卷揚機傳動裝置設(shè)計說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計 計算說明書設(shè)計題目 卷 揚 機 傳 動 裝 置 機械工程及自動化學(xué)院（系） 班設(shè)計者 指導(dǎo)老師 2009-5-24北京航空航天大學(xué)前言本設(shè)計說明書是機械設(shè)計綜合課程設(shè)計這門必修課的課程作業(yè)之一，它與一張減速器箱體的裝配圖、兩張零件圖，共同構(gòu)成了此門課的作業(yè)內(nèi)容。本設(shè)計說明書是卷揚機傳動裝置，即減速器箱體及其零件的設(shè)計說明。內(nèi)容包括：卷揚機傳動裝置的設(shè)計任務(wù)及設(shè)計要求，卷揚機傳動裝置的總體方案設(shè)計，傳動件的設(shè)計計算和箱體及其附件的設(shè)計計算等。其中總體方案設(shè)計包括傳動方案的設(shè)計及可行性分析比較，原動機選擇，機械裝置的運動和動力參數(shù)計算，機械裝置總體方案簡圖等四方面的內(nèi)容；傳動件的

2、設(shè)計計算包括帶傳動的設(shè)計計算，斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算，軸的設(shè)計計算及校核，滾動軸承的校核及計算，鍵的選擇及校核，聯(lián)軸器的校核及計算等六方面的內(nèi)容；減速器箱體及附件的設(shè)計計算包括箱體主要參數(shù)的設(shè)計計算，箱體附件的選擇及簡要說明，潤滑及密封方式的選擇及說明，技術(shù)要求說明等四方面的內(nèi)容。減速器設(shè)計的幾乎全部尺寸及設(shè)計的相關(guān)參數(shù)都在此設(shè)計說明書中體現(xiàn)出來，它是產(chǎn)品設(shè)計的重要技術(shù)文件之一，是圖樣設(shè)計的基礎(chǔ)和理論依據(jù)，也是進行設(shè)計審核的依據(jù)。此設(shè)計說明書參考課程設(shè)計教材及相關(guān)指導(dǎo)書完成，百分之八十內(nèi)容系原創(chuàng)，部分內(nèi)容借鑒上屆學(xué)長的設(shè)計說明書和圖書館資料查得的設(shè)計說明書。書寫過程中得到畢樹生老師的指導(dǎo)幫助，

3、還有各位同學(xué)的意見建議，在此一并表示感謝。目錄一、設(shè)計任務(wù)- 3 -（一）設(shè)計要求- 3 -（二）原始技術(shù)數(shù)據(jù)- 3 -（三）設(shè)計任務(wù)- 4 -二、總體方案設(shè)計- 4 -（一）傳動方案的設(shè)計及可行性分析比較- 4 -（二）原動機選擇- 7 -1、選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)形式- 7 -2、選擇電動機容量- 7 -3、確定電動機轉(zhuǎn)速- 8 -（三）機械裝置的運動和動力參數(shù)計算- 9 -1、分配傳動比- 9 -2、運動和動力參數(shù)計算- 10 -（四）機械裝置總體方案簡圖- 11 -二、傳動件設(shè)計計算- 12 -（一）帶傳動的設(shè)計計算- 12 -（二）斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算- 14 -1、高速級齒輪的設(shè)計

4、計算- 14 -2、低速級齒輪的設(shè)計計算- 22 -（三）軸的設(shè)計計算及校核- 31 -1、軸1的設(shè)計計算及校核- 31 -2、軸2的設(shè)計計算及校核- 35 -3、軸3的設(shè)計計算及校核- 40 -(四)滾動軸承的校核和計算- 45 -1、支承軸1的滾動軸承的校核- 45 -2、支承軸2的滾動軸承的校核- 47 -3、支承軸3的滾動軸承的校核- 49 -(五)鍵的選擇及校核- 50 -1、高速軸外伸端帶輪與軸聯(lián)接處鍵的選擇和校核- 50 -2、中間軸高速級大齒輪與軸聯(lián)接處鍵的選擇和校核- 51 -3、中間軸低速級小齒輪與軸聯(lián)接處鍵的選擇和校核- 52 -4、低速軸低速級大齒輪與軸聯(lián)接處鍵的選擇和

