = ?????? = 7.6kw n4=^= 236 r?min ??=9550?4=307.5 ?◎?? ?2 -- 軸號 功 率 p kw 轉(zhuǎn)矩t Ngm 轉(zhuǎn)速 r %n） i傳動比i 傳動效率 0軸 9.0 117.0 730 - - 1軸 8.8 117.0 730 2.081 0.98 2軸 8.4 227.6 351 1.486 0.95 3軸 8.0 323.

18、7 236 1.000 0.95 4軸 7.6 307.5 236 1.000 0.98 第四章齒輪設計 4.1高速級直齒圓柱齒輪傳動的設計計算 4.11、 選精度等級、材料及齒數(shù) 1） 材料及熱處理 按方案選用直齒圓柱齒輪傳動 2） 卷揚機為一般工作機器，速度不高。故選用7級精度（GB/10095 —88）。 3） 材料選擇：參考資料得小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)HBS=240~270。 大齒輪選用45鋼，正火HBSW60~190。 4） 選小齒輪齒數(shù) ??= 22，大齒輪齒數(shù) ?2?= ????= 2.081 X 22=45.8 ，取?2?= 46。 4.1

19、2、 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（10— 9a）進行計算，即 “ > 2 32Qz????? ±1 ? I ???戸2.32匸石｛而｝ 1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 (1) 試選載荷系數(shù)。？?=1.3 (2) 計算小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩 (3) ??=95.5 X 105 ????? = 95.5 X 105 8?8?730 ?? E1.15 X 105 ?? -m (4) 由表10 — 7選取齒寬系數(shù)？??= 1。 (5) 由表10— 6查得材料的彈性影響系數(shù)???= 189.8?????? (6) 由圖10— 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hiim1

20、 =600mpa。大齒輪的接觸疲勞強度極限c Hlim2 =550mpa。 由式N=60njLh計算應力循環(huán)次數(shù) Ni=60nijLh=60X 730x 1X (10X 300x 3X 4) =1.59x 109 N2=1.59X 109/2.081=0.77X 109 (7) 由表10 — 19查得接觸疲勞壽命系數(shù) kHN1 =0.90 : Khn2=0.95.疲勞許用應力 Q*?? (T 取失效概率1%,安全系數(shù)s=1 [ T ]=—^??? ?0???2b ???????? [C ?? 2= ?? ?3???1 c ???????? [C ?? 1= ?? =0.95

21、X 550=522.5mpa =0.95X 600=540mpa 3 ?? ?? ?? ±1 ??? 2 d1「＞ 232遽號 1 4.13、計算 [亠} =2.32 S3 X "5 X41X塑 x{^} 2 l[???] 1 2.081 522.5 mm=71.45mm (2) 計算圓周速度v ???!???? ??X 71.45 X 730 , c "小 , 60 X 1000 60 X 1000 m/s=2.73m/s (3) 計算齒寬b b二① d ?d1t=71.45mm (4) 計算齒輪與齒高之比 b/h 模數(shù) mt=d 1t/z1=71.4

22、5/22=3.25mm 齒高 h=2.25mt=2.25X3.25mm=7.307mm b/h=71.45/7.307=9.78 (5) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v =2.73m/s ,級精度，查圖10—8得動載荷系數(shù) ？??= 1.05: 直齒輪，假設 k???????<100??????由表 10— 3 查得 如。=kFa =1.1 由表10— 2查得使用系數(shù)kA=1，由表10—4查得7級精度，小齒輪 相對支承非對稱布置時，kH卩=1.05+0.18 ( 1+0.6①d2 )① d2+0.23X10-3b 將數(shù)據(jù)代入得 kH 卩=1.05+0.18 ( 1+0.6 X12) x

23、12+0.23 X10-3 x 71.45=1.783 由 b/h=9.78, kH 3 =1.783，查圖 10—13 得 kF卩=1.28 :故載荷系數(shù) k=??????????????=1 x 1.05 x 1.783 x 1.28 = 2.396 (6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式 d1=d1t v???^ 得 d1=d1tV????=71.45V2.396?1 3 =87.607mm (7) 計算模數(shù)m m=d〃Z1=87.607/22=3.98mm 3 2???? ????????? m> v??-?； ｛曲 4.14、按齒根

24、彎曲強度設計 由式(10— 5)得彎曲強度公式為 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1) 由圖10 — 20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限?????尸 380??????:大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ?????2= 380?????? ⑵由圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) kFNi=0.85, kFN2=0.88: (3) 計算彎曲疲勞強度許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式[??=空警?彳得 [???1 ?? ?????夕？？？？2 [???2 ?? 0.85 X 500 ? 石 =303?57mpa 0.88 X 500 =238.86mpa 1.4 r

