卷揚機傳動裝置畢業(yè)設(shè)計

1、目錄 TOC o 1-5 h z 前言2 HYPERLINK l bookmark0 o Current Document 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書3第二章傳動裝置的總體設(shè)計4 HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 2.1電動機的選擇4 HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 2.2 減速器中各主要參數(shù)的確定5 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 2.3減速器中各軸的運動和動力參數(shù)的設(shè)計計算6 HYPERLINK l bookmark12 o Current Do

2、cument 2.4減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸7 HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 第三章齒輪傳動的設(shè)計計算9 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 3.1、高速齒輪傳動的設(shè)計計算9 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 3.2減速器蝸輪蝸桿設(shè)計15 HYPERLINK l bookmark44 o Current Document 第四章軸系零件的設(shè)計計算18 HYPERLINK l bookmark46 o Current Document 4.1輸入軸的設(shè)

3、計與計算18 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document 4.2中間軸的設(shè)計與計算23 HYPERLINK l bookmark62 o Current Document 4.3中間軸的設(shè)計與計算25 HYPERLINK l bookmark64 o Current Document 第七章軸承的校核26 HYPERLINK l bookmark66 o Current Document 結(jié)束語28 HYPERLINK l bookmark68 o Current Document 參考文獻29摘要:減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒

4、輪一蝸桿傳動所組 成的獨立部件，常用在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝置；在少數(shù)場合下也用作增 速的傳動裝置，這時就稱為增速器。減速器由于結(jié)構(gòu)緊湊、效率較高、傳遞運動準確可靠、 使用維護簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機措中應(yīng)用很廣。我所設(shè)計的慢動卷揚機傳動裝置，是以減數(shù)器為主體，外加電動機和滾筒，實現(xiàn)以規(guī) 定得速度推動物體的功能。性能可靠，結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，便于制造。其主要設(shè)計思路來自于對推力機工作原理的分解,然后按照相應(yīng)功能的機構(gòu)部件進行 設(shè)計，對比，選定，以及優(yōu)化組合。綜合利用電動機、推頭、絲杠、減速器等部件的協(xié)調(diào)運動, 來實現(xiàn)推力機得預(yù)設(shè)功能。所有部件的設(shè)計都經(jīng)過科學(xué)得數(shù)據(jù)處理并利用Aut

5、o Cad軟件強 大繪圖功能和Word的編輯功能,使設(shè)計方案圖文并茂，栩栩如生.關(guān)鍵字:減速器齒輪軸電動機機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書慢動卷揚機傳動裝置設(shè)計原始數(shù)據(jù)學(xué) 號方案一1-91-101-111-121-151-16方案二2-82-92-112-122-132-14F岡繩拉力 彳（kN）151820252830鋼繩速度 V ( m/min )101111121110滾筒直徑D （mm）250300350400400450已知條件1）鋼繩拉力F；2）鋼繩速度V；3）滾筒直徑D；4）工作情況：三班制，間歇工作，載荷變動小；5）工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35 C左右;6）使用折舊期15年

6、，3年大修一次；7）制造條件及生產(chǎn)批量：專門機械廠制造，小批量生產(chǎn)。3參考傳動方案方案一：齒輪-蝸桿第二章 傳動裝置的總體設(shè)計2.1電動機的選擇（一）、電動機轉(zhuǎn)速的確定（1）按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380v, Y型。（2）選擇電動機的容量_ P電動機的所需工作功率為：卩d =孑亠KWarFV因為P二KWw 1000傳動裝置的總效率n耳二耳耳 4耳二 0.97*0.984*0.992*0.72 二 0.69 ；a 12 34耳,耳，耳，耳分別為齒輪傳動，軸承，齒輪聯(lián)軸器，蝸桿傳動1234因此p =d因此p =dP110001a28*1000*111000*60*

7、0.69=7.4 KW（3）確定電動機轉(zhuǎn)速1000V1000*11n = 8.76 r /mm兀 D 3.14*400按表1推薦的傳動比合理范圍，一級圓柱齒輪減速器傳動比訂=36,蝸桿傳動一級 減速器傳動比i2=1040,則總傳動比合理范圍ia=30240，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范 圍為：n = i *n = （30 240）*8.76 = 262.8 2102.4r/mind a根據(jù)電動機所需功率和轉(zhuǎn)速范圍，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號如下 表所示：方案電動機型號額定功率（kw ）電動機轉(zhuǎn)速min電流A效 率功率 因數(shù) cos申同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132L-811750730686.50

