汽車與隨車起重機設計

1、摘要6.3 噸隨車起重機屬于架型起重機，它將起重和運輸相結合，不僅節(jié)省勞動力，而且極大的減小了工作強度、提高了工作效率。本次畢業(yè)設計在 6.3 噸隨車起重機上首次采用了伸縮臂型結構，并對起重機臂進行了優(yōu)化設計。它具有結構緊湊、易于操作的特點，可廣泛用于交通運輸、港口、倉庫、以及所有中小型工業(yè)貨物裝卸與遠距離運輸之中。本文主要內容如下：起升機構設計起升機構包括液壓馬達、減速機、棘輪停止器和卷筒。減速機用來降低液壓馬達驅動速度，卷筒用于繞進或放出鋼絲繩。機構工作時，液壓馬達驅動減速機，減速機的低速軸帶動卷筒，將鋼絲繩卷上或放出，經過滑輪組系統(tǒng)使載荷實現(xiàn)上升或下降，其升降由馬達的旋轉方向而定，通過棘

2、輪停止器實現(xiàn)制動。起重臂設計起重臂采用伸縮式、箱形結構。箱形結構內裝有伸縮油缸，臂的每個外節(jié)段內裝有滑塊支座，因此起重機的變幅可通過液壓缸實現(xiàn)。為了減輕吊臂自重，充分發(fā)揮鋼材的作用，吊臂的不同部位采用不同強度的鋼材?；剞D機構設計 回轉機構由回轉支承裝置和回轉驅動裝置組成。即一對脂潤滑的回轉支承裝置、蝸輪旋桿減速機和液壓馬達。這種結構自重輕、受力合理、運行平穩(wěn)，可以使機構在水平面內運輸貨物。關鍵詞 : 隨車起重機; 起升機構 ; 起重臂 ; 回轉機構 ; 回轉支承abstract6.3truck mounted crane (abbreviation tmc) belongs to boom-c

3、rane .it combines the advantages .so it can greatly decrease labor intensity, increase working i use flexible boom in tmc for the first time and have a optimization design. this product has features of compact structure, easy operation. it is suitable for wide use in traffic transportantion,dock war

4、ehouse and all small-sized industries for goods loading loading and unloading and long distance transportation. its main content includes the following aspects:the design for winch mechanism the winch mechanism consists of hydraulic motor, reducer, ratchet wheel stop and winch drum.reducer lowers th

5、e speed of hydraulic motor for driving the winch drum to wind or unwind the load hoisting wire rope. when working, the motor drives reducer and bring along winch drum rotation, then the wire rope is wound or unwound ,the load will be lift or lowered through pulley block system. lifting or lowering o

6、f the load will be controlled by the rotation direction of the motor. ratchet wheel stop is used to stop the motion of the drum, holding the load in the air.the design of boom the boom adopts flexible type and box-shaped structure.cylinder bodies are fitted on the boom. there are slide supports at o

7、utsides of every section of booms. the working range of tmc can outsides of every are fitted on the boom.there are slide supports at outsides of every section of booms. the working range of tmc can be realized by the extension or retraction of cylinder body. it uses different steel products in diffe

8、rent positions for decrcasing boom sweight and fully developing steel products function.the design of swing mechanism swing mechanism contains swing bearing and swing driver, the same is, no-oil lubricated bearings, worm-and-wheel steering gear and gydraulic motor. this structure has the advantages

9、of light weight, reliable force on it and smooth action. it can make the load transported in the horizontal plane.key words truckmounted crane ； winch mechanism； boom ； swing mechanism； swing bearing錄- 2 -1 起升機構的設計 11.1 起升機構的基本參數(shù)計算 11.1.1 傳動方案 11.1.2 基本參數(shù)的計算 11.2 鋼絲繩的設計與選用 31.3 滑輪及滑輪組設計 41.3.1 選材與材料

10、 41.3.2 滑輪直徑d 51.3.3 純最大偏角 51.3.4 滑輪軸設計 51.3.5 滑輪軸承的設計與校核 61.4 吊鉤的設計與選用 61.4.1 選材 61.4.2 構造 61.4.3 吊鉤掛架 61.4.4 橫梁 61.5 卷筒設計 71.5.1 名義直徑 71.5.2 卷筒的長度 71.5.3 卷筒厚度 81.5.4 卷筒強度校核 81.6 減速器設計81.6.1 總傳動比及其分配 81.6.2 傳動裝置的運動參數(shù)計算81.6.3 齒輪設計 91.6.4 棘輪設計 151.6.5 軸的設計 162 起重臂的設計 252.1 三校點設計 252.2 起重臂設計 262.2.1 起

