機械設計課程設計--電動卷揚機傳動裝置設計

1、<p>　　題 目：設 計 電 動 卷 揚 機 傳 動 裝 置</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　1. 傳動方案的選擇……………………………………………………4 </p><p>　　2. 電動機的選擇………………………………………………………4</p><p>　　2.

2、1 電動機輸出功率的確定……………………………………………4</p><p>　　2.2 電動機轉速的確定…………………………………………………… 5</p><p>　　3 總傳動比和傳動比的分配………………………………………………… 5</p><p>　　3.1 總傳動比的計算……………………………………………………… 5</p><p&g

3、t;　　3.2 傳動比的分配………………………………………………………… 5</p><p>　　4 動力參數的確定………………………………………………………… 6</p><p>　　4.1 各軸的功率計算……………………………………………………… 6</p><p>　　4.2 各軸轉速的計算………………………………………………………6</p>

4、<p>　　4.3 各軸輸入轉矩的計算…………………………………………………… 6</p><p>　　5 齒輪的設計?！?</p><p>　　5.1 閉式齒輪傳動的設計…………………………………………………… 6</p><p>　　5.1.1 高速級齒輪傳動的設計：……………………………………………… 6

5、</p><p>　　5.1.2 低速級齒輪傳動設計………………………………………………… 10</p><p>　　6 軸的設計………………………………………………………………… 14</p><p>　　6.1中間軸設計…………………………………………………………… 14</p><p>　　6.2高速軸設計………………………………………

6、………………… 15</p><p>　　6.3低速軸的設計………………………………………………………… 16</p><p>　　7 軸承的驗算……………………………………………………………… 19</p><p>　　7.1中間軸承的校核計算…………………………………………………… 19</p><p>　　7.2高速軸的滾動軸承校

7、核計算……………………………………………… 19</p><p>　　7.3低速軸承的校核計算…………………………………………………… 19</p><p>　　8 鍵的選擇與演算………………………………………………………… 19</p><p>　　9 潤滑…………………………………………………………………… 20</p><p>　　1

8、0 箱體及其附件的設計選擇………………………………………………… 20</p><p>　　11.參考文獻…………………………………………………………………21</p><p><b>　　一、傳動方案</b></p><p>　　設計要求：卷筒直徑D=300mm卷揚機鋼繩拉力F=8.4KN，卷揚機鋼繩速度V=17.7m/min，工作時有中等沖

9、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%。</p><p>　　減速器采用二級圓柱齒輪減速器</p><p><b>　　總體布局如圖1所示</b></p><p><b>　　圖1傳動方案</b></p><p><b>　　2、電動機的選擇。</b&

10、gt;</p><p>　　2.1 電動機輸出功率的確定</p><p>　　（1）工作機所需功率：</p><p>　　Pω=FV/(ηa103) 式2.1</p><p>　　注：F為卷揚機鋼繩拉力，，v為卷揚機鋼繩速度，ηa為工作機構的自身的傳動效率,取1。</p><p>　　Pω =FV/

11、(ηa103) </p><p>　　=8400×17.7/60KW=2.478KW</p><p>　?。?）傳動裝置與工作機構的總效率，傳動裝置為串聯，總效率等于各級傳動效率的和軸承、聯軸器效率的連乘積，</p><p>　　即= 式2.2</p><p>　　η=0.96×0.9

12、85×0.973×0.992</p><p><b>　　=0.776。</b></p><p>　　注:η1卷筒的傳動的效率；η2為一對軸承的效率;η3為齒輪嚙合傳動效率；η4為彈性聯軸器的效率。</p><p>　?。?）電動機所需輸出的功率為：</p><p>　　Pd=Pω/ηa=2.478/

13、0.776= 3.19 KW 式2.3</p><p>　　選擇電動機的額定功率Ｐ=（1—1.3）Ｐd=3.19—4.15 KW </p><p>　　2.2 電動機轉速的確定：</p><p>　　卷筒軸工作速度為n=V/πD=17.7/（0.3π）r/min =18.78r/min 式2.4</p><