25、 (4) 計算載荷系數(shù)k k二？?？？？???????= 1X 1.05 X1.1 X1.28 = 1.4784 (5) 查取齒型系數(shù) 由表 10— 5 可查得 Ysa1=2.65;YFa2=2.226。 (6) 查取應力校正系數(shù) 由表 10— 5 可查得 Ysa1=1.58, Ysa2=1.764 (7) 計算大小齒輪的 警??并加以比較 [?0? ?????????212.65 X 僥生。01379 303.57 [?3?1 ??????????2 2.226 X 1.764 [???2 23^=°.0164 大齒輪的數(shù)值大。 1) 設計計算

26、 、3 2 X 2.396 X 11.5 X 10cc—,, c cll m> V 2 X 0.01644mm=2.655mm 1 X 2夕 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲 疲勞強度計算的模數(shù)。由于齒根模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度 所決定的承載能力。而齒面接觸疲勞強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?？扇∮蓮澢鷱姸人愕玫哪?shù) 2.655并就近圓整為標準m=3.00mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 ??= 71.45????算出小齒輪齒數(shù) 乙詩丁二23?7 ，取 zi=24° 大齒輪齒數(shù) Z2=uzi=24X2

27、.081 = 49.56,,取 Z2=50 4.15、幾何尺寸計算 (1) 計算分度圓直徑 di =zim=24X 3mm = 72.0mm d2=Z2m=50x 3mm = 150.0mm (2) 計算中心距 a =(??+ ??)/2=(72+150)mm/2=111.0mm 4.2低速級直齒園柱齒輪傳動的設計計算 4.21、 低級選用直齒園柱齒輪傳動 (1) 卷揚機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095 —88)。 (2) 材料選擇：小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)HBS1 240?270,大齒輪選用 45 鋼，正火 HBS2 200 ?230。 (3) 選

28、小齒輪齒數(shù)Z1=30,大齒輪齒數(shù)Z2=i23Z1=1.486X30 = 44.58 ，取 Z2=45。 4.22、 按齒面接觸強度計算(設計) 由設計計算公式(10 — 9a)進行計算，得 dir泊32“空｛空｝2 口? ?? [?如卩 1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)據(jù) (1) 試選載荷系數(shù)kt 1.3。 (2) 計算小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩 ??=95.5X 105?????=95.5X105x8.4?227 6=3.52X105 N?m (3) 由表10— 7選取齒面系數(shù) ①d=1。 (4) 由表10 — 6查得材料的彈性影響系數(shù) 1 ZE=189.8mp?? (5) 由圖10

29、— 21d按齒面硬度查得小齒輪的接 觸疲勞強度極限 ° ???????=1 590??????, a ???????=2 460??????, (6) 由式10 —13計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60 X227.6 X 1 X (12 X 300 X10)= 4.92 X 108 N2=4.92 X108 /2.64=1.86 X 108 (7) 由圖10 —19查得接觸疲勞壽命系數(shù) Khn1 =0.91, Khn2=0.94 (8) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1,由式[??= 筈嚴?得 ?彳?？？1?????????0.91 X 59

30、0 [??1 =…??……=—=536.9 ?? [??2 = ?????2?!?????=09^^=432.4 4.23、計算 (1 )計算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入 中較小的值 3 ??????+1｛耗｝2=2.32 V! [???]' v = 60 X 1000 60 X 1000 血，2.32 3 3竺竺咳泄X ｛空｝2 1.486 432.4 mm=122.58mm (2)計算圓周速度 ??????? ?? X 122.58 X 227.6 m/s=1.46m/s (3)計算齒寬b b=① d ?dn= 122.58 mm

31、 (4) 計算齒輪與齒高之比 b/h 模數(shù)： mt=d1t/Z1=122.58/30=4.086mm 齒高： h=2.25mt=2.25 X4.086mm=9.194mm b/h=122.58/9.194=13.33 (5) 計算載荷系數(shù)(5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，查圖10—8得動載荷系數(shù) ？??= 1.11 :直齒輪，設 k???????<100?/?????由表 10— 3 查得 kH =k_ =1.2 由表10 — 2查得使用系數(shù)kA=1，由表10—4查得7級精度，小齒輪 相對支承非對稱布置時，Sb =1.11+0.18 (1+0.6①d2) +0.31 X10-

32、3b 將數(shù)據(jù)代入得 kH b =1.11+0.18 X ( 1+0.6 X1 ) +0.31 X10-3 X 122.58 = 1.933 由 b/h=13.33,kH b =1.933,查圖 10—13 得 kFB =1.32 : 故載荷系數(shù) k二？????????？???=1 X1.11 X1.2 X 1.933 = 2.574 (6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式 di=dit v???得 (7) 計算模數(shù)m m=di/zi=153.93/30=5.131mm 4.24、按齒根彎曲強度設計 由式(10—5)得彎曲強度公式為m>%2???