5、校核- 53 -5、低速軸外伸端聯(lián)軸器與軸聯(lián)接處鍵的選擇和校核- 53 -（六）聯(lián)軸器的校核和計算- 54 -四、減速器箱體及附件的設(shè)計- 55 -1、箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計- 55 -2、減速器箱體附件的選擇和簡要說明- 56 -3、潤滑及密封- 56 -4、技術(shù)要求- 57 -五、參考資料- 57 -一、 設(shè)計任務(wù)（一）設(shè)計要求 1、卷揚機由電動機驅(qū)動，用于建筑工地提升物料。2、室外工作，生產(chǎn)批量為五臺。3、動力源為三相交流380/220V，電動機單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。4、使用期限為10年，大修周期為三年，雙班制工作。5、專業(yè)制造廠制造，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。該裝置的設(shè)計參考圖如

6、下圖所示。（二）原始技術(shù)數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)編號12345678910繩牽引力W/kN1212101010108877繩牽引速度v/(r/min)0.30.40.30.40.50.60.40.60.50.6卷筒直徑D/mm470500420430470500430470440460選擇第六組數(shù)據(jù)：繩牽引力W（kN） 10 繩牽引速度v（ms） 0.6 巻筒直徑D（mm） 500（三）設(shè)計任務(wù)1、完成卷揚機總體傳動方案設(shè)計和論證，繪制總體設(shè)計原理方案圖。2、完成卷揚機主要傳動裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計。3、完成裝配圖1張（A0或A1），零件圖2張。4、編寫設(shè)計說明書。二、總體方案設(shè)計（一）傳動方案的設(shè)計及可行性分析比較總

7、體布置簡圖如下：傳動裝置是將原動機的運動和動力傳遞給工作機的中間裝置，它可以實現(xiàn)減速或增速，改變運動形式以及將動力和運動傳遞與分配的作用。卷揚機是由電動機驅(qū)動，經(jīng)傳動裝置，用于建筑工地提升物料的機械。它的傳動裝置主要用來傳遞動力和運動，實現(xiàn)減速。原始數(shù)據(jù)： 繩牽引力W（kN） 10 繩牽引速度v（ms） 0.6 巻筒直徑D（mm） 500選擇最低轉(zhuǎn)速的電動機，其轉(zhuǎn)速為750 rmin，估計傳動裝置的傳動比如下：工作機轉(zhuǎn)速為 =rmin =22.92 rmin=750 rmin22.92 rmin=32.7>25所以，僅僅使用一個二級減速器會使減速器的外形尺寸過大，不能滿足最優(yōu)的要求。當(dāng)電

8、機轉(zhuǎn)速更大時，二級減速器更不能滿足要求，故不能只采用一個二級齒輪減速器，需另加一個減速裝置以分配傳動比。經(jīng)分析可設(shè)計出以下幾種傳動方案（其他方案明顯不滿足傳動要求）。（1） 二級閉式齒輪傳動和一級開式齒輪傳動方案一：此傳動裝置采用二級閉式圓柱齒輪傳動和一級開式齒輪傳動。閉式齒輪傳動較平穩(wěn)，潤滑條件好，置于高速級；開式齒輪傳動置于低速級。此種方案結(jié)構(gòu)較緊湊，成本較低，但開式潤滑困難，致使傳動裝置整體壽命較短，也不適于較差的工作環(huán)境。（2） 蝸輪蝸桿傳動和一級閉式齒輪傳動方案二：此種傳動裝置采用蝸輪蝸桿傳動和一級圓柱齒輪傳動，傳動比大，傳動較平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)緊湊，通過控制某些設(shè)計參數(shù)可使蝸桿傳動自鎖;但

9、是傳動效率較低，蝸輪較易磨損和膠合，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜且蝸輪常采用較貴重金屬，加工工藝較復(fù)雜，制造成本較高，長期連續(xù)工作不經(jīng)濟。(3)帶傳動和二級閉式圓柱齒輪傳動方案三：此傳動裝置采用一級V帶傳動和二級閉式圓柱齒輪傳動。帶傳動傳動平穩(wěn)噪聲小，可緩和沖擊和振動，具有過載保護能力，置于高速級；圓柱齒輪傳動效率高，結(jié)構(gòu)尺寸小，置于低速級。此傳動方案外型尺寸較大，傳動平穩(wěn)，傳動效率高，V帶不適合在惡劣長期過載環(huán)境下工作。(4)一級閉式錐齒輪傳動和二級閉式圓柱齒輪傳動方案四：此傳動裝置采用一級閉式錐齒輪傳動和二級閉式圓柱齒輪傳動。為了減小錐齒輪尺寸，圓錐齒輪布置在高速機，二級圓柱齒輪減速器置于低速級。該方案中大