14、;p>　　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=8～40，一級開式傳動比=3～7，則總的傳動比=24～280，故電動機轉速的可選范圍有750，1000，1500，3000r/min.根據容量和轉速，由資料[4]表4.12--1查出4種電動機型號，因此有4種傳動比方案。（見表2.1）</p><p>　　電動機的數據及總傳動比</p><p>　　表2.1 電動機的數

15、據及總傳動比</p><p>　　由上表1-1并綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和齒輪傳動比、減速器的傳動比，可見方案3比較合理，因此電動機型號為Y132S-4.</p><p>　　3、總傳動比和傳動比的分配</p><p>　　3.1 總傳動比的計算：</p><p>　　總傳動比為：i=n0/n=1440/18.78=76.7。&l

16、t;/p><p>　　3.2 傳動比的分配</p><p>　　確定各級的傳動比為： </p><p>　　由于各級傳動為串聯，總傳動比是各級傳動比的乘積，總的傳動比為：</p><p><b>　　取 則</b></p><p>　　即展開式兩級圓柱齒輪減速器的傳動比是19.4。<

17、/p><p><b>　　其中5.18取6</b></p><p><b>　　所以</b></p><p>　　4、動力參數的確定。</p><p>　　4.1 各軸的功率計算</p><p>　　由于帶式運輸機屬通用機械，故應以電動機的額定功率Ｐ作為設計功率，用以計算傳動裝置

18、中各軸的功率。</p><p>　　高速軸1輸入功率：P1=Pdη3=3.19×0.99=3.16 KW</p><p>　　中間軸２的輸入功率:</p><p>　　低速軸3的輸入功率:</p><p>　　4.2 各軸轉速的計算</p><p>　　高速軸1轉速 n1=n0=1440r/min</p

19、><p>　　中間軸2轉速　n2=n1/i1=1440/5=288r/min</p><p>　　低速軸的3轉速　n3=n2/i23 =288/3.84=75r/min</p><p>　　4.3 各軸輸入轉矩的計算</p><p>　　高速軸1的輸入轉矩 T1=9550P1/n1=9550×3.16/1440=21.0Nm</

20、p><p>　　中間軸２的輸入轉矩 T2=9550P2/n2=9550 ×3.0/288=99.5Nm</p><p>　　低速軸3的輸入轉矩 T3=9550P3/n3=9550×2.77/75=352.7Nm</p><p><b>　　齒輪的設計。</b></p><p>　　5.1 閉式齒輪傳動

21、的設計</p><p>　　5.1.1 高速級齒輪傳動的設計：</p><p>　　（1）選定齒輪的類型、精度等級材料及齒數</p><p>　?。ˋ)按傳動裝置的設計方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　?。˙)運輸機為一般工作機械，速度不高，查機械設計手冊可知，選用7級精度（G B10095-88）.</p>&l

22、t;p>　　（C)材料選擇。由機械設計查得，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（調質）硬度為240HBS,硬度差為40 HBS。</p><p>　?。―）選小齒輪齒數Z1=20；大齒輪齒數為Z2=Z1×i12=20×5=100.</p><p>　　由于齒輪傳動為閉式，按接觸疲勞強度設計，彎曲疲勞強度校核。</p

23、><p>　　（2）.按接觸疲勞強度設計</p><p>　　由設計計算公式（機械設計課本公式10-9a）計算：選壓力角　α= ，則：</p><p>　　式5.1 注: Z2/Z1=u</p><p>　　[1].確定公式內的各計算值</p><p>　　(A).試選載荷系數Kt=1；</p>

