機械設計課程設計起重機傳動裝置設計

1、課程設計 機械設計課程設計任務書設計題目： 起重機傳動裝置設計 系 部： 機械與電氣工程系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學生姓名: 學 號: 起迄日期: 2010年12月14日 2011 年1月3日 指導教師: 教研室主任： 機械設計課程設計任務書1課程設計的內容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術要求、工作要求等）：一、機械設計課程設計的內容機械設計基礎課程設計是本門課程的一個重要實踐性環(huán)節(jié)，是高等學校工科有關專業(yè)學生的一次全面的設計設計訓練。本次設計的對象為普通減速器，具體內容是：1、 設計方案論述。2、 選擇電動機。3、 減速器外部傳動零件設計（含聯(lián)軸器選擇）。4、 減速器設計。 設計減速器

2、傳動零件，并驗算是否滿足工作要求； 對各軸進行結構設計，按彎扭合成強度條件驗算各軸的強度； 根據(jù)工作載荷情況，選擇各對軸承，計算輸出軸上軸承的壽命； 選擇各鍵，驗算輸出軸上鍵連接的強度； 選擇各配合尺寸處的公差與配合； 決定潤滑方式，選擇潤滑劑；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、 編寫設計說明書（將1-4項整理成文，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)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；6、使用折舊期10年；7、工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35oc；8、動力來源：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：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 機械設計課程設計任務書2對課程設計成果的要求包括圖表、實物等硬件要求：1、說明書要認真，準確，條理清晰；2、按word排版，公式編輯器編輯公式；3、參考文獻要注明出去；4、圖紙按標準作圖，數(shù)據(jù)處理準確，圖面整潔。3主要參考文獻：1 濮良貴，紀名剛.機械設計.第八版.北京:高等教育出版

4、社,20092 楊光，席偉光.機械設計課程設計.第二版.北京：高等教育出版社，20093 楊可楨，程光蘊.機械設計基礎.第4版.北京：高等教育出版社，20064 吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊. 北京：高等教育出版社，20035 張展，姚振甫.實用機械傳動設計手冊.北京：科學出版社，19994課程設計工作進度計劃：序號起 迄 日 期工 作 內 容11214-1215設計前準備工作（明確任務，查閱查料、手冊，觀察）21216-1220確定傳動方案、選擇電動機、傳動零件設計計算31221-1222軸的設計計算41223-1224軸承、鍵、聯(lián)軸器及潤滑劑的選擇51225-1228裝配圖設計及復

5、核計算61229-0101零件工作圖設計70102整理設計說明書、準備答辯指導教師日期： 2011年 01 月 03 日目錄前言iv 前言 我們組本次接到的課程設計題為起重機傳動裝置的設計。傳動裝置的作用在于傳遞力或者是力矩。機械傳動主要包括帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動和蝸桿傳動。實際生產(chǎn)中在原動機與工作機之間的傳動裝置往往不可能只是某一種單一的傳動，車間零件傳動設備亦是如此。同時通過設計計算，繪圖及運用技術標準，規(guī)范，設計手冊等有關資料，熟練掌握公式編輯器，autocad繪圖，掌握全面的機械設計技能。齒輪傳動具有傳動比準確，可用的傳動比，圓周速度和傳遞的范圍都很大，以及傳動效率，使用壽命長，結構

6、緊湊，工作可靠等一系列優(yōu)點，因此，齒輪傳動式各機器中應用最廣的機械傳動形式之一，齒輪是機械工業(yè)中的重要的基礎件。由于齒輪傳動在減速器裝置中使用廣泛，以此，人們都十分重視研究這個基礎部件。無論在減小體積，減輕重量，提高效率，改善工藝，延長使用壽命和提高承載能力以及降低成本等等方面，有所改進的話，都會促進資源（包括人力，材料和動力）的節(jié)省。于是我們研究起重機的傳動部分，通過給定條件選擇了展開式雙極圓柱斜齒齒輪減速器，通過計算，設計了主要的傳動零件，減速器的輸入軸，輸出軸，和中間軸，以及齒輪，從而達到傳動的需要，滿足了設計任務。機械設計課程設計任務書1.設計題目：起重機傳動裝置的設計1.1 傳動布置