11、重臂基本參數(shù)計算與選用 262.2.2 起重臂的形狀及主要計算參數(shù) 273回轉機構的設計 323.1 回轉支承的選用 323.1.1 簡介323.1.2 載荷計算323.1.3 阻力矩計算 333.1.4 校核343.1.5 回轉減速機輸出扭矩 343.2 回轉減速器的選用 353.3 支腿反力的計算 36參考文獻 37設計總結 38致謝 39國齒輪軸ldwg s齒輪軸ildwg 胃大齒輪.dwg 償律蓋dwg 醫(yī)回例循，揭g s減蜀s箱體.dwg 圈卷筒dwg q起升機構dwg y劇圖.dwg如需cad圖等其他文件，請加q工19856397551起升機機構設計1.1 起升機構的基本參數(shù)計算1

12、.1.1 傳動方案起升機構是起升貨物并使它產生升降運動的機構，它是起重機中最主要和最基 本的機構。本設計采用液壓起升機構，簡圖如下所示：1.高速油馬達2.一級閉式齒輪傳動3.棘輪停止器-49 -4.輸出小齒輪5.開式大齒輪6.卷筒7.鋼絲繩8.吊鉤油馬達經過減速后，驅動滾筒旋轉，使鋼絲繩繞進卷筒或由卷筒放出，從而使吊 鉤升降。卷筒的正反向轉動是通過改變馬達的轉向達到的，而機構運動的停止或使貨 物保持在懸吊狀態(tài)是依靠棘輪停止器來實現(xiàn)的。1.1.2 基本參數(shù)的計算(1)起升速度，由已知得(2)鋼絲繩速度：v繩=v升x qa：滑輪組倍率，a=6v 繩=12x6=72m/min(3)鋼絲繩速度(按纏繞

13、時第三層計算)n 卷=7 繩/ (d+4+d) x 九72 103160 40 二=114.6r/mind:卷筒直徑d:鋼絲繩直徑(4)初步選定減速比為i=26.18,則馬達轉速n 馬=n 卷 x i = 26.18x 114.6=3000r/min(5)卷筒扭矩(按最大計算)m 卷=$乂3+9*/2乂 4卷s:鋼絲純單純拉力，取標準值11052.6n刀卷：卷筒的效率，0.983m 卷=11052.6x (160+6x 10)x 10 /2x 0.98=1410nm(6)馬達扭矩：m m=m 卷/(ix q)、/3、，、/刀二4卷x”軸承 x刀開齒x4閉齒刀卷：卷筒效率，0.98t開齒刀閉齒:

14、軸承傳動效率，0.99:開式齒輪傳動效率0.94:閉式齒輪傳動效率0.994=0.98x 0.993x 0.94x 0.99=0.891410乂馬=60.5nm26018 0.89由馬達轉速、扭矩選用馬達 m-mfb20-us排量：qm=21.10ml/r轉速 100r/min3200r/min最大輸出扭矩 64n/min(7)由馬達轉速，得出油泵的容量:q二n馬 qmnmn馬：馬達轉速已知為 3000r/minqm：馬達排量，qm=21.10ml/r刀馬容：馬達容積效率，0.96- 3000 21.10q=65937.5ml/min0.96(8)重物提升功率n 重=v 升xq 起=12x63

15、00x6.8/60=12.348kw(9)油泵驅動功率n泵=n重/刀刀二4卷x 4輪組x 4減x 刀馬總x q泵總刀卷：卷筒效率,0.98“輪組：滑輪組效率,0.95“輪：導向輪效率，0.96“減：減速機效率，0.94“馬總:馬達總效率,0.87“泵總：油泵總效率,0.8則:4=0.98x 0.95x 0.96x 0.94x0.87x 0.8=0.58512.3480.585=21.12kw(10)發(fā)動機轉速標準值n發(fā)=2600r/min(11)泵的排量qm =65937.52600 0.93=23.63ml/rq:油泵容量=65937.5ml/min“容：容積效率=0.93二 65937.5