10、尺寸的錐齒輪的加工設(shè)備較少，加工困難，且采用兩個減速裝置，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜，影響傳動的穩(wěn)定性和可靠性。通過對以上方案分析比較可知，方案三作為卷揚機的傳動裝置的總體傳動方案較合適。（二）原動機選擇該裝置執(zhí)行機構(gòu)已給出，不需設(shè)計，傳動裝置選擇方案三，如下圖。故只需選擇原動機即可。1、選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)形式因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向運轉(zhuǎn)，根據(jù)工作條件和要求，選用一般用途的Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V。原始數(shù)據(jù)： 繩牽引力W（kN） 10 繩牽引速度v（ms） 0.6 巻筒直徑D（mm） 5002、選擇電動機容量電動機所需要的實際功率即電動機的輸出功率 工作機的輸出功率

11、 所以 =由電動機至卷筒的傳動總效率為（繩索伸長及繩索與卷筒之間的摩擦損失功率忽略不計） 確定各部分效率為： 聯(lián)軸器效率 =0.99 V帶傳動效率 =0.96 滾動軸承效率（一對） =0.99 閉式齒輪傳動效率 =0.97代入，得 = =0.8504故所需電動機的功率為 =kW=7.06 kW因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。查機械設(shè)計手冊，得Y系列電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率為7.5 kW。3、確定電動機轉(zhuǎn)速確定工作機轉(zhuǎn)速為 =rmin =22.92 rmin為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，需先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍，查機械設(shè)計手冊，V帶傳動常用傳動比范圍=24，二級圓柱齒輪減速器為=

12、840，則傳動比的范圍為=·=16160，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 = ·=（16160）×22.92 rmin =366.723667.2 rmin符合這一轉(zhuǎn)速范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 rmin 、1000 rmin、 1500 rmin和3000 rmin。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)機械設(shè)計手冊查出四種適用的電動機型號列于表一，因此可有三種傳動比方案。表一 額定功率為 7.5kW 時電動機選擇對總體方案的影響方案電動機型號額定功率kW電動機轉(zhuǎn)速（rmin）電動機質(zhì)量kg傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比V帶傳動比齒輪傳動比1Y132S2-27.530002920701

13、274431.852Y132M-47.5150014408162.83320.943Y160M-67.5100097011642.322.516.934Y160L-87.575072014031.41215.71由表一分析可知：方案一電動機重量輕，但總的傳動比過大，傳動裝置外廓尺寸大，制造成本高，結(jié)構(gòu)不緊湊，故不可??；方案二傳動比、傳動尺寸、電動機質(zhì)量都符合要求；方案三和方案四傳動比小、結(jié)構(gòu)較緊湊，但電動機的質(zhì)量大、價格高?！揪C合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，重量、價格以及總的傳動比，可得方案二的傳動比較合適，所以選定電動機的型號為Y132M-4?！浚ㄈC械裝置的運動和動力參數(shù)計算1、分配傳動

14、比總傳動比 = = =62.83分配傳動裝置各級傳動比為使V帶傳動外部尺寸不要太大，初步取=3，則減速器的傳動比為 =20.94取 =1.4則 = ·=得 則兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 =5.414則低速級的傳動比 =3.868以上傳動比的分配只是初步的，傳動裝置的實際傳動比必須在各級傳動零件的參數(shù)，如直徑、齒輪齒數(shù)等確定后才能計算出來，故應(yīng)在各級傳動零件的參數(shù)確定后計算實際總傳動比。一般總傳動比的實際值與設(shè)計要求值的允許值誤差為35。2、運動和動力參數(shù)計算(、為輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩，、為輸出功率和輸出轉(zhuǎn)矩，i=1，2，3，4)0軸（電動機軸）：電動機輸出功率 =77.06 kW

15、電動機輸出滿載轉(zhuǎn)矩 =1440 rmin電動機輸出轉(zhuǎn)矩 =9550×N·m=46.82 N·m1軸（高速軸）：= = r/min=480 r/min = 9550 = 9550 NM = 133.50NM = = 6.71kw0.99 = 6.64kw = = 133.50NM0.99 = 132.17NM2軸（中間軸）:= = r/min=88.66 r/min = 9550 = 9550 NM = 693.68NM = = 6.44kw0.99 = 6.38kw = = 693.68NM0.99 = 686.74NM3軸（低速軸）：= = r/min=22.9

