電動卷揚(yáng)機(jī)傳動裝置設(shè)計資料

1、電動卷揚(yáng)機(jī)傳動裝置設(shè)計資料電動卷揚(yáng)機(jī)傳動裝置設(shè)計資料機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 題目：設(shè)計 電動卷揚(yáng)機(jī)傳 動裝置 學(xué)生姓名：梁遠(yuǎn)亮 學(xué)號：110208112所在院（系）：工業(yè)中心 專業(yè)：機(jī)械設(shè)計 制造及其自動化 班 級：116001指導(dǎo)教 師：職稱：2013年 1月 9日 1目 錄 1.傳動方案的選 擇42.電動機(jī)的選擇 4 2.1 電 動 機(jī) 輸 生 功 率 的 確定42.2電動機(jī)轉(zhuǎn)速的確定 5 3總 傳 動 比 和 傳 動 比 的 分配53.1 總傳動比的計算 53.2傳動比的分酉己 5 4動力參數(shù)的確定 6 4.1各軸的功率計算 64.2 各軸轉(zhuǎn)速的計4.3各軸 輸 入 轉(zhuǎn) 矩 的 計算 65齒輪

2、的設(shè)計? 65,1 閉 式 齒 輪 傳 動 的 設(shè)計 65.1.1 高速 級 齒 輪 傳 動 的 設(shè)計：65.1.2 低速級 齒輪傳動設(shè)計106軸的設(shè)計 146.1 中 間 軸 設(shè)計 146.2高速軸設(shè)計 156.3低速軸的設(shè)計 167軸承的驗(yàn)197.1 中 間 軸 承 的 校 核 計算 197.2 高速軸 的 滾 動 軸 承 校 核 計算19 7.3 低速軸承的校核計算198 鍵 的 選 擇 與 演算 199潤滑 2010 箱體及其附件的設(shè)計選擇20 11. 參考文獻(xiàn) 21 1 一？傳動方案1、設(shè)計要求：卷筒直徑D=300mm卷揚(yáng) 機(jī)鋼繩拉力 F=8.4KN,卷揚(yáng)機(jī)鋼繩速度 V=17.7m/

3、min,工作時 有中等沖擊，使用年限9年，工作班制為2班,即每天16小時, 鋼繩速度誤差允許5%? 2、減速器采用二級圓柱齒輪減速器總體布局如圖1所示圖1傳動方案2?電動機(jī)的選擇？ 2.1電動機(jī)輸由功率的確定(1)工作機(jī)所需功率： Pco =FV/(4210第2.1注:F為卷揚(yáng)機(jī)鋼繩拉力，,v為卷揚(yáng)機(jī)鋼 繩速度，刀a為工作機(jī)構(gòu)的自身的傳動效率，取1 ? Pco =FV/( n a103=8400 X 17.7/60KW=2.478KW (2)傳動裝置與工 作機(jī)構(gòu)的總效率，傳動裝置為串聯(lián)，總效率等于各級傳動效率 的和軸承？聯(lián)軸器效率的連乘積，即=式2.2 n =0.96 X 0.985 X 0.

4、973 #0.776 ? l注：刀推筒的傳動的效 率；刀2為一對軸承的效率；刀3為齒輪嚙合傳動效率；刀媯彈性聯(lián)軸器的效率？ （3）電動機(jī)所需輸生的功率為： Pd=Pco / n a=2.478/0.7763.19 KW 式 2.3 選擇電動機(jī)的額定 功率 P=（1 1.3）Pd=3.194.15 KW 2.2電動機(jī)轉(zhuǎn)速的確定： 卷筒軸工作速度為n=V/u D=17.7/（0.3 兀）r/mir=18.78r/min 式2.4查表1推薦的傳動比合理范圍，取二級圓柱齒輪減速器傳 動比二840, 一級開式傳動比 二37,則總的傳動比=24280，故 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍有750,1000,1500,

5、3000r/min.根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由資料4表4.12-1查由4種電動機(jī)型號，因此有4種 傳動比方案？（見表2.1）電動機(jī)的數(shù)據(jù)及總傳動比方案號電動機(jī)型號 額定功率 Kw同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min 總傳動比 一級開式傳動 減速器1 Y160M2-8 5.5 750 71033.5 3 11.2 2 Y112M2-6 5.5 1000 960 45.2 3 15.1 3 Y132S-45.5 1500 1440 67.9 4 17 4 Y132S1-2 5.5 3000 1900 136.7 434.2表2.1電動機(jī)的數(shù)據(jù)及總傳動比由上表1-1并綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸？重量和齒