33、?2｛嘗?? 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1) 由圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限？????佇220??????: 大齒輪的彎曲疲勞強度極限？????于190?????? (2) 由圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=0.86, kFN2=0.89: (3) 計算彎曲疲勞強度許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式［??= ?^?????得 (4) 計算載荷系數(shù) k=???????????=1 X 1.11 X 1.2 X 1.33 = 1.772 (5) 查取齒型系數(shù) 由表 10— 5 可查得，丫Fa1 2.52,丫Fa2 2.219 (6) 查取應力校

34、正系數(shù) 由表10—5可查得, YSai 1.625論2 1.769 (7) 計算大小齒輪的 F，并加以比較 YFa1Ysa1 2.52 1.625 0.0303 F 1 2YSa2 135.14 2.219 1.769 0.0325 F 2 120.29 大齒輪的數(shù)值大。 、r、r、r " 3 2 X 1 772 X 35 2 泌 10 (8) 設計計算 m》 1XX302__ X 0.01644 mm=2.835mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強 度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承 載

35、能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑 (即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關。可取由彎曲強度算得的模數(shù) m=5.131m m,并就近圓整為標準值 m=5m m。按接觸強度算得分度圓 的直徑d1 = 122.58算出小齒輪齒數(shù) 乙=??=12：58 =24.516,取z1=25。 大齒輪齒數(shù) Z2=i23Z1=25X 1.486 = 37.15,,取 Z2=37。 4.25、幾何尺寸計算 (1 )計算分度圓直徑 d1= Z1m=25 X 5mm = 125mm , d2=Z2m=37 X 5mm = 185mm (2) 計算中心距 a =(??1 + ??)/2=(125+

36、185)mm/2=155.0mm (3) 計算齒輪寬度：b二① dd1=1 X 125mm = 125mm 取 B2=125mm,B1=130mm。 4.26、驗算 L 2?? 2 X 3.52 X 50 lccc Ft二 1二一 一=5632N ?? 125 ????? 1 X 5632 ??? ?0 = =45.046 ???< 100 - ???（合適） ?? 125 4.27、設計計算結(jié)果 齒數(shù)：Zi=25,Z2=37 分度圓直徑： d1=125mm,cb=185mm 齒頂圓直徑： da1=da1+2ha=125+2X 5=135mm da2=da2+2

37、ha=185+2X 5=195mm 齒根圓直徑： df1=d1+2hf=125-2X 5 X 1.25=112.5mm df2=d2+2hf=185-2X 5 X 1.25=172.5mm 齒寬：Bi=130mm, B2=125mm 第五章、軸的設計、滾動軸承的選擇、鍵的連接和聯(lián)軸器的選擇 實現(xiàn)了卷揚機傳動系統(tǒng)運動及動力參數(shù)的計算和減速器兩級齒輪 傳動的設計計算后，接下來可進行器軸的設計，滾動軸承的選擇，鍵 的聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇。 5.1軸的設計 5.11輸出軸的設計 1） 輸出軸上的功率P3=8kw，轉(zhuǎn)速門3=236 r?min，轉(zhuǎn)矩???= 323.7N?m 2） 作

38、用在齒輪上的力 已知低速軸大齒輪的分度圓直徑為 d2=185mm 323 7 而 Ft=2T3/d2=2 X ―- X1000N = 3499.46N 185 Ft= Fttan a n=3499.46 X taON=)1273.7N 圓周力Ft，徑向力FT勺方向如圖15-24所示。 3）初步確定軸的最小直徑 先按（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼， 調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A° = 112，于是得 dmin = A。遺=112 X 噲mm=34.25mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d ，為了使所 選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適

39、應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=k AT3考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，故可查表得 kA=1.3，則:Tea二KaT3=420.81N ?m 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件選用 TL3型彈性套 柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630N/m，許用轉(zhuǎn)速為5700r/min 。半 聯(lián)軸器的孔徑di=40mm,故取d1-2 =40mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm， 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L仁60mm 4）軸的結(jié)構(gòu)設計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案如圖所示： （2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（如圖所示） （3） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1