16、qm= 2600 >0.93由泵的排量、驅動功率選用：泵 cb-b-32排量 qm=32ml/r1.2 鋼絲繩的設計與選用鋼絲純受力復雜，內部應力難以計算。設計規(guī)范規(guī)定，可按鋼絲繩在工作狀態(tài) 下的最大靜拉力計算，其公式為：d = c、ad:鋼絲繩最小直徑mmc：選擇系數(shù)。它的取值與機構工作級別和鋼絲純抗拉強度有關_ 4nc '.,k w-bn：安全系數(shù) 由工作級別(m4)選取n=4.5k:鋼絲繩繞制折減系數(shù)，一般取 k=0.82 (b：鋼絲繩的抗拉強度(b=1850n/mm2w:鋼絲繩充滿系數(shù)，為純斷面積與毛面積之比，計算得w=0.464 4.5 0.82 1850 0.46 ：

17、=0.0906s：最大單純拉力(n)q:起升重量 63000na：滑輪組倍率a = 6滑輪組效率 =0.9563000 s =6 0.95= 11052.6nd=0.0906x j11052.6 =9.53 取 d=10mm查標準圓整選取：鋼絲純6x9370-10-1850-#-光-右交 gb1102-74鋼絲繩在使用時需要與其他承載零件連接以傳遞載荷。本設計采用楔形套筒法，查取選用：楔10#gb5973-86ht200楔套10#gb5973-86zg200楔形接頭10#gb5973-86zg270-5001.3 滑輪及滑輪組設計1.3.1 選型與材料采用ht150,工藝性好，易于加工、價廉，

18、對鋼絲純壽命有利。采用單聯(lián)滑輪組, 它結合導向滑輪使用，倍率為 6,這樣可以用較小的拉力吊起較重的物品。如圖所示 單聯(lián)滑輪組展開的情況。考慮到滑輪組的效率：s=s:單純拉力a：滑輪組倍率6“z：滑輪組的效率1 - az =0.95a (1 -)。：采用滾動軸承時為0.981 - 0.986l =z _6 (1-0.98) 63000s= 6s005 =11052.6n1.3.2 滑輪直徑d為了提高純的壽命，必須降低純經過滑輪時的彎曲應力的擠壓應力，因此滑輪直 徑不有過不小。d> (h 1) x dd:鋼絲繩直徑,d=10mmh:與機構工作級別和鋼絲純有關的系數(shù)取18d> (18 1

19、) x 10=170mm采用純槽斷面5.5 2zbj80006.1-871.3.3 純最大偏角丫 0鋼絲繩進出滑輪繩槽的偏斜角不能過大，否則會增加鋼絲繩阻力，加快鋼絲繩和滑輪的磨損，嚴重時，還可能使鋼絲繩跳槽。因此一般情況下丫0=4；6"。本設計取繩槽兩側面夾角2 b =3545 "取y 0=5 " 2 0= 45 "平衡滑輪直徑dp=170mm1.3.4 滑輪軸設計采用45鋼，滑輪組工作時只承受彎矩，是心軸。_2xs x116wxs x74+2xs m2ra=ra148_ 2x1052.6 (116+74+32)=148=33158nrb=6xsra=

20、33158nm c=ra x74-2xsx 42=1525nm1對固定心軸，載荷無變化時 若l b0 =95n/mm2 3d=21.683,“1525d=21.68m 、 =55mm, 951.3.5 滑輪軸承的設計與校核各軸承受力相同均勻為2s=22105.2n,選用軸承圓柱滾子32511e,校核:10106jfpmcr?l卜= xh 60"滑輪i ftxp j101061 1 93500=父!60 m 72 <1.522100 j=7339h合格1.4吊鉤的設計與選用1.4.1 選材吊鉤的斷裂可能導致重大的人身及設備事故，因此吊鉤的材料要求沒有突然斷裂的危險，從減輕吊鉤重量

21、出發(fā)，要求吊鉤的材料具有足夠的強度。本吊鉤采用 dg20mn。1.4.2 構造采用鍛造的單鉤，制造與使用方便，梯形斷面，受力情況合理。選取鉤號 lyd6-mgb10051.5 強度等級 m61.4.3 吊鉤掛架采用長型號鉤組，吊鉤支承在單獨的滑輪軸上。為了便于工作，吊鉤應能繞垂直 軸線和水平軸線旋律，為此吊鉤螺母與橫梁之間采用止推軸承，吊鉤尾部的螺母壓在 其上。吊鉤橫梁的軸端與定軸擋板相配處形成環(huán)形槽，容許橫梁轉動。推力球軸承選:gb301-84.8310校核：co=soxpo< coaso：安全系數(shù)，為2p0：對 a=90° 的推力軸承 poa=fa=63ooonco=2 x