24、<p>　　(B).計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=21.0Nm</p><p>　　(C).由機械設計課本表10-7查得，選取齒寬系數φd=1；</p><p>　　(D).由機械設計課本表10-6查得，得材料的彈性影響系數ZE=189.8 MPa 1/2</p><p>　　(E).由資料[1]圖10-21d查得大,小齒輪的接觸疲勞強度極限 </p

25、><p>　　σHlim1=600,σHlim2=550MPa 。</p><p>　　(F).由資料[1]10-13公式計算應力循環(huán)次數：</p><p>　　N1=60njLh=60×1440×1×(9×365×16)=4.54×10 9 式5.2</p><p>　

26、　N2=N1/i=4.54×109/5=9.08×</p><p>　　(G).由資料[1]圖10-19查得，得接觸疲勞系數：</p><p>　　KHN1=0.9 ;KHN2=0.95</p><p>　　(H).計算接觸疲勞應力</p><p>　　取失效概率為1%.安全系數S=1，有公式(由資料[1]10-12)[σ

27、H]=KHNσlim/S 式5.3</p><p>　　則: [σH1]=KHN1σHlim1/S=0.9×600/1=540MPa </p><p>　　[σH2]=KHN2σHlim2/S=0.97×550/1=522.5MPa</p><p><b>　　[2].計算</b></p><p>　

28、　(A)試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入[σH]中最小的值</p><p>　　d1t≥2.32×[(1.3×21.0×103/1)×(6/5)×(189.8/522.5) 2] 1/3=37.793mm式5.4</p><p>　　(B)計算圓周速度v V=π×37.793×1440/(60×10

29、3) =2.85 m/s 式5.5</p><p>　　(C).計算齒寬b. b=φdd1t =1×37.793mm=37.793mm 式5.6</p><p>　　(D).計算齒寬與齒高之比b/h: 模數 mt=d1t/Z1=37.793/20=1.890mm 式5.7</p><p>　　齒高 h=

30、2.25mt =2.25×1.890=4.252mm 式5.8 </p><p>　　b/h=37.793/4.252=8.89</p><p><b>　　(E)計算載荷系數</b></p><p>　　根據 v=2.85m/s,7精度，由機械設計課本圖10-8查得動載荷系數KV=1.3</p><p>　

31、　直齒輪，假設KA Ft/b<100N/mm.由機械設計課本表10-3查得KHα=KFα=1</p><p>　　由機械設計課本表10-2查得使用系數KA=1.5 </p><p>　　由機械設計課本表10-4查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時:KHβ=1.426</p><p>　　由b/h=8.89, KHβ=1.426由機械設計課本圖10-1

32、3得KFβ=1.3</p><p>　　故載荷系數K=KAKV KHβKFβ= 1.5×1.3×1×1.426=2.781 式5.9</p><p>　　(F)按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，有式：</p><p>　　d1=d1t(K/Kt) 1/3=37.793×(2.781/1) 1/3=53.147m

33、m 式5.10</p><p><b>　　取54mm</b></p><p><b>　　G)計算模數m</b></p><p>　　m1=d1/Z1=54/20=2.7mm</p><p>　　由機械原理查得標準模數取m=3</p><p>　　[3].按齒

34、根彎曲強度校核</p><p>　　由機械設計課本表10-5查得 齒形系數YFa : YFa1= 2.80 YFa2 =2.18</p><p>　　應力校正系數Ysa:　 YSa1=1.55 YSa2= 1.79</p><p>　　齒輪的許用應力，由機械設計課本式(10-12)計算:[σF]=KNσslim/s 式5.11</p&g

35、t;<p>　　彎曲疲勞極限，由機械設計課本圖10-20查得σFlim1=500 MPaσFlim2=380 MPa</p><p>　　彎曲疲勞壽命系數，由機械設計課本圖10-18查得KN1=0.85、KN2=0.88 　　　　　 </p><p>　　彎曲安全系數，由機械設計課本得 S=1.4;齒輪的彎曲的許用應力：</p>