8、.772Y1601-61110009706.5870.783Y132M-47.5150014407870.83綜合考慮電動機的功率、轉(zhuǎn)速和傳動裝置的尺寸、減速器的傳動比等因素，方案 3相對比較合適。(3)所選電動機的結(jié)構(gòu)圖如下：2.2減速器中各主要參數(shù)的確定(一)、傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比的確定由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n戕和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為 ia =n町n= 1440/8.76 = 164.4(2)分配減速器的各級傳動比:i 二 i ia 0 1 式中i , i分別為齒輪和蝸桿的傳動比。0 1齒輪蝸桿減速器可取齒輪傳動比i =8,取6 =16機蓋壁厚

9、& 1蝸桿在下：=0.856 =6.8，取6 =12機座凸緣厚b1.56 =24機蓋凸緣厚1.56 ,=18機座底凸緣厚b22.56 ,=41地腳螺釘直徑df0.036a+12=25地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df=19機蓋與機座聯(lián)接螺栓直 徑d2（0.50.6） df=10聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150200，取 175軸承端蓋螺釘直徑d3（0.40.5） df=9窺視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4） df=7定位銷直徑d（0.70.8） d2=8df di d2至外機壁距離ci見下表df d2至凸緣邊緣距離c2見下表軸承旁凸臺半徑RiC2凸臺高度h根據(jù)底速級軸承座確定外機壁

10、至軸承座端面距 離11c1+c2+（812）=26+24+8=58大齒輪頂圓（蝸輪外圓） 與內(nèi)機壁距離 11.26 =9.6,取 19.5蝸輪齒輪端面與內(nèi)機壁 距離A 26 ,取16機蓋機座肋厚m mm1 0.856 1=6.8 m0.856 =10軸承端蓋外徑D2軸承孔直徑+ （55.5） d3=14軸承端蓋凸緣厚度t（11.2） d3=9軸承旁聯(lián)接螺栓距離s1=14第三章齒輪傳動的設(shè)計計算31、高速齒輪傳動的設(shè)計計算i選擇齒輪類型，精度等級，材料，齒數(shù)及螺旋角選用斜圓柱齒輪傳動運輸機為一般工作機，速度不高，技選用7級精度(GB10095-88)(3 )材料選擇由課本表10-1選擇小齒輪選擇

11、材料為40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料 為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS選小齒輪齒數(shù)z1=24,大齒輪齒數(shù)z2=i1Xz1=2.4X24=57.6,取z2=60選取螺旋角，初選螺旋角為0 =14。2按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式按公式(10-21)進行計算，即確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選 K =1.6t由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z =2.433H由圖 10-26 查得 *= 0.78，*= 0.87，則 仝 +e =1.65ai02aai02由表10-7選取齒輪系數(shù)0d =1由表10-6查得材料得彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP 12,齒輪由圖10-21 d按齒面硬度查得小齒

12、輪1得接觸疲勞強度極限GHlim ,齒輪12的接觸疲勞強度極限G lim =550MPaH 1計算小齒輪分度圓直徑由10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N =60n jL =60*1440*1* (3*6*300*15) =6.99*1091I nN =6.99*10 9/2.4=2.88*10 92（8）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.89, K =0.90H 1HN 2（9）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為10%,取安全系數(shù)s=1,由式（10-12）得Q = K b lim /s=510 MPa TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark18 o Current

13、Document H 1HN 1 H1Q = K b lim /s=495 MPaH 2HN 2 H2b = ( bH + bH )/2=502.5MPaH12112 x 1.6 x 49.24 x 103 3.4189.8x2.433、1 x 1.652.4502.5 丿2=48. 3mmd 1t TOC o 1-5 h z 計算圓周速度n 兀 x48.3x 1440/60 x 1000V=兀d1t 1= 3.64m 60 x 100060 x 1000計算齒寬b及模數(shù)mntb = d x d = 1 x 48.3 = 48.3mm1tmnt=d mnt=d x cos P / z1t148

14、.3 x cos14 24=1.95mmh = 2.25m = 4.38mmnt48.3mm4.38mm、計算縱向重合度p = 0.318xQd xZ xtanP = 0.318x 1x24xtan14 = 1.903、計算載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)K =1A根據(jù)V=3.56m/s,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)K# = 1.12 ；由表10-4查得K p的計算公式：祁K = 1.12 + 0.18(1 + 0.6d 2)xd 2 + 0.23 x 10 -3 bHP=1.12 + 0.18(1 + 0.6x 12)x 12 + 0.23x 10-3 x 48.3=1.24由圖 1