7、方案 見圖11 電動機 2 聯(lián)軸器 3 制動器 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 傳動布置方案簡圖1.2 設備工作條件：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。車間有三相交流電源。1.3 原始數(shù)據(jù)，如下表：項目提升重量g(kg)重物提升速度v(m/s)鋼絲繩直徑d（mm）卷筒直徑d(mm)負荷持續(xù)率（jc%）數(shù)據(jù)7200.6511.0250252. 電動機的選擇2.1 確定電動機的功率(1)提升力：f=gg=(2)提升速度(3)工作機（卷筒）所需要的功率:(4)傳動總效率為式中 彈性聯(lián)軸器效率，取0.99； 圓柱齒輪傳動（8級精度）效

8、率，取0.97； 滾動軸承效率，取0.98。(5) 電動機所需功率為：所以，取電動機的功率。2.2確定電動機的轉速2.2.1計算卷筒的轉速（1）卷筒角速度（2）卷筒的轉速 取圓柱齒輪傳動二級減速器傳動比范圍，故電動機轉速的可選范圍為：根據(jù)電源和工作條件，電動機的類型選取y系列三相異步電動機。電動機的轉速選擇常用的兩種同步轉速：1500r/min和1000r/min2.2.2確定電動機型號根據(jù)電動機的功率和同步轉速，查【2】p207表8-53確定電動機型號為y160m-4或y160l-6。傳動系統(tǒng)的總的傳動比為 式中 電動機滿載轉速； 卷筒的轉速。根據(jù)電動機的型號查【2】p208表8-54確定外

9、伸軸徑、外伸軸長度、中心高等參數(shù)。將計算數(shù)據(jù)和查表數(shù)據(jù)填入表1中，便于比較。表1 電動機的數(shù)據(jù)及總傳動比方案電動機型號額定功率/kw同步轉速/(r/min)滿載轉速/(r/min)總傳動比外伸軸徑/mm外伸軸長度/mm中心高/mm1y132s-45.51500144015.3538801322y132m2-65.5100096010.203880132由表1可知，方案一轉速高，電動機價格低，總傳動比雖然大些，但完全可以通過二級齒輪傳動實現(xiàn)，所以選用方案一。3.運動和動力參數(shù)的計算3.1傳動比分配（1）總傳動比為（2）分配各級傳動比設二級斜齒圓柱齒輪減速器高速機的傳動比為，低速級傳動比為。則；3

10、.2計算各軸的轉速如圖一，對各軸編號為a、b、c、d。a軸的轉速：b軸的轉速：c軸的轉速：d軸的轉速：3.計算各軸的輸入功率a軸：b軸：c軸：d軸：4計算各軸的輸入扭矩a軸： b軸：c軸：d軸：將上述結果列入表2，以供查用。表2 各軸運動與動力參數(shù)軸號轉速n/(r/min)功率p/kw扭矩t/(n.m)a14405.44536.11b324.325.18152.53c95.114.92494.02d95.114.77478.964.齒輪傳動的設計計算4.1高速級齒輪傳動4.1.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按圖1的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪。（2）根據(jù)【1】p210表10-8選用8

11、級精度（gb1009588）。（3）材料選擇。由【1】p191表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調質），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按齒面接觸強度設計根據(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)，； 許用接觸應力。（1）、確定公式中的各計算數(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度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6) 由【1】p206式1013計算應力循環(huán)次數(shù)：7) 由【1】p207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù);8) 計算接觸疲勞許用應力：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）、計算1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：2） 計算圓周速度v=2.0m/s3） 計算齒寬b及模數(shù)b=1×39.86=39.86mm=1.6

13、1mmh=2.25=2.25×1.61mm=3.62mm4） 計算縱向重合度 5） 計算載荷系數(shù)k由【1】p193表10-2查得使用系數(shù)；根據(jù)v=2.0m/s,8級精度，由【1】p194圖10-8查得動載系數(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） 計算模數(shù) =根據(jù)【3】p180表10-1圓柱齒輪標準模數(shù)系列表，查取模數(shù)。4.1.3按齒根彎曲強度設計由【1】p216式(1017)（1）確定計

14、算參數(shù)1）計算載荷系數(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) 計算當量齒數(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度極=500mpa；大齒輪的彎曲強度極限=380mpa；7) 由【1】p206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.85；=0.88；8) 計算彎曲疲勞許用應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）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)0.827并就進圓整為標準值m=1mm 接觸強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幾何尺寸計算（1）計算中心距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）計算大、小齒輪的分度圓直徑=103.29mm=458.61mm（4）計算齒輪寬度 b=mm=103.29mm圓整后取=104mm；=109mm。（5）結構設計以大齒輪為例。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低速嚙合齒輪的設計4.2.1選定齒輪類型、精度等級、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)和上對齒輪一樣。4.2.2按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即 (1)確定公式內的各計算數(shù)值1) 計算小齒輪傳遞的轉矩2) 根據(jù)【1】p215圖10-26查得，則。3) 由【1】p206式1013計