22、 6300=126kn < coa合格1.4.4 橫梁只受彎矩，不受轉矩的心軸，采用 45鋼c 63000ra=-=31500nl148mc=rax2 =31500x - =23310nm二 d3,4w=1 - a32d 里d =120=0.4167二 1203w=324(1 0.4167)=164533m 23310001= w = 164533 =14.2n/mm2h=30mmbmin3 i=y0°=45mm4 h j 4 35 30取 bmin =50mm1.5 卷筒設計本設計采用多層繞卷筒，具容繩量大。隨著起升高度的增加。起升機構中卷筒的 繞純量相應增加。采用尺寸較小的

23、多層繞卷筒對少機構尺寸是很有利的。具表面做成 螺旋繩槽，兩邊有側板以防鋼絲脫出，二級減速大齒輪與卷旋繩槽，兩邊有側板以防 鋼絲純脫出，二級減速大齒輪與卷筒連接在一起。1.5.1 名義直徑：其名義直徑是純槽底的直徑di=hd1.5.2 直徑10mm1.5.3 工作級別和鋼絲繩結構有關，查表 h=16d1=16x10=160mm1.5.4 卷筒的長度l=1.1a h d二 n (d nd)n：卷繞層數(shù)n=5a：滑輪組倍率a=6d:卷筒直徑160mmh:起升高度10mmd:鋼絲繩直徑10mm6x 10000x10l=1.1 x tt x5x (160x5x 10) =200.08mm1.5.5 卷筒

24、厚度本卷筒為鋼卷筒 zg230-450,可由經驗公式確定 6=d,考慮到工藝要求，取、=15mm1.5.6 卷筒強度校核最大拉力為smax的鋼絲繩繞上卷筒后，把卷筒箍緊，使卷筒產生壓縮、彎曲和扭 轉應力，其中壓縮應力最大，當lw3d時，彎曲和扭轉的合成應力不超過壓縮應力的 30%,因此彎曲和扭轉應力可忽略。ama 一 、pa：原與卷筒層數(shù)有關的系數(shù)，a=2smax：鋼絲純最大拉力p:卷筒節(jié)距11.5mm6 :卷筒厚度15mmy:許用壓應力=153n/mm 21.5-2(s=230n/mm211052.6< 1=2><15m1.5=128n/mm< &y 】合格1

25、.6 減速器設計起升結構的減速器傳動采用一級懸掛閉式減速器與一級開式齒輪傳動相結合。為 了減小尺寸、節(jié)省材料、延長齒輪壽命，本設計采用硬齒面。1.6.1 總傳動比及其分配總傳動比：已知馬達轉速及卷筒轉速，所以總傳動比為_n馬 i =n卷二 3000一114.6=26.18(2)傳動比分配：傳動比分配的合理，傳動系統(tǒng)結構緊湊、重量輕、成本低，潤滑條件好。由 i1=(1.31.4)i2 取 i2=4.407; "941.6.2 傳動裝置的運動參數(shù)計算從減速器的高速軸開始各軸命名為i軸、ii軸、田軸。(1)各軸轉速計算第 i 軸轉速ni =3000r/min第 n 軸轉速nii =匹 =3

26、000 =505r/minnii5.94皿山、+nii505.05第 in 軸轉速niii =114.6r/mini24.407(2)各軸功率計算馬達功率：p馬=69.55 10660.51 3000 1039.55 106=19.01kw第 i 軸功率：pi=p馬 x 4軸承=19.01 x0.99=18.82kw第 ii 軸功率：pn=pix n 閉齒=18.82x0.99x 0.99=18.44kw第田軸功率：pm =pn x4開齒x刀軸承x4卷x軸承=18.84x 0.96x 0.99x 0.99x 0.975 =16.92kw(3)各軸扭矩計算第 i 軸扭矩：ti=9.55x 106

27、x 包=9. 55x 106ml8回8 =59904nmm ni30006p,6 18 444第 ii 軸扭矩：tn=9.55x 10 x _l=9.55x 10 乂 =348758nmmnii505.05第iii軸扭矩：t=9.55x 106x 運=9.55* 10% 16.92 =1410nmmniii114.601.6.3 齒輪設計i級齒輪傳動設計(1)齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒的選用本設計采用硬齒面，采用輪齒彎曲疲勞強度強度進行設計計算，再進行接觸疲勞強度 驗算。由于配對小齒輪齒根薄弱，彎曲應力也較大，且應力循環(huán)次數(shù)多，所以小齒輪 的強度比大齒輪的硬度高些。小齒輪 20c