16、2 r/min = 9550 = 9550 NM = 2575NM = = 6.18kw0.99 = 6.12kw = = 2575NM0.99 = 2549.25NM4軸（卷筒軸）：= = r/min=22.92 r/min = 9550 = 9550 NM = 2525NM = = 6.06kw0.99 = 6.00kw = = 2525NM0.99 = 2499.75NM將運動和傳動參數(shù)進行整理匯總，如表二表二 各軸運動和動力參數(shù)軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/Nm轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸7.0646.82144035.4143.86810.950.960.960

17、.981軸6.716.64133.50132.174802軸6.446.38693.68686.7488.663軸6.186.1225752549.2522.92卷筒軸6.066.0025252499.7522.92（四）機械裝置總體方案簡圖二、傳動件設(shè)計計算（一）帶傳動的設(shè)計計算1、確定計算功率查表31-7 取=1.2，則2、選擇帶的型號=9kW=1440 rmin根據(jù)計算功率和小帶輪轉(zhuǎn)速，查圖31-15選取V帶型號為A型，并確定小帶輪的直徑=112140mm3、 確定帶輪直徑和帶速由表31-3選取小帶輪直徑：A型帶，=1440 rmin，取=125mm。取滑動率=0.01，大帶輪直徑為=3

18、×（1-）=3×125×（1-0.01）=282.86mm取=280mm。驗算小帶輪帶速：滿足5m/s<25 m/s的要求。4.確定帶傳動的中心距a和帶的基準(zhǔn)長度初選中心矩由公式 可得 222.7810；因此選取中心距a=650mm。初選基準(zhǔn)長度由公式由表31-2選取基準(zhǔn)長度 =2000mm。求實際中心距a實際中心距取a=677mm。中心距變化范圍為： 5、計算主動輪上的包角滿足包角的范圍要求。6.確定帶的根數(shù)由表31-3可知，基本額定功率 =1.93kW又傳動比 =3由表31-4可知，基本額定功率增量 =0.17kW由表31-9可知，包角系數(shù) =0.97由

19、表31-2可知，長度系數(shù) =1.03由公式 得 z=4.29取 z=57.確定帶的初拉力由表31-1可知，帶的單位質(zhì)量 =0.10由公式，得8.計算傳動帶作用在軸上的壓軸力則壓軸力=1586N。（二）斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算1、高速級齒輪的設(shè)計計算選擇材料和精度等級考慮主動輪轉(zhuǎn)速不很高，傳動尺寸無嚴(yán)格限制，批量較小，故小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=241286，平均取為260HB大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=229286，平均取為240HB二者材料硬度差為20HB。精度等級選擇8級精度。初步估算小齒輪直徑因采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，按齒面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑。由齒數(shù)比 u=i

20、=5.414查附錄B 表B-1，初取螺旋角 與配對齒輪有關(guān)的常系數(shù) =756因載荷平穩(wěn)，故取載荷系數(shù) K=1.4由總體設(shè)計部分表二可知，1軸輸入轉(zhuǎn)矩 =133.50NM由表27-14，取齒寬系數(shù) 初步計算需用接觸應(yīng)力由圖27-24查得接觸疲勞極限Hlim1710MPa，Hlim2580MPa接觸應(yīng)力 取 =522Mpa由以上各數(shù)據(jù)可得，初取 =68mm確定基本參數(shù) 校核圓周速度V和精度等級查表27-1可知取8級精度合理。初取齒數(shù) 則 取 =103確定模數(shù)齒端模數(shù) =mm=3.5789mm查表27-4，因第一系列無與之對應(yīng)數(shù)據(jù)，故可取第二系列數(shù)據(jù)，取法向模數(shù) =3.5mm確定螺旋角螺旋角 （與估

21、計值接近）確定小齒輪直徑小齒輪直徑 確定大齒輪直徑大齒輪直徑 初估齒寬b初步齒寬 b=1.2×68mm=81.6mm校核傳動比誤差因齒數(shù)未做圓整，故傳動比不變。齒面接觸疲勞強度校核計算公式 公式中各參數(shù)計算如下：1）計算齒面接觸應(yīng)力節(jié)點區(qū)域系數(shù)查圖27-18可知，非變位斜齒輪 彈性系數(shù)查表27-15可知， 重合度系數(shù)端面重合度由表27-5可知，端面分度圓壓力角 =端面齒頂圓壓力角 由于沒有變位，所以端面嚙合角 又 =103綜上，因此端面重合度 縱向重合度因此，故 螺旋角系數(shù) 使用系數(shù)由表27-7可知， 動載荷系數(shù)由圖27-6可知， 齒向載荷分布系數(shù)則查表27-2可得其中 確定齒向載荷