17、算應力循環(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);計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由公式得： 其他數(shù)據(jù)和上對齒輪的數(shù)據(jù)一樣。(2)計算1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：2）計算圓周速度v=1.12m/s3）計算齒寬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）計算縱向重合度5）計算載荷系數(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級精度，由【1】p194圖10-8查得動載系數(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計算模數(shù) =mm=3.39mm4.2.3按齒根彎曲強度設計由【1】p216式(1017) （1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(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)計算當量齒數(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度極=500mpa；大齒輪的彎曲強度極限=380mpa；7)由【1】p206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.85；=0.88；8)計算彎曲疲勞許用應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）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.42并就進圓整為標準值m=2.5mm 接觸強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幾何尺寸計算（1）計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）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度 圓整后??；。（5）結構設計以大齒輪為例。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. 軸的設計5.1 高速軸a的設計5.1.

21、1選擇軸的材料因為軸的受力大，對材料的強度和硬度比較高，可選取軸的材料為45鋼，調質處理。求輸入軸上的功率、轉速、轉矩 5.1.2 求作用在齒輪上的力已知高速級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，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查機械設計p351，表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取=1.5,則：=1.5×36110n·mm

22、=54165n·mm按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準gb/t58432003，選用gy2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63000n·mm。半聯(lián)軸器的孔徑mm，故取=18mm，半聯(lián)軸器長度mm。5.1.4軸的結構設計(1) 擬定軸上零件的裝配方案圖5 高速軸的結構與裝配 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，故段的長度應比略短一些，現(xiàn)取mm。2)

23、 初步選擇滾動軸承。因軸承同時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，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30305.其尺寸為25mm×62mm×18.25mm，故=25mm；而=18.25mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得30305型軸承的定位軸肩高度h=2.5mm，因此，取=30mm.3) 因為此軸為齒輪軸，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軸承添加潤滑脂的要求，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，在確定滾動軸承的位置時，應距箱體內壁一段距離s=5mm，已知滾動軸承的寬度t=18.25mm，齒輪3的輪轂長l=70mm。則mmmm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。(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。滾動軸承與軸的定位是由過渡配合來保證，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)軸的結構圖5做出軸的計算簡圖6。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值，對于30305型圓錐滾子軸承。由手冊查a=13mm。因此，作為簡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點左邊=2273.88n·mmc點右邊=6679.58n·mm(3) 求合成彎矩m，做出合成彎矩圖，如圖6所示。c點左邊22109.28n·

26、;mmc點右邊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從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面。5.1.6按彎曲合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核該軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)機械設計式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取，

27、軸的計算應力=3.4mpa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由【1】表15-1查得=60 mpa，因此，故安全。5.2 中間軸b的設計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，調質處理。根據(jù)【1】p370表15-3，取=112,于是得mm=28.06mm5.2.3軸的結構設計(1) 擬定軸上零件的裝配方案圖 7 中間軸的結構與裝配(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時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，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30306.其尺寸為30mm×72mm×20.75mm，故=30mm；而=20.75mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得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，在確定滾動軸承的位置時，應距箱體內壁一段距離s=5mm，已知滾動軸承的寬度t=20.75mm，齒輪3的輪轂長l=70mm。則mmmm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。(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，按由手冊查得齒輪2與軸的鏈接平鍵 =8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合；按由手冊查得齒輪3與軸的鏈接平鍵=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，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)軸的結構圖7做出軸的計算簡圖8。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值，

31、對于30306型圓錐滾子軸承。由手冊查a=15mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距mmmmmm。根據(jù)軸的計算簡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點左邊=-47606.99n·mmb點右邊=-87054.33n·mmc點右邊=-245411.28n·mmc點左邊=-491391.14n·mm3) 求合成彎矩m，做出合成彎矩圖，如圖6所示。b點

32、左邊228310.6n·mmb點右邊239661.7·mmc點左邊331791.9n·mmc點右邊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構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面。5.2.5按彎曲合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核該軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)1式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力=43.46mpa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理。由【1】表15-1查得=60 mpa，因此，故安全

33、。5.3 低速軸c的設計5.3.1 初算軸徑，聯(lián)軸器的選擇(1) 求輸出軸上的功率、轉速、轉矩4.92kw =95.11r/min(2) 求作用在齒輪上的力已知低速級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,調質處理,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,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算扭矩為，查工作系數(shù)表，取=2.3因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查彈性柱銷聯(lián)軸器表，根據(jù)，