36、<p>　　[σF1]=KN1σlim1/S=0.85×500/1.4 =303.57 MPa</p><p>　　[σF2]=KN2σlim2/S=0.88×380/1.4 =238.86 MPa </p><p>　　故載荷系數K=KAKVKFαKFβ = 1.3 X 1 X 1.5 X 1.3=2.535</p><p>　　計

37、算大小齒輪的 并加以比較</p><p><b>　　0.01430</b></p><p><b>　　0.01634</b></p><p><b>　　大齒輪的數值大</b></p><p><b>　　設計計算</b></p><

38、;p><b>　　1.63 mm</b></p><p><b>　　取標準值m=2mm</b></p><p><b>　　計算小齒輪齒數</b></p><p><b>　　=27</b></p><p><b>　　大齒輪齒數<

39、/b></p><p>　　[4].高速級齒輪傳動的幾何尺寸</p><p>　　表5.1 高速級齒輪參數</p><p>　　[5].齒輪的結構設計</p><p>　　小齒輪1的由于直徑很小，采用齒輪軸結構。</p><p>　　大齒輪2的結構尺寸和后續(xù)設計出的軸孔直徑計算如表2</p>&l

40、t;p>　　表5.2 高速級齒輪結構</p><p>　　結構草圖如圖5.1所示</p><p>　　圖5.1 高速級齒輪結構尺寸圖</p><p>　　5.1.2 低速級齒輪傳動設計</p><p>　?。?）選定齒輪的類型、精度等級材料及齒數</p><p>　?。ˋ)按傳動裝置的設計方案，選用直齒圓柱

41、齒輪傳動。</p><p>　?。˙)運輸機為一般工作機械，速度不高，查機械設計手冊可知，選用7級精度（G B10095-88）.</p><p>　?。–)材料選擇。由機械設計查得，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，調制處理，齒面堅硬度為240HBS </p><p>　

42、　硬度差為30 HBS。</p><p>　?。―）選小齒輪齒數；大齒輪齒數為25 X 3.84=96</p><p>　　由于齒輪傳動為閉式，按接觸疲勞強度設計，彎曲疲勞強度校核。</p><p>　　（2）.按接觸疲勞強度設計</p><p>　　由設計計算公式（機械設計課本公式10-9a）計算：選壓力角　α= ，則：</p>

43、<p>　　式5.1 注: Z4/Z3=u</p><p>　　[1].確定公式內的各計算值</p><p>　　(A).試選載荷系數Kt=1.2；</p><p>　　(B).計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=99.5Nm</p><p>　　(C).由機械設計課本表10-7查得，選取齒寬系數φd=1；</p&g

44、t;<p>　　(D).由機械設計課本表10-6查得，得材料的彈性影響系數ZE=189.8 MPa 1/2</p><p>　　(E).由機械設計課本圖10-21d查得小、大齒輪的接觸疲勞強度極限 </p><p>　　(F).由機械設計課本10-13公式計算應力循環(huán)次數：</p><p><b>　　式5.2</b></p

45、><p>　　(G).由機械設計課圖10-19查得，得接觸疲勞壽命系數：</p><p>　　(H).計算接觸疲勞應力</p><p>　　取失效概率為1%.安全系數S=1，由公式[σH]=KHNσlim/S 式5.3</p><p><b>　　則: </b></p><p>　　[2].計算

46、 </p><p>　　(A)試算小齒輪分度圓直徑t,代入[σH]中最小的值</p><p>　　≥2.32×[(1.2×99.5×103/1)×(4.84/3.84)×(189.8/480.2) 2] 1/3=66.46mm式5.4</p><p>　

47、　(B)計算圓周速度v V=π×66.46×288/(60×103) =1.00 m/s 式5.5</p><p>　　(C).計算齒寬. =φd =1×66.46mm=66.46mm 式5.6</p><p>　　(D).計算齒寬與齒高之比B/h: 模數 mt=d3/Z3=66.46/25=2.66m