22、分布系數(shù)非對稱支撐，調(diào)質(zhì)齒輪精度等級為8級，查表27-9可知，八級精度，裝配時不作檢驗調(diào)整，故取， A=1.17 B=0.16 C=0.61代入上式，得 由以上各參數(shù)計算得， 2)計算許用接觸應(yīng)力計算公式為 確定接觸強度壽命系數(shù)總工作時間為應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 =3.107由機械設(shè)計手冊查得，當(dāng) 當(dāng) 所以 計算齒面工作硬化系數(shù)因為大齒輪齒面硬度HB=240HB所以， 確定接觸強度尺寸系數(shù)由表27-18可知， 確定接觸最小安全系數(shù)由表27-17可得，一般可靠度，取 確定潤滑油膜影響系數(shù)因為無合適試驗或經(jīng)驗數(shù)據(jù)，故作簡化處理，取 試驗齒輪的接觸疲勞極限由以上各參數(shù)計算、得，3）驗算：<=(取和中較

23、小者比較)，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。（5）確定傳動主要尺寸中心距圓整取螺旋角由公式可求得精確的螺旋角為端面模數(shù)大小齒輪分度圓直徑d小齒輪大齒輪大小齒輪齒頂圓直徑由公式可得，齒寬bb=81.6mm取 大小齒輪當(dāng)量齒數(shù)小齒輪當(dāng)量齒數(shù)大齒輪當(dāng)量齒數(shù)（6）齒根彎曲疲勞強度的驗算校核公式為1）計算齒根彎曲應(yīng)力使用系數(shù) 、動載荷系數(shù) 、齒間載荷分配系數(shù)分別為使用系數(shù)動載荷系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)與接觸疲勞強度計算的參數(shù)相同。確定齒向載荷分布系數(shù)計算齒寬b=81.6mm全齒高所以又由圖27-9 可查得確定齒形系數(shù)由于兩齒輪無變位，,由圖27-20可得，復(fù)合齒形系數(shù)確定應(yīng)力修正系數(shù)由圖27-21可

24、得，確定重合度系數(shù)確定螺旋角系數(shù)由圖27-22可得，螺旋角系數(shù)由以上各參數(shù)可得，齒根彎曲應(yīng)力計算值為2）計算許用彎曲應(yīng)力計算公式為 確定齒輪齒根彎曲疲勞極限HB1=260HB，HB2=240HB由圖27-30可知， 確定彎曲強度最小安全系數(shù)一般可靠度，取 確定彎曲強度尺寸系數(shù)由圖27-33可得， 確定彎曲強度壽命系數(shù)由接觸疲勞強度校核計算可知，=3.107由機械設(shè)計手冊查得，當(dāng)時，所以 確定應(yīng)力修正系數(shù)取 確定相對齒根圓角敏感系數(shù)及相對齒根圓表面狀況系數(shù)因無計算精度要求取由以上各參數(shù)可得，許用齒根彎曲應(yīng)力為3）彎曲疲勞強度的校核可知抗彎疲勞強度合適（7）靜強度校核因為傳動平穩(wěn)，無嚴(yán)重過載，故不

25、需要作靜強度校核。2、低速級齒輪的設(shè)計計算（此時低速級小齒輪為齒輪1，大齒輪為齒輪2，其它相關(guān)量分別與之對應(yīng)）選擇材料和精度等級考慮主動輪轉(zhuǎn)速不很高，傳動尺寸無嚴(yán)格限制，批量較小，故小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=241286，因處在低速級，故平均取為260HB大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=229286，因處在低速級，故平均取為240HB二者材料硬度差為20HB。精度等級選擇8級精度。初步估算小齒輪直徑因采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，按齒面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑。由 齒數(shù)比 u=3.868查附錄B 表B-1，初取螺旋角 與配對齒輪有關(guān)的常系數(shù) =756因載荷平穩(wěn)，故取載荷系數(shù) K=