34、選擇型彈性柱銷聯(lián)軸器，mm，其公稱轉矩為2500,半聯(lián)軸器的長度為，半聯(lián)軸器與軸的配合長度。5.3.2 軸的結構設計(1) 擬定軸上的裝訂方案如圖9所示。 a b c d 圖9 軸的結構與裝配(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-的長度應比略短一些,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基本游隙組標準精度級的接觸球軸承7212c型. 對于選取的角接觸球軸承其尺寸的為,故 。右端滾動軸承采用軸肩進

35、行軸向定位。手冊上查得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=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構設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取.取齒輪距箱體內壁之距離a=16,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度t=22mm,則至此,已初

36、步確定了軸的各端直徑和長度。5.3.3 繪制軸承的彎扭矩圖，對危險截面進行強度計算(1) 首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置對于7212c型的角接觸球軸承,a=22.4mm,因此,作為簡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) 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據(jù)=之前已選軸材料為45鋼，調質處理。查軸的常用材料及其主要力學性能表表，得=60mp，此軸合理安全。6. 滾動軸承的選擇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6.1.2初步

37、計算當量動載荷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求軸承應有的基本額定動載荷(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。驗算如下：(1)求相對軸向載荷對應的e值與y值。相對軸向載荷為0.07105，在表中介于0.070.13之間，對應的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) 求當量動載荷p。=383.46n(4) 驗算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)機械設計表13-5，圓錐滾子軸承的最大e=0.4，故此時6.2.2初步計算當量動載荷p，按照機械設計表13-6，取。按照機械設計表13-5，x=0.4，y值需在已知型號和基本額定靜載荷c0后才能求出?，F(xiàn)暫選一近似中間值，取y=1.5，則=3269.7n6.2.3求軸承應有的基本額定動載荷(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。驗算如下：(1)求相對軸向載荷對應的e值與y值。相對軸向載荷為0.07

39、105，在表中介于0.070.13之間，對應的e值為0.270.31，y值為2.(2)求當量動載荷p。=4058.3n(3)驗算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)機械設計表13-5，圓錐滾子軸承的最大e=0.4，故此時6.3.2初步計算當量動載荷p按照機械設計表13-6，取。按照機械設計表13-5，x=0.4，y值需在已知型號和基本額定靜載荷c0后才能求出?，F(xiàn)暫選一近似中間值，取y=1.5，則=8060.9n6.3.3求軸承應有的基本額定動載荷(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。驗算如下：(1)求相對軸向載荷對應的e值與y值。相對軸向載荷為0.07105，在表中介于0.070.13之間，對應的e值為0.270.31，y值為2(2)求當量動載荷p。=8059.487n(3)驗算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度系列，取鍵的長度l=4

41、0mm。7.1.2 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長度=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得=40.752<(合適)鍵的標記：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度系列，取鍵的長度l=36mm。(2)鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的

42、工作長度=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得=45.3208<(合適)鍵的標記為：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度系列，取鍵的長度l=60mm。(2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長度=53mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得=36.9291<(合適)鍵的標記為：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度系列，取鍵的長度l=70mm。(2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長度=56mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4.5mm，可得=81.68<(合適)鍵的標記：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度系列，取鍵的長度l=56mm。（2）鍵軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120mpa。鍵的工作長度=46mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=6mm，可得=54.24<(合適)鍵的標記為：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類型選擇為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。8.1.2 載荷計算由機械設計表14-1查得ka=1.3=4.8

45、633n·m8.1.3 型號的選擇從gb/t 43232002中查得lt2型彈性套柱聯(lián)軸器的需用轉矩為16n·m，許用最大轉速為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 類型選擇為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。8.2.2 載荷計算由機械設計表14-1查得ka=1.3=72.2017n·m8.2.3型號的選擇從gb/t 43232002中查得lt6型彈性套柱聯(lián)軸器的需用轉矩為250n·m，許用最大轉速為3800r/min，軸頸為3242mm之間，故合用。9. 潤滑方式、潤滑劑牌號及密封裝置的選擇9

46、.1 潤滑方式9.1.1齒輪的潤滑當齒輪的圓周速率小于12m/s時(vmax=3.2m/s)，通常采用浸油潤滑，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滾動軸承的潤滑 因為齒輪可以將底部的潤滑油帶起且在箱體上設計了油溝，所以軸承的潤滑方式采用油潤滑方式。9.2 潤滑油牌號 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用l-ckc90110潤滑油。 .9.3 密封裝置選用凸緣式端蓋易于調整，采用氈圈油封密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號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：由于受集體內壁間距的限