48、m 式5.7</p><p>　　齒高 h=2.25mt =2.25×2.66=5.985mm 式5.8 </p><p>　　/h=66.46/5.985=11.104</p><p><b>　　(E)計算載荷系數</b></p><p>　　根據 v=1.00m/s,7精度，由機械設計課本圖10

49、-8查得動載荷系數KV=1.05</p><p>　　直齒輪，假設KA Ft/b<100N/mm.由機械設計課本表10-3查得KHα=KFα=1</p><p>　　由機械設計課本表10-2查得使用系數KA=1.5 </p><p>　　由機械設計課本表10-4查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時:KHβ=1.423</p><p

50、>　　由b/h=11.104, KHβ=1.423由機械設計課本圖10-13得KFβ=1.35</p><p>　　故載荷系數K=KAKV KHβKFβ= 1.5×1.05×1×1.423=2.241 式5.9</p><p>　　(F)按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，有式：</p><p>　　D3=d3(K

51、/Kt) 1/3=66.46×(2.241/1.2) 1/3=81.845mm82mm 式5.10</p><p><b>　　(G)計算模數m</b></p><p>　　m3=d3/Z3=82/25=3.274mm</p><p>　　[3].按齒根彎曲強度校核</p><p>　　由機械設計

52、課本表10-5查得 齒形系數YFa : YFa3= 2.62 YFa4 =2.19</p><p>　　應力校正系數Ysa:　 YSa3=1..59 YSa4= 1.79</p><p>　　齒輪的許用應力，由機械設計課本，計算:[σF]=KNσslim/s 式5.11</p><p>　　彎曲疲勞極限，由機械設計課本表圖10-20查得σFE

53、3=500 MPaσFE4=380 MPa</p><p>　　彎曲疲勞壽命系數，由機械設計課本圖10-18查得KN3=0.92、KN4=0.97 　　　　　 </p><p>　　彎曲安全系數，由機械設計課本得 S=1.4;齒輪的彎曲的許用應力：</p><p>　　[σF3]=KN3σFE3/S=0.92×500/1.

54、4 =328.57 MPa</p><p>　　[σF4]=KN4σFE4/S=0.97×380/1.4 =263.29 MPa </p><p>　　故載荷系數K=KAKVKFαKFβ = 1.5 X 1.05 X 1 X 1.35=2.126</p><p>　　計算大小齒輪的 并加以比較</p><p><b>　　

55、0.01268</b></p><p><b>　　0.01489</b></p><p><b>　　大齒輪的數值大</b></p><p><b>　　設計計算</b></p><p><b>　　2.16 mm</b></p>

56、<p>　　取標準值m=2.5mm</p><p><b>　　計算小齒輪齒數</b></p><p><b>　　=32.833</b></p><p><b>　　大齒輪齒數127</b></p><p>　　[4].低速級齒輪傳動的幾何尺寸</p>

57、;<p>　　表5.3 低速級齒輪參數</p><p>　　[5].齒輪的結構設計</p><p>　　小齒輪1的由于直徑很小，采用齒輪軸結構。</p><p>　　大齒輪2的結構尺寸和后續(xù)設計出的軸孔直徑計算如表2</p><p>　　表5.4 低速級齒輪結構</p><p>　　小齒輪結構尺寸太小,故

58、選用齒輪軸形式。</p><p><b>　　大齒輪</b></p><p>　　圖5.2 低速級大齒輪結構尺寸圖</p><p><b>　　6、軸的設計</b></p><p>　　在兩級展開式減速器中，三根軸跨距相差不易過大，故一般先進行中間軸的設計，以確定跨軸。</p>&l

59、t;p><b>　　6.1中間軸設計</b></p><p><b>　　1.選擇軸的材料</b></p><p>　　因中間軸是齒輪軸，應與齒輪3的材料一致，故材料為45鋼調制處理，齒面堅硬度為240HBS由資料[1]表15-1查出</p><p>　　σB=640 MPa,σ-1 =275MPa, [σ]=60M