26、1.4由總體設(shè)計部分表二可知，1軸輸入轉(zhuǎn)矩 =693.68NM由表27-14，取齒寬系數(shù) 初步計算需用接觸應(yīng)力由圖27-24查得接觸疲勞極限Hlim1700MPa，Hlim2560MPa接觸應(yīng)力 取 =504Mpa由以上各數(shù)據(jù)可得，初取 =122mm確定基本參數(shù)校核圓周速度V和精度等級查表27-1可知取8級精度合理。初取齒數(shù) 則 取 =89確定模數(shù)齒端模數(shù) =mm=5.304mm取法向模數(shù) =3.5mm確定螺旋角螺旋角 （與估計值相差不多）確定小齒輪直徑小齒輪直徑 確定大齒輪直徑大齒輪直徑 初估齒寬b初步齒寬 b=1.2×121.992mm=146.4mm校核傳動比誤差因齒數(shù)未做圓整

27、，故傳動比不變。齒面接觸疲勞強度校核計算公式 公式中各參數(shù)計算如下：1）計算齒面接觸應(yīng)力節(jié)點區(qū)域系數(shù)查圖27-18可知，非變位斜齒輪 彈性系數(shù)查表27-15可知，重合度系數(shù)端面重合度由表27-5可知，端面分度圓壓力角 =端面齒頂圓壓力角 由于沒有變位，所以端面嚙合角 又 =89綜上，因此端面重合度 縱向重合度因此，故 螺旋角系數(shù)使用系數(shù)由表27-7可知， 動載荷系數(shù)由圖27-6可知，齒間載荷分布系數(shù)則查表27-2可得其中 確定齒向載荷分布系數(shù)非對稱支撐，調(diào)質(zhì)齒輪精度等級為8級，查表27-9可知，八級精度，裝配時不作檢驗調(diào)整，故取， A=1.17 B=0.16 C=0.61代入上式，得 由以上各

28、參數(shù)計算得， 2)計算許用接觸應(yīng)力計算公式為確定接觸強度壽命系數(shù)由高速級、級傳動比可知，低速級由機械設(shè)計手冊查得，當(dāng) 所以計算齒面工作硬化系數(shù)因為大齒輪齒面硬度HB=230HB所以，確定接觸強度尺寸系數(shù)由表27-18可知，確定接觸最小安全系數(shù)由表27-17可得，一般可靠度，取確定潤滑油膜影響系數(shù)因為無合適試驗或經(jīng)驗數(shù)據(jù)，故作簡化處理，取試驗齒輪的接觸疲勞極限由以上各參數(shù)計算、得，3）驗算：<=(取和中較小者比較)，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。（5）確定傳動主要尺寸中心距圓整取螺旋角由公式可求得精確的螺旋角為端面模數(shù)大小齒輪分度圓直徑d小齒輪大齒輪大小齒輪齒頂圓直徑由公式可得，

29、 齒寬bb=146.4mm取 大小齒輪當(dāng)量齒數(shù)小齒輪當(dāng)量齒數(shù)大齒輪當(dāng)量齒數(shù)（6）齒根彎曲疲勞強度的驗算校核公式為1）計算齒根彎曲應(yīng)力使用系數(shù) 、動載荷系數(shù) 、齒間載荷分配系數(shù)分別為使用系數(shù)動載荷系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù)與接觸疲勞強度計算的參數(shù)相同。確定齒向載荷分布系數(shù)計算齒寬b=146.4mm全齒高所以又由圖27-9 可查得確定齒形系數(shù)由于兩齒輪無變位，,由圖27-20可得，復(fù)合齒形系數(shù)確定應(yīng)力修正系數(shù)由圖27-21可得，確定重合度系數(shù)確定螺旋角系數(shù)由圖27-22可得，螺旋角系數(shù)由以上各參數(shù)可得，齒根彎曲應(yīng)力計算值為2）計算許用彎曲應(yīng)力計算公式為確定齒輪齒根彎曲疲勞極限HB1=250HB，HB2

30、=230HB由圖27-30可知，確定彎曲強度最小安全系數(shù)一般可靠度，取確定彎曲強度尺寸系數(shù)由圖27-33可得，確定彎曲強度壽命系數(shù)由接觸疲勞強度校核計算可知，由機械設(shè)計手冊查得，當(dāng)時，所以 確定應(yīng)力修正系數(shù)取確定相對齒根圓角敏感系數(shù)及相對齒根圓表面狀況系數(shù)因無計算精度要求取由以上各參數(shù)可得，許用齒根彎曲應(yīng)力為3）彎曲疲勞強度的校核 可知抗彎疲勞強度合適（7）靜強度校核因為傳動平穩(wěn)，無嚴(yán)重過載，故不需要作靜強度校核。（三）軸的設(shè)計計算及校核1、軸1的設(shè)計計算及校核1）選擇材料和熱處理由于=75.525mm，所以高速級主動輪應(yīng)制成齒輪軸，軸的材料應(yīng)與齒輪相同，選擇40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=24