28、rmnti滲碳淬火 hrc=59大齒輪 40cr 表面淬火 hrc=52由于采用淬火，齒輪變形小，不易摩削，所以采用8級精度。小齒輪數(shù)zi在推薦值2040中選取21大齒輪數(shù)z2：z2=z1 x i=21 x 5.94=124.7 取 z2=125齒數(shù)比ii :z2= =5.95zi傳動比誤差a ii : a ii =5.95 5.95-595=0.00168v 0.05 合格(2)齒根彎曲疲勞強度設計計算由式得3 im 2 k ti ysa yfa y；""dzi2；pt1:小輪轉矩巾d：齒寬系數(shù)巾d=0.5k：載荷系數(shù)k=kax kv xkb xk“ka：使用系數(shù)ka=1

29、kv：動載荷系數(shù)處估其值1.14kp：齒向載荷分布系數(shù)kp=1.13k“：齒間載荷分配系數(shù)ka=1.05m 載荷初值kt=1x1.14x1.13x 1.05=1.353ysa：應力修正系數(shù)yfa :齒形系數(shù)、乞.重合度由式 &8a =1.88-3.2(1/z1+1/z2)11=1.88-3.2x(21 +-) =1.702y =0.25+0.75/ y=0.25+775 =0.691-a1.702cj.f lim二 fp 二0 uf lmsf limystyn彎曲疲勞極限，雙向傳動乘以0.7- flim1f lim 2=920x0.7=644mpa=760x0.7=532mpasf l

30、imyst:彎曲最小安全系數(shù)1.4試驗齒輪應力修正系數(shù)2yn:彎曲壽命系數(shù) 按每天工作8小時，每年300天，預期壽命10年計算:n1=60xmxjx ln=60x3000x1x 10x300x 89 =4.32x 109n2= n1 = 4.32x109/5.95=7.26x 108644fp1=y4 >2x 1=920mpa5323=紅3=0.0047920fp2=74 >2x 1=760mpa-fp1yfa1yfa2二 fp21.56 1.82760=0.0037小齒輪的大，按小齒輪估算:3m_2 1.353 59904 0.0047 0.6910.5 212=1.34mm按表

31、第一系列圓整考慮到傳遞動力的模數(shù)一般大于1.52,(3)驗算齒面接觸疲勞強度2m k mt +1)(h=zhxzexzex 要'' b d12小輪圓周速率：m=2mmvld160 100_ 二 3000 4260 1000=6.6m/skv：動載荷系數(shù)1.15由 v xzi/100= 6.60j1 =1.386k：載荷系數(shù)k=上35；：15 =1.365zh:節(jié)點區(qū)域系數(shù)2.54 -1.702zi重合度系數(shù)由 =0.875大齒輪齒寬b=巾dx d1=0.5x42=21mm為了保證足夠的齒寬接觸，補償軸向安裝誤差，大齒輪齒寬b1=b+(510) =28mmze:彈性系數(shù)189.8

32、 n/mm24h：許用接觸應力h= ( hlim x zn x zw/shlimzw:硬化系數(shù)均勻硬齒面1shlim :接觸最小安全系數(shù)11200mm1=1200mpah hlim : 接觸疲勞極限h1 =, h2 =1480 mm1 =1480mpa(h=2.5x 189.8x0.875x2 1.365 59904 (5.76 1)2 =945mpa<1200mpa 合格21 422 5.76尺寸計算(主要幾何尺寸)小輪分度圓直徑di=m x zi=2 x 21=42mm大輪分度圓直徑d2 =m x z 2 =2 x 125=250mm根圓直徑 dfi =di 2.5x m=42 2.