40、-2軸段右端需制出一軸 肩，故取2-3段的直徑d2-3 = 43mm ;左端用軸端擋圈定位，按 軸端直徑取擋圈直徑 D=38mm。而半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面 上，1-2段的長度應比Ll略短一些，現(xiàn)取11-2 = 58mm。 （4） 初步選擇滾動軸承。因軸承只有徑向力的作用，故選用普通深 溝球滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2_3 = 43mm，由軸承產(chǎn)品目錄 中選取6109型軸承，其尺寸為dx D x T = 45mm X75mm x 16mm , 故 ？?8 =45mm ;而?? = 16mm。 左、右端滾動軸承均采用軸肩

41、進行軸向定位。由手冊上查得6109 型軸承的定位軸肩高度 h=3mm，因此，取d6-7 = 48mm。 （5） 取安裝齒輪處的軸段 4-5的直徑d4-5=48mm ;齒輪的左端與 左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 130mm，為了使 套筒端面可靠地壓緊齒輪，此段應略短于齒轂寬度，故取l4-5=126mm 齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度取h=4mm ,則軸環(huán)直徑 d5-6=52mm。軸環(huán)寬度 b> 1.4h，故取 l5-6=6mm。 (6) 軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對 軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l=30mm，故取 l

42、2-3 =50mm。 (7) 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差， 在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離 s=8mm，已知滾動 軸承寬度 T=16mm,齒輪輪轂寬為 130mm,則取 13-4 =T+s+a+(130 -126)=34mm b_7 =L+a+s -15-6=130+16+8 -6=138mm 至此，以初步確定了軸的各段直徑和長度。 5) 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。 按d4-5查表得平鍵截面 bx h = 14mm X9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，半聯(lián)軸器與軸的連接 時長為30mm。同時為了保證聯(lián)軸器與軸配

43、合有良好的對中性， 故選 擇半聯(lián)軸器與軸的配合為H 7 k6 ；齒輪輪轂與軸的連接時長為115mm 選齒輪與軸的配合H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來 保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 6) 確定軸上圓角和倒角尺寸，取軸端倒角為2X45 °各軸肩處的 圓周半徑R2 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計算簡圖 2。確定軸承的支點位 置作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+ L3=89+215mm=304mm 。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C是軸的危險截面。 現(xiàn)將計算出的截面C處的Mh、Mv及M的計算過程列出。 載荷 水平面H 垂直面V

44、 支反力 F : ??>??[= 1024.5N , ?????2= 2475?? ?????1= 372.9N，?????2= 900.8?? 彎矩M : 總彎矩： 扭矩T M H=91180.5N?mm M v1=33188.1N?mm , =V 91180.52 + 33188.1 2=97032.6N?mm T3=323.7N m 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險 截面C）的強度。根據(jù)公式和上面所得數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應 力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6，軸的計算應力 前已選定軸的材料為40C

45、r鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得[a ]70MPa ,故安 -1 全。 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面A, 2, 3, B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起 的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度 較為寬裕確定的，所以截面 A, 2, 3, B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 4和5處過盈配合引 起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面5 的應力集中的影響和截面 4的相近，但截面5不受扭矩作用，同時軸徑 也較大，故不必做強度校核。截面 C上雖然應力最大，但應力集中不大 （過盈配合及鍵槽引起的應力

46、集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大， 故截面C也不必校核。截面6和7顯然更不必校核。鍵槽的應力集中系 數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面 4左右兩側(cè)即可。 ⑵截面4左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W=0.1d 3=0.1 x 34=3930.4mm3 抗扭截面系數(shù) WT=0.2d 3=0.2 x 32=7860.8mm3 截面4左側(cè)的彎矩M為M=323.7x三6= = 94.56N ?m 89 截面上的彎曲應力。 =-=2080^MPa= 13.3MPa b W 1562.5 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力t T = WA答 MPa=13.8MPa 軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表得。D

47、 = 735MPa,「= B -1 355MPa, r = 200MPa,。 5 -1 5 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)查表得： a ° = 2.0, a = 1.31 z 軸的材料敏性系數(shù)：q ° =0.82 , qz=0.85 故有應力集中系數(shù)為： k ° = 1 + 0.82 x (2.0 - 1) = 1.82, k r = 1 + 0.85 x (1.31 - 1) = 1.26 , 尺寸系數(shù)為0.67,扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為0.82 ;表面質(zhì)量系數(shù)均為0.92 ; 軸未經(jīng)表面強化處理，綜合系數(shù)為: , 1.82 1 ,小“ k° =石+贏-仁2"80 所以安全系數(shù)為： S° = 2.80 X 13.3+0.1 X= 9.51 k 1.26 = + ° 0.82 1 0.92 -1 = 1.62 S T 200 「60 呼+0.05 嚀 =17.35 Scs= 9.51 X 17.35 V 9.512+17.35 2 8.3? s = 1.5 故可知其安全