31、1286。2）按鈕轉(zhuǎn)強度估算最小直徑查表26-3，可得C=118106，取平均值C=112則由公式 得，軸1的最小直徑mm=26.98mm若考慮單鍵聯(lián)接，則 取帶輪選擇實心式帶輪結(jié)構(gòu)：帶輪寬 =2.5>1.5所以L=（1.52）d取L=2d=56mm3）初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)初選（0）2尺寸系列圓錐滾子軸承30208，軸承尺寸為內(nèi)徑d=40mm 外徑D=80mm 寬度B=18mm，公稱接觸角，初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)如下圖所示。4)軸的校核（1）軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩和小齒輪上的作用力，空間受力分析如下圖所示，參考齒輪傳動的受力分析如下：輸入轉(zhuǎn)矩為： = 小齒輪圓周力為= 小齒輪徑向力

32、為 小齒輪軸向力為 (2)計算軸承支點的支反力，繪出水平和垂直面彎矩圖和垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計算如下：其受力圖和彎矩圖如圖（a）。水平面（XZ平面）支反力及彎矩計算如下：=387N 其受力圖和彎矩圖如圖（b）所示。（3）計算并繪制合成彎矩圖 = =合成彎矩圖如圖（c）所示。（4）計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩圖如圖（d）所示。（5）計算并繪制當(dāng)量彎矩圖轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取 查表26-2，得查表26-4，得則 由公式 求得危險截面C處當(dāng)量轉(zhuǎn)矩繪制當(dāng)量彎矩圖如圖（e）所示。（6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度校核公式為由表26-4，得許用應(yīng)力為則危險截面C處的彎曲應(yīng)力為校核通過，安全。2、軸2的設(shè)計

33、計算及校核1）選擇材料和熱處理工作條件為：建筑工地提升物料，載荷較平穩(wěn)，根據(jù)軸的使用條件，選擇45鋼，正火處理，硬度HB=170217 2）按鈕轉(zhuǎn)強度估算最小直徑查表26-3，可得C=118106，取平均值C=112則由公式 得，軸2的最小直徑 mm=46.73mm若考慮單鍵聯(lián)接，則 取3）初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)初選（0）3尺寸系列圓錐滾子軸承30310，軸承尺寸為內(nèi)徑d=50mm 外徑D=110mm 寬度B=27mm，公稱接觸角，初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)如下圖所示。4)軸的校核（1）軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩和小齒輪上的作用力，空間受力分析如下圖所示，參考齒輪傳動的受力分析如下：輸入轉(zhuǎn)矩為：

34、=小齒輪圓周力為 =小齒輪徑向力為 小齒輪軸向力為 大齒輪圓周力為大齒輪軸向力為大齒輪徑向力為(2)計算軸承支點的支反力，繪出水平和垂直面彎矩圖和垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計算如下： 其受力圖和彎矩圖如圖（a）。水平面（XZ平面）支反力及彎矩計算如下：=2361N其受力圖和彎矩圖如圖（b）所示。（3）計算并繪制合成彎矩圖=合成彎矩圖如圖（c）所示。（4）計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩圖如圖（d）所示。（5）計算并繪制當(dāng)量彎矩圖轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取 查表26-2，得查表26-4，得則 由公式 求得危險截面D處當(dāng)量轉(zhuǎn)矩繪制當(dāng)量彎矩圖如圖（e）所示。（6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度校核公式為由表26-4

35、，得許用應(yīng)力為則危險截面D處的彎曲應(yīng)力為強度不符合要求。故將軸的材料改為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241286，毛坯直徑。由表26-2，查得 由表26-4，得則 由公式 求得危險截面D處當(dāng)量轉(zhuǎn)矩當(dāng)量彎矩圖不變。由表26-4，得許用彎曲應(yīng)力為則危險截面D處的彎曲應(yīng)力為，校核通過，安全。3、軸3的設(shè)計計算及校核1）選擇材料和熱處理工作條件為：建筑工地提升物料，載荷較平穩(wěn)，根據(jù)軸的使用條件，選擇45鋼，正火處理，硬度HB=170217 2）按鈕轉(zhuǎn)強度估算最小直徑查表26-3，可得C=118106，取平均值C=112則由公式 得，軸3的最小直徑mm=72.36mm若考慮單鍵聯(lián)接，則 按聯(lián)軸器的標(biāo)準(zhǔn)系列，