33、5 義 2=37mmdf2=di 2.5 x m=250-2.5x 2=245mm11中心距 a = 2 xd+d2)=2 x42+250) =146mmn級齒輪傳動設計(1)齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù) 本設計采用硬齒面小齒輪40cr 調質及表面淬火hrc=59大齒輪45鋼調質及表面淬火hrc=52由于采用淬火，輪齒變形小，不易摩削，所以采用 8級精度。小輪齒數(shù)z1在推薦值2040中選取23大齒輪數(shù)：z2=z1x i=23x 4.407=101.36 取 z2=101齒數(shù)比 ii :11 =z2/z1 =傳動比誤差a ii : a 11 =10123 =4.391空：,91 =

34、0.0036<0.05 合格(2)齒根彎曲疲勞強度設計計算 由式得：m :二 32 k t2ysayfay1-dz120 fpt2：小輪轉矩wd：齒寬系數(shù) 0.4k：載荷系數(shù)k=kaxkv xkb xkka：使用系數(shù)1k動載荷系數(shù)，初估其值1.12kb：齒向載荷分布系數(shù)1.13k.：齒向載荷分配系數(shù)1.04 則載荷初值kt=lxl.12xl.13x 1.14=1.316yf :應力修正系數(shù)fay fa：齒形系數(shù)fa丫0:重合度由式£ a=1.88 3.2(1/z1+1/z2)=1.88 3.2x(1/21+1/125)=1.709/0.75yo=0.25+0.75/ e 0=0

35、.25+ 行位=0.688(二(./sxystxyn p fp p f lim f lim(flim ：彎曲疲勞極限，雙向傳動乘以0.7(flim 1=760x 0.7=532mpa(f|im 2=740x 0.7=518mpasf|im :彎曲最小安全系數(shù)1.4yst：試驗齒輪應力修正系數(shù)2yn：彎曲壽命系數(shù)按每天工作8小時，每年300天，預期壽命10年計算:n1=60xmxjxln=60 x 505.05x 11x0300x 8=7.27x108n2=ni/ n =7.27x 108/4.407=1.65x 108518(fp1= - >2x=760mpa518(fp2= 14 &g

36、t;2x=740mpayfa1ysa1' fp12.73 1.58760=0.00568yfo2ysa2-fp22.16 1.820.0 0 5 3 174 0小齒輪的模數(shù)，按小齒輪估算:2 1.316 348758 0.00568 0.690.4 232=2.56mm差表，第一系列圓整，取 m=3mm(3)驗算齒面接觸疲勞強度( h=zhxz° xzex2 kt2(1)2.b di口小輪圓周速度:v=二 n1 d160 1000二 505.05 23 2.560 1000=1.98m/skv：動載荷系數(shù)由vxz1/100=1.98/ 100=0.455k:動載系數(shù)k=1畤：

37、12 =1.316數(shù)模仍取3mmzh:節(jié)點區(qū)域系數(shù)2.5ze：重合度系數(shù)由z£4- a3二7。9=0.873大齒輪齒寬b二巾 d x d1=0.4 x 69=27.6=28mm 為了保證足夠的齒寬接觸，補償軸向安裝誤差 小齒輪齒寬b1 =b+(510) =34mmze:彈性系數(shù)ze=189.8n/mm21 h許用接觸應力h=( hiim xzinx-hlimzw：硬化系數(shù)均為硬齒面zw=1shlim :接觸最小安全系數(shù)1h hlim : 接觸疲勞極限(hlim1 =1200mpai hlim2 = 1150mpa1480 mm1=1480mpa(h2=1480mpah=2.5x189

38、.8x0.873x2 1.316 34858 (4.391 1)34 692 4.391=1200mpa尺寸計算(主要幾何尺寸)小輪分度圓直徑 d1=mxz1=3x 23=69mm大輪分度圓直徑 d2=mxz2=3x 101303mm根圓直徑dfi =di 2.5x m=69 2.5x 3=61.5mmdf2=d2 2.5x m=3032.5x 3=295.5mm頂圓直徑dai=di+2 x m=69+2 x 3=75mmda2=d2+2 x m=303+2x 3=309mm11中心距a= 2 xd1+d2)= 2 x(69+303)=186mm1.6.4 棘輪設計為了防止逆轉，本設計在齒輪軸

39、r上安裝棘輪停止器。棘輪的齒形已經標準化， 周節(jié)t根據齒頂圓來考慮，步數(shù)越多，沖擊越小，但尺寸越大。設計齒形時，要保證 棘爪嚙合性能可靠，通常將齒輪工作齒面做成與棘輪半徑成甲(15%20%)的夾角,本設計邛=180。棘輪的材料選為q235 由表8-6-22齒數(shù)取為20(1)棘輪模數(shù)按齒受彎曲計算確定m m -1.75 3 .1 % ! c zm :所傳遞的力矩m=348758nmmc= =1.5 mb:棘輪的寬度c: 121w：棘輪的許用彎曲應力348758寸m 之 1.75m3j=8.54 取 m=10mm,100 1.5 20(2)棘輪模數(shù)按齒受擠壓進行驗算p許用單位線壓力，p=35n/m