6、輪傳動比 ？減速器的傳動比，可見方案3比較合理，因此電動機(jī)型號為 Y132S-4. 3 ? 總傳動比和傳動比的分配3.1總傳動比的計算：總傳動比為:i=n0/n=1440/18.78=76.7 ? 3.2傳動比的分配確定各級的傳動比為：由于各級傳動為串聯(lián)，總傳動比是各級傳動比的 乘積，總的傳動比為：取 則 即展開式兩級圓柱齒輪減速器的傳動比是19.4?其中5.18取6所以4?動力參數(shù)的確定？4.1各軸的功率計算由于帶式運(yùn)輸機(jī)屬通用機(jī)械，故應(yīng)以電動機(jī)的額定功率P作為設(shè)計功率，用以計算傳動裝置中各軸的功率？高速軸 1輸入功率：P1=Pch 3=3.19 X0.99=3.16KW 中間軸2的輸入功率

7、：低速軸3的輸入功率:4.2各軸轉(zhuǎn)速的 計算 高速軸1轉(zhuǎn)速 n1=n0=1440r/min 中間軸 2轉(zhuǎn)速 n2=n1/i1=1440/5=288r/min 低速軸的 3 轉(zhuǎn)速 n3=n2/i23 =288/3.84=75r/min 4.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算 高速軸1的輸 入轉(zhuǎn)矩 T1=9550P1/n1=9550X 3.16/1440=21.0Nm 中間軸 2 的 輸入轉(zhuǎn)矩 T2=9550P2/n2=9550 >.0/288=99.5Nm 低速軸 3 的輸入轉(zhuǎn)矩 T3=9550P3/n3=9550X 2.77/75=352.7Nm 5、齒輪 的設(shè)計？ 5.1閉式齒輪傳動的設(shè)計5.1.1

8、高速級齒輪傳動的設(shè)計：（1）選定齒輪的類型？精度等級材料及齒數(shù)（A）按傳動裝置的設(shè)計方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 ？（B）運(yùn)輸機(jī)為一般 工作機(jī)械，速度不高，查機(jī)械設(shè)計手冊可知，選用7級精度（G B10095-88）. （C）材料選擇？由機(jī)械設(shè)計查得，選擇小齒輪材料 為40Cr（滲碳后淬火，硬度為280HBS?大齒輪材料為45鋼（調(diào) 質(zhì)）硬度為240HBS,硬度差為 40 HBS? （D）選小齒輪齒數(shù) Z1=20;大齒輪齒數(shù)為Z2=Z1Xi12=20 ）5=100.由于齒輪傳動為閉式，按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，彎曲疲勞強(qiáng)度校核？（2）.按接觸 疲勞強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式（機(jī)械設(shè)計課本公式10-9a）計算

9、:選壓力角 a二則：式5.1注：Z2/Z1=u 1.確定公式內(nèi)的各 計算值（A）.試選載荷系數(shù) Kt=1; （B）.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=21.0Nm （C）.由機(jī)械設(shè)計課本表10-7查得,選取齒寬系數(shù)3d=1; (D)由機(jī)械設(shè)計課本表10-6查得,得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPa 1/2 (E).由資料1圖10-21d查得大，小齒輪 的接觸疲勞強(qiáng)度極限bHlim1=600, bHlim2=550MPa ? (F).由資料110-13 公式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60njLh=60 X1440M R9 >365X16)=4.54 109 式 5.2N2=N1/i=4.

10、54 109/5=9.08 >(G).由資料1圖 10-19 查得，得接 觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.9 ;KHN2=0.95 (H).計算接觸疲勞應(yīng)力 取失效概率為1%.安全系數(shù)S=1,有公式(由資料 110-12) bH=KHN(y lim/S 式 5.3 則° H1=KHN1 ° Hlim1/S=0.9 X 600/1=540MPa° H2=KHN2 ° Hlim2/S=0.97 X 550/1=522.5MPa 計 算(A) 試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入。H中最小的值 d1t >2.32 X (1.3 X 21.0 X 103/1)

11、 X (6/5) X (189.8/522到 1/3=37.793mm 式 5.4(B)計算圓周速度 vV=TtX 37.793 X 1440/(60 X 103) =2.85m/S5 (C).計算齒寬 b. b=小 dd1t=1 X 37.793mm=37.793mm 式 5.6 (D).計算齒寬與齒 高之比 b/h:模數(shù) mt=d1t/Z1=37.793/20=1.890mm 式 5.7 齒 高 h=2.25mt=2.25M.890=4.252mm 式 5.8b/h=37.793/4.252=8.89 (E)計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=2.85m/s,7 精度，由機(jī)械設(shè)計課本圖10-8查得動載