36、初選用彈性套柱銷聯(lián)軸器TL11，取軸徑d=80mm，軸孔長度L=172mm。3）初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)初選（0）2尺寸系列圓錐滾子軸承30219，軸承尺寸為內(nèi)徑d=95mm 外徑D=170mm 寬度B=32mm，公稱接觸角，初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)如下圖所示。4)軸的校核（1）軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩和齒輪上的作用力，空間受力分析如下圖所示，參考齒輪傳動的受力分析如下：輸入軸3的轉(zhuǎn)矩為： =齒輪圓周力為 齒輪徑向力為 齒輪軸向力為 (2)計算軸承支點的支反力，繪出水平和垂直面彎矩圖和垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計算如下：其受力圖和彎矩圖如圖（a）。水平面（XZ平面）支反力及彎矩計算如下： =

37、7848N 其受力圖和彎矩圖如圖（b）所示。（3）計算并繪制合成彎矩圖=合成彎矩圖如圖（c）所示。（4）計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩圖如圖（d）所示。（5）計算并繪制當(dāng)量彎矩圖轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取 查表26-2，得查表26-4，得則 由公式 求得危險截面C處當(dāng)量轉(zhuǎn)矩繪制當(dāng)量彎矩圖如圖（e）所示。（6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度校核公式為由表26-4，得許用應(yīng)力為則危險截面C處的彎曲應(yīng)力為 校核通過，安全。(四)滾動軸承的校核和計算1、 支承軸1的滾動軸承的校核（1）壽命計算查相關(guān)機械設(shè)計手冊，圓錐滾子軸承30208的基本額定動載荷，額定靜載荷，脂潤滑軸承的極限轉(zhuǎn)速，公稱接觸角，判斷系數(shù)軸承內(nèi)部軸向力

38、的計算查表34-5，得 方向向右 方向向左軸承軸向載荷的計算因為，所以軸1有向左移動的趨勢，使軸承B“受壓”，軸承A“放松”，故當(dāng)量動載荷的計算計算公式為取則軸承B的當(dāng)量動載荷為由由表34-7，查得則軸承A的當(dāng)量動載荷為由由表34-7，查得則取軸承壽命計算基本額定壽命故30208軸承能滿足使用壽命要求。（2）極限轉(zhuǎn)速計算極限轉(zhuǎn)速計算公式為:由 此時480r/min所以許用轉(zhuǎn)速滿足使用要求。2、 支承軸2的滾動軸承的校核（1）壽命計算查相關(guān)機械設(shè)計手冊，圓錐滾子軸承30310的基本額定動載荷，額定靜載荷，脂潤滑軸承的極限轉(zhuǎn)速，公稱接觸角，判斷系數(shù)軸承內(nèi)部軸向力的計算查表34-5，得 方向向右 方

39、向向左軸承軸向載荷的計算因為，所以軸2有向左移動的趨勢，使軸承B“受壓”，軸承A“放松”，故當(dāng)量動載荷的計算計算公式為取則軸承B的當(dāng)量動載荷為由由表34-7，查得則軸承A的當(dāng)量動載荷為由由表34-7，查得則取軸承壽命計算基本額定壽命故30310軸承能滿足使用壽命要求。（2）極限轉(zhuǎn)速計算極限轉(zhuǎn)速計算公式為:由由圖34-11可得載荷變化系數(shù) 對于圓錐滾子軸承，載荷角 查得載荷分布系數(shù)則 =2875r/min>88.66r/min所以許用轉(zhuǎn)速滿足使用要求。3、支承軸3的滾動軸承的校核（1）壽命計算查相關(guān)機械設(shè)計手冊，圓錐滾子軸承30219的基本額定動載荷，額定靜載荷，脂潤滑軸承的極限轉(zhuǎn)速，公稱接觸角，判斷系數(shù)軸承內(nèi)部軸向力的計算查表34-5，得 方向向右 方向向左軸承軸向載荷的計算因為，所以軸3有向右移動的趨勢，使軸承A“受壓”，軸承B“放松”，故當(dāng)量動載荷的