40、23 2 348758.20 1.5 3.5= 8.73 <10滿足強度要求1.6.5 軸的設計從高速到低速各軸命名為i軸、ii軸、田軸齒輪軸i的設計(1)軸材料由于做成齒輪軸，材料與小齒輪相同(2)作用在齒輪上的力齒輪分度圓直徑 圓周力徑向力di=m x zi=2 x 21=42mmti:小輪轉矩59904nmmfti=2 x t/di=2 x 59904/42= ft2fr1 = f1 tga = -fr2 (3)初步估算軸的直徑最小值徑dmin計算并加大30% (考慮鍵槽的影響)即dmin = 1.03x ax 3a:系數(shù) 1079818.818dmin=1.03x 170x 3/

41、000 =20.3mm(4)確定軸各段直徑和長度1段：馬達的輸出軸和1段通過鍵相連，馬達的輸出軸直徑為 8 25,所以取l1=43.5mm d1=40mm2段：定位軸3段：軸4段：小齒輪5段：右軸承定位6段：軸承定位的地方l2=3mml3=27.5mml4=28mml5=13mml6=16mmd2=47mmd3=37mmd4=42mmd5=37mmd6=30mm(5)繪制軸的彎矩和扭矩圖計算軸承反力h 平面：rah=fhxl2/(l1+l2)=1038x35/71=512nrbh=fhrah=1038 512=516nv 平面：rav=f t1 x l2/(l 1+l 2 )=2852x 35

42、/71=1406n齒寬中點彎矩fh平面l2rahftiv平面r avrbvh 平面：mh=rah x li=512x 36=18432nmmv 平面：mv=ravx li=51406x 3650616nmm合成彎距：m= . mv2 - m h = 184322 506162 =53868nmm按彎矩合成強度校核軸的強度由式 9-3,當量彎距me= , m 2 (at)2m為合成彎矩a：考慮到彎矩大小有變化取0.6公式:則me= ,538682 (0.6 59904)2 =64758nmmw=0.1xd3=0.1 423=74096475874092=8.74n/mm(e=me/w20crmn

43、ti 滲碳淬火、回火(b=600 n/mm 2轉動軸以"-1為許用應力1 e=70 n/mm2v工b,安全(6)軸承校核預選左軸承為208cr=22.8kn右軸承為32206 cr=15knra= r；h-rav = , 5122 14062 =1496nrb='r2h +r2v =，5262 +14462 =1539n壽命計算也(fp cr)；60 nft pft:溫度系數(shù) 工作溫度± 1200取1 fp：載荷系數(shù)中等沖擊取1.5e ：壽命指數(shù)對球軸承£ =3lha=106/(60 3000)囹 22800)/(1.5 1496)3=5872hlhb=1

44、06/(60 3000)囹 36200)/(1.5 1539)3=21411h鍵的校核馬達和小齒輪軸上的鍵，由馬達型號決定，鍵 b8x25,沖擊載荷(p =54.8 n/mm2< p合格_ 2>t = 2 29904p=dxkn = 25 >3.5 25軸ii的設計 軸材料軸ii與二級轉動小齒輪為齒輪軸，材料為 40cr 作用在齒輪2上的力t2：轉矩 t2=348758nmm由作用在齒輪i上的力得圓周力ft2=2852n徑向力fr2=1038n作用在齒輪3上的力齒輪分度圓直徑d3=mx z3=3>23=69mm齒輪受力圓周力ft3=2 k/d3=2 x348758/69

45、=2852n徑向力fr3= ft3 xga=10109 tg200=3679n(4)初步估算軸的直徑最小直徑dmin：即dmin= a 3 pa:系數(shù) 1079818.444 , dmin=107 3=235.5mm，505.05(5)確定軸各段直徑和長度<1>段：根據dmin圓整，并考慮到軸承的裝配取 di=40mm<2>段：上面裝有擋盤、棘輪、磨擦片，為使軸承定位，取d2=47mm<3>段：為使擋盤定位，便于安裝大齒輪ii,取d3=56mm<4>段：左軸承定位，且大齒輪與箱體應有一段距離，取d 4=97mm<5>段：軸承安裝的地方