12、荷系數(shù) KV=1.3直齒 輪，假設(shè) KA Ft/b<100N/mm.由機(jī)械設(shè)計課本表10-3查得KHa =KFa =1由機(jī)械設(shè)計課本表 10-2查得使用系數(shù) KA=1.5 由機(jī)械設(shè)計課本表10-4查得7級精度？小齒輪相對支撐非對稱布置時：KH B =1.426由b/h=8.89, KH B =1.42的機(jī)械設(shè)計課 本圖 10-13 得 KFB =1.3 故載荷系數(shù)K=KAKV KH0 KF0 =1.5 1.3 4.426=2.781式5.9 (F)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所 得的分度圓直徑，有式：d1=d1t(K/Kt) 1/3=37.793 >(2.781/1)1/3=53.147m

13、m 式 5.10 取 54mm G)計算模數(shù) m m1=d1/Z1=54/20=2.7mm 由機(jī)械原理查得標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取m=33.按齒根彎曲強(qiáng)度校核由機(jī)械設(shè)計課本表10-5查得 齒形系數(shù) YFa : YFa1= 2.80 YFa2 =2.18 應(yīng)力校正系數(shù)Ysa:YSa1=1.55 YSa2= 1.79齒輪的許用應(yīng)力，由機(jī)械設(shè)計課本式 (10-12)計算:> F=KN > slim/武5.11彎曲疲勞極限，由機(jī)械 設(shè)計課本圖 10-20 查得。Flim1=500 MPa b Flim2=380 MPa 彎 曲疲勞壽命系數(shù)，由機(jī)械設(shè)計課本圖10-18查得KN1=0.85 ?KN2=0.8

14、8彎曲安全系數(shù)，由機(jī)械設(shè)計課本得S=1.4;齒輪的彎曲的許用應(yīng)力 ：bF1=KN1(y lim1/S=0.85 X 500/14303.57 MPa ° F2=KN2 a lim2/S=0.88 X 38=/H3«.86 MPa 故載荷 系數(shù) K=KAKVKF KFB = 1.3 X 1 X 1.5 X 1.3=2.535 計算大 小齒輪的 并加以比較 0.01430 0.01634大齒輪的數(shù)值大 設(shè) 計計算 1.63 mm 取標(biāo)準(zhǔn)值 m=2mm 計算小齒輪齒數(shù)=27大齒輪齒數(shù)4.高速級齒輪傳動的幾何尺寸名稱 計算公式結(jié)果/mm 模數(shù) m 2壓力角 a分度圓直徑 d1 54

15、 d2 270 齒 頂 圓直徑 d1a= d1+2h*a m=54+2< 1X2 58 d2a= d1+2h*am=270+2X 1 X2 274 齒根圓直徑 d1f= 54-2h*a m-2c*m 49 d2f= 270-2h*a m-2c*m 265 中 心 距 a=m(Z1+Z2)/2=2 *27+135)/2162 齒 寬 b1=jdd1 54b2=b1-(4-10) 48表5.1高速級齒輪參數(shù)5.齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪1的由于直徑很小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)？大齒輪2的結(jié)構(gòu) 尺寸和后續(xù)設(shè)計由的軸孔直徑計算如表2代號結(jié)構(gòu)尺寸計算公式 結(jié)果/mm輪轂處直徑 D3 D1=1.6d 60輪轂軸向

16、長L L=(1.2 s1.5)d 46 倒角尺寸 n n=0.5m 1 腹板厚 C C=0.25B2 12表5.2高速級齒輪結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)草圖如圖5.1所示圖5.1高 速級齒輪結(jié)構(gòu)尺寸圖5.1.2低速級齒輪傳動設(shè)計(1)選定齒輪的類型？精度等級材料及齒數(shù)(A)按傳動裝置的設(shè)計方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 ？(B)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)械，速度不 高,查機(jī)械設(shè)計手冊可知，選用7級精度(G B10095-88). (C)材 料選擇？由機(jī)械設(shè)計查得，大齒輪選用45鋼，正火處理，齒面堅 硬度為210HBS小齒輪選用 45鋼，調(diào)制處理，齒面堅硬度為 240HBS硬度差為30 HBS? (D)選小齒輪齒數(shù)；大齒輪齒數(shù)