60、Pa,σS =355MPa .</p><p><b>　　2.軸的初步估算</b></p><p>　　由資料的表15-3,取Ao=110，因此</p><p>　　d≥Ao (P2/n2)1/3= 110(3/288)1/3=24.023mm 式6.1</p><p>　　考慮該處軸徑尺寸應當大于高速級軸徑

61、處直徑，取d1=dmin=25mm</p><p><b>　　3.軸的結構設計</b></p><p>　　根據軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，初步確定出中間軸的結構如圖6.1</p><p>　　圖6.1 中間軸結構圖</p><p>　?。?）各段軸直徑的確定</p><p>　　由資

62、料[2]表8-23初選滾動軸承，代號為6209, 其尺寸為d×D×T=45×85×19</p><p>　　軸徑直徑d1=d4=dmin=45mm</p><p>　　齒輪2處軸直徑d2=54mm d2'=57mm</p><p>　　齒輪3的直徑： d3=83mm, d3a=88mm, d3f=76.75mm<

63、;/p><p>　　參考資料[2]查出軸承的安裝尺寸d4=25mm</p><p>　　(2) 各軸段軸向長度的確定</p><p>　　按軸上零件的軸向尺寸及零件間相對位置,參考資料[1],確定出軸向長度, 如附圖6.1所示.</p><p><b>　　6.2高速軸設計</b></p>

64、<p>　　軸的材料由于該軸為齒輪軸選擇為40Cr（滲碳后淬火）．</p><p><b>　　軸的初步估算</b></p><p>　　由機械設計第八版表15-3查得=100，因此</p><p>　　dmin≥Ao (P1/n1)1/3= 100(3.16/1440)1/3=12.995mm</p><p>

65、;　　輸出軸的最小直徑顯然就是安裝聯軸器處的直徑。故應先選聯軸器。</p><p>　　聯軸器的計算轉矩，查機械設計第八版表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取</p><p>　　查手冊，選用LT3-J型聯軸器，其公稱轉矩為31.5N*m，半聯軸器的孔徑</p><p>　　d1 =18mm，長度為42mm，配合長度為38mm.</p><p&g

66、t;　　考慮與電動機軸半聯軸器相匹配的聯軸器的孔徑標準尺寸的選用,取d1=18mm</p><p><b>　　3.軸的結構設計</b></p><p>　　根據軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，初步定出高速軸的結構。</p><p><b>　　(1)劃分軸段</b></p><p>　　軸伸

67、出段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.</p><p>　　（2）各段軸直徑的確定</p><p>　　由于軸身直徑比強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盡可能以較小值增加,</p><p>　　初選滾動軸承下，滾動軸承代號為30205型 其尺寸為d×D×T=25×52×1

68、6.25</p><p>　　軸頸直徑d2=22mm</p><p>　　軸承的安裝尺寸為:直徑d3=25mm</p><p>　　齒輪段處的直徑: d4=52.5mm d4a=57.5mm d4f=46.25 mm</p><p>　　(3)定各軸段的軸向長度</p><p>　　d1軸伸段長度由聯軸器軸向長確定;&

69、lt;/p><p>　　d2段長度由軸承寬、墊圈、端蓋厚確定;</p><p>　　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.</p><p>　　因此,可得出如圖I軸的主要結構尺寸如圖6.6）</p><p>　　圖6.2 高速軸結構圖</p><p><b>　　6.3低速軸的設計

70、</b></p><p>　　軸的材料選為45剛，調制處理．</p><p><b>　　軸的初步估算</b></p><p>　　齒面堅硬度為240HBS由機械設計課本表15-1查出</p><p>　　σB=640 MPa,σ-1 =275MPa, [σ]=60MPa,σS =355MPa .</p