46、d5=80mm<6>段：小齒輪iii外徑較小，取 d6=60mm(6)繪制軸的彎矩和扭矩圖計算軸承反力h平面:rah =fr3 m (l +12 +l3) + fr2 ml3 3679x55+1038>53l2l391.5=6833nrbh= rah fr3 fr2=6833 3679 1038=2116nv平面:rav=15086nft3 (l1 l2 l3) -ft2 l3 10109x 151.52852x 5391.5rbv=ft2+rav ft3=15086+2852 10109=7829n求大齒寬中點彎矩h平面fr3fr2li=63.5l2=38.5l3=53ra

47、hrbhv平面, fr3ravrbvh平面:m 大h = rah x 12fr3x (il + 12)=6833 >38.5- 3679x63.5+38.5)=112188nmmv 平面：m 大v=rbvxl3=7829x 53=414937nmm 合成彎矩：m = v'm |v +m |h = v1121882 +4149372 =429836nmm 求軸承處彎矩h 平面： mah = fr3 x l1= 3679 x 63.5= 233617nmmv 平面：mav= ft3 x 1i=10109 >63.5=641922nmm合成彎矩：ma= , mav m ah =

48、.2336172 6419222 =68311nmm按彎矩合成強度校核軸的強度由式 9-3,當量彎距me= , m 2 (at)2m為合成彎矩a：考慮到彎矩大小有變化取0.6me大=4298362 + (0.6 父348758)2 =64758nmmmea= .683112 (0.6 348758)2 =714443nmm查表 40cr表面淬火(b=750n/mm2查表 轉動軸以(b-1為許用應力70n/mm2由式 9-3 z e=m"e_3w=o.ixd3則e大二478065/(0.1 563) =27n/mm2_3.2ea=714443/(0.1 803) =14n/mm2(7)

49、精確校核軸的強度a、軸的細部結構設計h>23mm圓角半徑：各軸肩處圓角半徑均采用r=2.5mm,既滿足定位面接觸高度 的要求，又小于孔的倒角的要求。鍵：棘輪的轉盤與軸承之間有雙鍵連接，選取 14x25選擇危險剖面：大齒輪外既有軸肩又有螺紋，gb1095-79螺紋為 m56x4-l 中徑 d2=53.4mmb、計算危險剖面工作應力(a、( m、刀a、刀m彎矩m = m 大 x (12-2 ) / 12二478065 ??；i" =347684n/mm38.5抗彎剖面模量w與抗扭模量wtw二兀 x d3/32二九 x 53.4023/32=14951wt二九義 d3/16二九火 53

50、.4023/16=29902彎曲應力：扭轉應力：彎曲應力幅：彎曲平均應力:m 3476842=w = 951 =23.26 n/mm4=t/wt=348758299022=11.66 n/mm(a= =23.26 n/mm2，一，一，一， ，一 ，一“t2扭轉應力幅“a和平均應力幅“m相等 石=a=2 =5.83 n/mmc、確定軸材料機械性能 j、j、wt彎曲疲勞極限(1剪切疲勞極限41合金鋼材料的彎曲應力、扭轉應力特性系數(shù)=0.5 x 堂0.125d、確定綜合影響系數(shù)七和甲”k <=k </(含用k =k /(宓田軸肩角處有效應力集中系數(shù)k1和k”由9456=1.682.556

51、=0.0446b b=750n/mm2n,由 d=56mm,配合處kc/ £ （和k"和£ 州根據d、（ b配合處，尺寸系數(shù)&八£表面狀況系數(shù)b <、0 ”得：k/ s=2.11 k，=1.52 kj s=3.67k/ =2.75e <=0.72£=0.85b <=0.860=0.86由（b=750n/mm2,表面加工方法為精車，則綜合影響系數(shù)2.11kc= 0.72 0.86 =3.41k ri =1.520.72 0.86=2.45k(=3.670.72 0.86=4.27k ri =2.750.72 0.86=3

52、.2e、計算安全系數(shù)s：s= s二 s,sc - ss<= (knx ( -1)/ (ki x (+¥( x ( m)二 1刈50=4.27 23.26 =3.52s= (knx o) / (ktx o+wtx m)=10.313.2 5.83+0.125 %31x2003 52 10 31s= ,3.52 10.31=3.33>s安全.3.522 1 0.312(8)軸承校核預選左軸承為32213e , cr=102kn右軸承為 32208e, cr=51.5kna、ra= r rah + rav= 68332 150862 =16561nrb= . rbh rbv=21162 78292 =8110nb、壽命計算10,106fpmcllh=x 60父 n 1ftm p , ft:溫度