17、為 25 X 3.84=96由于齒輪傳動為閉式，按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，彎 曲疲勞強(qiáng)度校核？(2).按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式(機(jī)械設(shè)計課本公式 10-9a)計算:選壓力角 a=，則：式5.1注: Z4/Z3=u 1.確定公式內(nèi)的各計算值(A).試選載荷系數(shù) Kt=1.2; (B).計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=99.5Nm (C).由機(jī)械設(shè)計課本表10-7查得,選取齒寬系數(shù) 3d=1; (D).由機(jī)械設(shè)計課本表10-6查得，得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPa 1/2 (E).由機(jī)械設(shè)計課本圖10-21d查得??？大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極 限(F).由機(jī)械設(shè)計課本10-13公式計算應(yīng)力循環(huán)

18、次數(shù)：式5.2 (G).由機(jī)械設(shè)計課圖10-19查得，得接觸疲勞壽命系數(shù)：(H).計 算接觸疲勞應(yīng)力取失效概率為1%.安全系數(shù) S=1,由公式° H=KHN(y lim/S式5.3則：2.計算(A)試算小齒輪分度圓 直徑 t, 代 入 >H中 最 小 的 值 >2.32 X (1.2 X 99.5 X 103/1) X (4.84/3.84) X (189.8/480.2) 1/3=66.46mm 式 5.4(B) 計算圓周速度 vV=tt X 66.46 X 288/(603) =1.00 m/s 式 5.5 (C).計算齒寬.二小 d =1 X66.46mm=66.4

19、6mm式5.6 (D).計算齒寬與齒高之比B/h:模數(shù) mt=d3/Z3=66.46/25=2.66mm 式 5.7 齒高 h=2.25mt =2.25 1.66=5.985mm 式 5.8 /h=66.46/5.985=11.104 (E)計算 載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.00m/s,7精度，由機(jī)械設(shè)計課本圖10-8查 得動載荷系數(shù) KV=1.05 直齒輪，假設(shè)KA Ft/b<100N/mm.由機(jī) 械設(shè)計課本表 10-3查得 KHa =KFa =1由機(jī)械設(shè)計課本表 10-2查得使用系數(shù) KA=1.5由機(jī)械設(shè)計課本表10-4查得7級精度？小齒輪相對支撐非對稱布置時：KHB=1.423由 b/h

20、=11.104, KH B =1.42機(jī)械設(shè)計課本圖10-13 得 KF0 =1.35故載荷系數(shù) K=KAKV KH KFB = 1.5 X 1.05 X 1 X 1.423=2.241 式5.9 (F)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，有式：D3=d3(K/Kt) 1/3=66.46 (2.241/1.2) 1/3=81.845mm82mm 式5.10 (G)計算模數(shù) m m3=d3/Z3=82/25=3.274mm 3.按齒根彎 曲強(qiáng)度校核由機(jī)械設(shè)計課本表10-5查得齒形系數(shù)YFa :YFa3= 2.62 YFa4 =2.19 應(yīng)力校正系數(shù) Ysa: YSa3=159 YSa4= 1.

21、79齒輪的許用應(yīng)力，由機(jī)械設(shè)計課本，計算:cr F=KN cr slim/s 式5.11彎曲疲勞極限，由機(jī)械設(shè)計課本表圖10-20查得b FE3=500MPa(y FE4=380 MPa彎曲疲勞壽命系數(shù)，由機(jī)械設(shè) 計課本圖10-18查得KN3=0.92 ?KN4=0.97 彎曲安全系數(shù)，由 機(jī)械設(shè)計課本得 S=1.4;齒輪的彎曲的許用應(yīng)力： a F3=KN3 a FE3/S=0.92 X 500/1.4=328.57 MPaa F4=KN4 a FE4/S=0.97 X 380=1263.29 MPa 故載荷系數(shù) K=KAKVKFa KFB = 1.5 X 1.05 X 1 X 1.35=2.