71、><p>　　由機械設計第八版表15-3查得=110，因此</p><p>　　dmin≥Ao (P3/n3)1/3= 110(2.77/75)1/3=36.632mm</p><p>　　輸出軸的最小直徑顯然就是安裝聯軸器處的直徑。故應先選聯軸器。</p><p>　　聯軸器的計算轉矩，查機械設計第八版表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取<

72、;/p><p>　　查手冊，選用LX3型聯軸器，其公稱轉矩為1250N*m，半聯軸器的孔徑</p><p>　　d1 =48mm，長度為112mm，配合長度為84mm.</p><p>　　輸出軸的最小直徑取d1 =48mm</p><p><b>　　3.軸的結構設計</b></p><p>　　根

73、據軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，初步定出高速軸的結構。</p><p><b>　　(1)劃分軸段</b></p><p>　　軸伸出段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.</p><p>　?。?）各段軸直徑的確定</p><p>　　由于軸身直徑比強度計算的值要大很多,考慮軸的

74、緊湊性,其他階梯軸段直徑應盡可能以較小值增加,</p><p>　　初選滾動軸承下，滾動軸承代號為30316型 其尺寸為d×D×T=80×170×42.5軸頸直徑d2=60mm</p><p>　　軸承的安裝尺寸為:直徑d3=80mm</p><p>　　齒輪段處的直徑: d4=317mm d4a=323mm d4f=311.

75、75 mm</p><p>　　(3)定各軸段的軸向長度</p><p>　　d1軸伸段長度由聯軸器軸向長確定;</p><p>　　d2段長度由軸承寬、墊圈、端蓋厚確定;</p><p>　　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.</p><p>　　因此,可得出如圖I軸的主要結構尺寸

76、如圖6.6）</p><p>　　圖6.3 低速軸結構圖</p><p>　　4.低速軸的強度校核</p><p>　　查機械設計手冊得45鋼的彈性模量為，泊松比為0.028. σB=640 MPa,σ-1 =275MPa, [σ]=60MPa,σS =355MPa .</p><p>　　運用有限元分析軟件ansys對低速軸進行

77、強度校核，得到如下圖6.4所示。</p><p>　　由圖中數據可知，最大應力，最大應變?yōu)?lt;/p><p>　　所以低速軸是安全的，強度符合要求。</p><p>　　圖6.4 低速軸應力圖</p><p>　　圖6.4 低速軸應變圖</p><p><b>　　7、軸承的驗算</b><

78、/p><p>　　7.1中間軸承的校核計算：</p><p>　　選用的型號為6209. 由資料[4]查出Cr=31.5KN</p><p>　　作用在軸承徑向載荷: P=2344.6N</p><p><b>　　式6.7</b></p><p><b>　　具有足夠使用壽命。</b

79、></p><p>　　7.2高速軸的滾動軸承校核計算</p><p>　　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。</p><p>　　7.3低速軸承的校核計算</p><p>　　計算選用30316，經校核計算滿足要求，校核方法與中間軸承相同（略）。</p><p><b>

80、;　　鍵的選擇與演算</b></p><p>　　(一).中間軸與齒輪2的鍵連接、選用及計算.</p><p>　　由前面軸的設計已知此處軸經為41mm.</p><p>　　由資料[3]選鍵14×9。 45鋼GB/T1096-2003</p><p>　　L=L-b=48-12=36</p><p&

81、gt;　　h’=h/2=9/2=4.5</p><p>　　由資料[3] 表6-2查得[σp]=100MPa</p><p>　　σp=21000/(kld) 式6.8</p><p>　　=2149.91000/(4.53648)=752.4MPa<100MPa鍵強度足夠</p><p>　?。ǘ?高速

82、軸與低速軸上的鍵選用及校核方法與中間軸相同。經校核強度足夠。分別選鍵</p><p>　　鍵14X9X50 GB/T1096-2003</p><p>　　鍵18X11X40 GB/T1096-2003</p><p>　　鍵6X6X20 GB/T1096-2003</p><p>　　鍵25X14X68 GB/T1096-2003&l