22、126計算大小齒輪的 并加以比較 0.01268 0.01489大齒輪的數(shù)值大 設(shè)計 計算 2.16 mm 取標(biāo)準(zhǔn)值 m=2.5mm 計算小齒輪齒數(shù) =32.833大齒輪齒數(shù)127 4.低速級齒輪傳動的幾何尺寸名稱 計算公式 結(jié)果/mm模數(shù)m 2.5壓力角 a分度圓直徑D3 83 D4 317 齒頂圓直徑 D3a= d3+2h*a m=83+2 M X2.5 88 D4a= D4+2h*a m=317+2X 1 X2.5 322 齒根圓直徑 D3t= 83-2h*a m-2c*m 76.75 D4tf=317- 2h*a m-2c*m 310.75 中心 品巨 a=m(Z3+Z4)/2=2.5

23、 x(33+127)/2 200 齒寬 B3=j dD3 83 B4=b1-(4-10) 76表5.3低速級齒輪參數(shù)5.齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 小齒輪1的由于直徑很小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)？大齒輪2的 結(jié)構(gòu)尺寸和后續(xù)設(shè)計由的軸孔直徑計算如表2代號結(jié)構(gòu)尺寸計算公式 結(jié)果/mm輪轂處直徑 D3 D1=1,6d 92輪轂軸向長L L=(1.2 si.5)d 74倒角尺寸n n=0.5m 2.5齒根圓處厚 度 >0 >0+(264) m 10 腹板最大直徑 D0 D0=da-(10 si4)m 238板孔分布圓直徑D1 D2=(D0+D3)/2 158板孔直徑 D2D1=0.30(D0-D3) 40 腹

24、板厚 C C=0.25B2 10 表 5.4 低速級齒 輪結(jié)構(gòu)小齒輪結(jié)構(gòu)尺寸太小，故選用齒輪軸形式 ？大齒輪 圖5.2低速級大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸圖6?軸的設(shè)計 在兩級展開式減速器中,三根軸跨距相差不易過大，故一般先進(jìn)行中間軸的 設(shè)計，以確定跨軸？ 6.1中間軸設(shè)計1.選擇軸的材料 因中間 軸是齒輪軸，應(yīng)與齒輪3的材料一致，故材料為45鋼調(diào)制處理， 齒面堅硬度為240HBS 由資料1表15-1查由 a B=640MPa, -r1 =275MPa, a =60MPa, a S =355MPtt 白旗步估算 由資料的表 15-3,取 Ao=110,因止匕d>Ao (P2/n2)1/3= 110(3/

25、288)1/3=24.023mm 式6.1考慮該處軸徑尺寸應(yīng)當(dāng)大于 高速級軸徑處直徑，取d1=dmin=25mm 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù) 軸上零件的定位？裝配及軸的工藝性要求，初步確定由中間軸 的結(jié)構(gòu)如圖6.1圖6.1中間軸結(jié)構(gòu)圖(1)各段軸直徑的確定 由資料2表8-23初選滾動軸承，代號為6209,其尺寸為 dXDXT=45X85X19 軸徑直徑 d1=d4=dmin=45mm 齒輪 2處軸 直徑 d2=54mm d2 =57mm 齒輪 3 的直徑：d3=83mm, d3a=88mm, d3f=76.75mm參考資料2查由軸承的安裝尺寸 d4=25mm (2)各軸段軸向長度的確定按軸上零件的軸

26、向尺寸及零件間相對位置，參考資料1,確定由軸向長度，如附圖 6.1所示.6.2高速軸設(shè)計1.軸的材料由于該軸為齒輪軸選 擇為40Cr(滲碳后淬火).2.軸的初步估算由機(jī)械設(shè)計第八版 表 15-3 查 得=100,因 止匕 dmin>Ao (P1/n1)1/3= 100(3.16/1440)1/3=12.995mm 輸曲軸的最小直徑顯然就是安 裝聯(lián)軸器處的直徑？故應(yīng)先選聯(lián)軸器？聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查 機(jī)械設(shè)計第八版表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 查手冊，選用LT3-J型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為31.5N*m,半聯(lián)軸器的孔 徑d1 =18mm,長度為42mm,配合長度為38mm.考慮與電動

27、機(jī)軸半聯(lián)軸器相匹配的聯(lián)軸器的孔徑標(biāo)準(zhǔn)尺寸的選用，取d1=18mm 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸上零件的定位？裝配及軸的工藝性要求，初步定由高速軸的結(jié)構(gòu)？(1)劃分軸段 軸伸由 段d1;過密封圈處軸段？軸頸d2;軸承安裝定位軸段d7;齒輪軸 段d4. (2)各段軸直徑的確定由于軸身直徑比強(qiáng)度計算的值要大很多，考慮軸的緊湊性，其他階梯軸段直徑應(yīng)盡可能以較 小值增加，初選滾動軸承下，滾動軸承代號為30205型其尺寸為 dXDXT=25X52X16.25軸頸直徑 d2=22mm 軸承的安裝 尺寸為：直徑 d3=25mm 齒輪段處的直徑：d4=52.5mm d4a=57.5mm d4f=46.25 mm (3