83、t;/p><p><b>　　9、潤滑</b></p><p>　　軸承采用脂潤滑。齒輪等采用N90工業(yè)齒輪油潤滑。</p><p>　　10、箱體及其附件的設計選擇。</p><p><b>　　a.箱座壁厚：</b></p><p><b>　　b.箱蓋壁厚： &l

84、t;/b></p><p>　　c.箱座凸緣厚度：b=15mm </p><p>　　d.箱蓋凸緣厚度：b1=12mm</p><p>　　e.箱座底凸緣厚度：b2=17</p><p>　　f.地腳螺釘直徑：df=20mm </p><p>　　g.地腳螺釘通孔直徑：</p><p>　

85、　h.地腳螺釘數目： </p><p><b>　　i.沉頭座直徑：</b></p><p><b>　　j.底座凸緣尺寸=</b></p><p>　　k.箱體箱蓋連接處凸緣尺寸18+16=34</p><p>　　l.軸承旁凸臺處的半徑</p><p>　　m.軸承旁聯

86、接螺栓直徑：取d1=16mm</p><p>　　n.機蓋與機座聯接螺栓直徑：d2=12mm</p><p>　　o.定位銷直徑：d=8mm</p><p>　　p.大齒頂圓與內機壁距離：</p><p>　　q.齒輪端面與內機壁距離：</p><p>　　r.箱座肋板的尺寸m=8.5mm</p><

87、;p>　　s.箱蓋肋板的尺寸m=6.8mm</p><p>　　t.吊耳環(huán)直徑d=16mm </p><p>　　u.釣鉤半徑r=5.67mm</p><p>　　v.軸承蓋（軸承座的）的外徑根據前面確定的軸承蓋外徑可得：</p><p>　　輸出軸D3=230mm 中間軸 =125mm 輸入軸D1=82mm<

88、/p><p>　　軸承蓋螺釘直徑 ，由計算選用M12螺釘，6顆</p><p>　　，由計算選用M8螺釘，6顆</p><p>　　，由計算選用M6螺釘，4顆</p><p>　　w.確定箱蓋頂部輪廓大齒輪一側 以=180mm畫弧</p><p>　　小齒輪一側 以=132mm 畫弧</p><p>

89、;　　x.放油孔螺釘M16</p><p>　　y.視孔蓋 通氣器M16×1.25 視孔蓋上的螺釘n=4直徑 d=8mm</p><p>　　z.壓配式圓形油標 視孔d=10．A型壓配式</p><p>　　aa.底座凸緣尺寸： </p><p>　　ab.箱座，箱蓋連接處凸緣尺寸：C1=22mm C2=20mm<

90、/p><p>　　C1=18mm C2=16mm</p><p>　　ac.箱體的總體尺寸的確定：</p><p>　　箱體外壁的長度：675mm</p><p>　　箱體內壁的寬度：171.5mm</p><p>　　箱體外壁的寬度：291.5mm</p><p>　　p.大齒頂圓與內機壁距離

91、： ，箱座底部的寬度：291.5mm</p><p>　　箱座頂部的寬度：307.5mm 箱蓋的總體長度：743mm</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　李育錫主編《機械設計課程設計》（西北工業(yè)大學）高等教育出版社</p><p>　　2.大連理工大學工程圖學教研室 編《機械制圖》第六版

92、高等教育出版社</p><p>　　3.濮良貴、紀名剛《機械設計》（第八版） 高等教育出版社 2006年</p><p>　　4.孫桓、陳作模、葛文杰《機械原理》（第七版） 高等教育出版社 2006年</p><p>　　5.劉鴻文主編《材料力學》 （第5版）</p><p>　　6.廖年釗、古瑩庵、莫雨松、李碩根、楊興駿編著《互換性與技術測