28、)定各軸段的軸向長度 d1軸伸 段長度由聯(lián)軸器軸向長確定；d2段長度由軸承寬？墊圈？端蓋 厚確定；齒輪段軸向長度決定于齒輪寬度，軸向位置由中間 軸2齒輪所需嚙合位置確定.因此，可得由如圖I軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖6.6)圖6.2高速軸結(jié)構(gòu)圖 6.3低速軸的設(shè)計1. 軸的材料選為45剛，調(diào)制處理.2.軸的初步估算 齒面堅硬度 為240HBs由機(jī)械設(shè)計課本表 15-1查由 a B=640 MPa,(y-1 =275MPa, ° =60MPa,產(chǎn)355MPa .由機(jī)械設(shè)計第八版表 15-3 查得=110,因止匕 dmin >Ao (P3/n3)1/3= 110(2.77/75)1/3=3

29、6.632mm 輸曲軸的最小直徑顯然就是安裝 聯(lián)軸器處的直徑？故應(yīng)先選聯(lián)軸器？聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機(jī) 械設(shè)計第八版表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 查手冊，選用LX3型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N*m,半聯(lián)軸器的孔徑 d1 =48mm,長度為112mm，配合長度為 84mm.輸曲軸的最小 直徑取d1 =48mm 3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)軸上零件的定位？裝 配及軸的工藝性要求，初步定由高速軸的結(jié)構(gòu)？(1)劃分軸段軸伸由段d1;過密封圈處軸段？軸頸d2;軸承安裝定位軸段d7; 齒輪軸段d4. (2)各段軸直徑的確定由于軸身直徑比強(qiáng)度計 算的值要大很多，考慮軸的緊湊性，其他階梯軸段直徑應(yīng)盡可 能

30、以較小值增加，初選滾動軸承下，滾動軸承代號為30316型 其尺寸為dXDXT=80X 170X42.5軸頸直徑d2=60mm 軸承的安 裝尺寸為：直徑 d3=80mm 齒輪段處的直徑：d4=317mm d4a=323mm d4f=311.75 mm (3)定各軸段的軸向長度d1軸伸段長度由聯(lián)軸器軸向長確定；d2段長度由軸承寬？墊圈？端蓋 厚確定；齒輪段軸向長度決定于齒輪寬度，軸向位置由中間 軸2齒輪所需嚙合位置確定.因此，可得由如圖I軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖6.6）圖6,3低速軸結(jié)構(gòu)圖4.低速軸的強(qiáng)度校核 查機(jī)械設(shè)計手冊得45鋼的彈性模量為，泊松比為 0.028.。B=640 MPa, -1=27

31、5MPa, a =60MPa, a S =355MPsffi 有 限元分析軟件ansys對低速軸進(jìn)行強(qiáng)度校核，得到如下圖6.4 所示？由圖中數(shù)據(jù)可知，最大應(yīng)力，最大應(yīng)變?yōu)?所以低速軸 是安全的，強(qiáng)度符合要求？圖6.4低速軸應(yīng)力圖 圖6.4低速 軸應(yīng)變圖7?軸承的驗(yàn)算7.1中間軸承的校核計算：1.選用 的型號為6209,由資料4查由Cr=31.5KN 2,作用在軸承徑 向載荷：P=2344.6N式6.7具有足夠使用壽命？ 7.2高速軸的 滾動軸承校核計算計算選用302055校核方法與中間軸承相同,參考中間軸承的計算 ？ 7.3低速軸承的校核計算計算選用30316,經(jīng)校核計算滿足要求，校核方法與中間軸承相同 （略）？ 8、鍵的選擇與演算（一）.中間軸與齒輪 2的鍵連接？選用及計算.由前面軸的設(shè)計已知此處軸經(jīng)為41mm,由資料3選鍵 14X9？ 45 鋼 GB/T1096-2003 L=L-b=48-12=36 h' =h/2=9/2=4.5 由資料3 表 6-2 查 得a p=100MPa b p=21000/（kld）式6.8=2149.91000/（4.53648）=752.4MPa<100MPa 鍵強(qiáng)度足夠 （二）. 高速軸與低速軸上的鍵選用及校核方法與中間軸相同？經(jīng)校核強(qiáng)