15、0-13 查得 K.二 1.1.24 由圖10-3查得K 二K 二1.5HaFa所以載荷系數(shù)：K 二 KKK K、二 1 x 1.12 x 1.5 x 1.24 二 2.08A V Ha HP、按實際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑由式10-10a得:=由式10-10a得:=52.7 mm=d 3= 48.3x 3,-1t V K3 1.6t、計算模數(shù)mnd cos Pm =d cos Pm =n Z152.7 *cos1424二 2.1333、按齒根彎曲強度設(shè)計由式(10-17)得由式(10-17)得m n2KTY cosP2QdZ 2 81 aY YX Fa_saQ F、確定計算參數(shù)、確定

16、計算參數(shù)、計算載荷系數(shù)K 二 KKK K 、二 1 x 1.12 x 1.5 x 1.08 二 1.81A V Fa FP、根據(jù)縱向重合度8 P = .1.903從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)：=088、計算當量齒數(shù)：Z24Z =1= 26.27V1cos P 3(cos14 )3Z2cos Z2cos P 360(cos14 )3=84.29、查取齒形系數(shù)由表10-5查得Y二2.592Fa1、查取應(yīng)力校正系數(shù)Y 二 2.211Fa1由表10-5查得耗廠I596Y 二 、查取齒形系數(shù)由表10-5查得Y二2.592Fa1、查取應(yīng)力校正系數(shù)Y 二 2.211Fa1由表10-5查得耗廠I596Y

17、二 1.774Sa 2、由圖10-20c查得齒輪1的彎曲疲勞強度極限b = 500MPaFE1曲疲勞強度極限b= 380MPaFE 2、由圖10- 18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K= 0.82 K = 0.85FN1FN 2、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4由公式10-12得齒輪2得彎K bb = FN1_F-E1F 1 S0.82 x 50014=292.86MPaK b b =-F 2 S0.85 x 38014=230.71MPaY Y(9)、計算大、小齒輪Fa Sa 并加以比較b FY YFa1_Sa1b F 12.592 x 1.596292.86=0.01413Y YFa

18、2_Sa2b F 22.211 x 1.774230.71=0.01700Y Y通過比較大齒輪的Fa Sa數(shù)值大b F設(shè)計計算,2KTY cos 卩 2 y Y m 31_PX Fa san 3QdZ2 8b 1 aF12 x 1.81 x 49.24 x 103 x 0.88 x (cosl4o)2?？趍 3|1 x 242 x 1.65n I=1.38mm對此計算結(jié)果，由齒面的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n法面模數(shù)，現(xiàn)取m =2.0 ，已可滿足齒面接觸疲勞強度的設(shè)計要求。nd cos B 52.7 x cos14。宀Z =1= 25.6m2n取 Z = 281Z

19、 = i x Z = 2.4 x 27 = 651 1取 Z = 652由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.89, K =0.90HN 1 HN2計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為10%,取安全系數(shù)s=1,由式(10-12)得b = K b lim /s=510 MPa TOC o 1-5 h z H 1HN 1 H1b = K b lim /s=495 MPaH 2HN 2 H2b = ( bH + bH )/2=502.5MPaH12(2)V=兀計算圓周速度(2)V=兀計算圓周速度n 兀 x 48.3 x 1440 宀 / d 1t 1 = 3.64m / s60 x 100060 x

20、 1000112 x 1.6 x 49.24 x 103 3.4189.8x2.433、1 x 1.652.4(502.5 丿2=48. 3mmd 1t計算齒寬b及模數(shù)mntb = d x d = 1 x 48.3 = 48.3mm1tmnt=d x mnt=d x cos P / z1t148.3 x cos14 o24=1.95mmh = 2.25m = 4.38mmnt48.3mm4.38mm、計算縱向重合度P = 0.318 d x Z1 x tan P= 0.318 x 1x 24 x tan14 O = 1.903、計算載荷系數(shù) 由表10-2查得使用系數(shù)K =1由表10-4由表10

21、-4查得根據(jù)V=3.56m/s,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)K二1.12； 氣卩的計算公式:K = 1.12 + 0.18(1 + 0.6d 2) xQd 2 + 0.23 x 10 -3 bH0=1.12 + 0.18(1 + 0.6x 12) x 12 + 0.23x 10-3 x 48.3=1.24由圖 10-13 查得 K。二 1.1.24F0由圖10-3查得K 二K 二1.5HaFa所以載荷系數(shù)：K 二 KKK K、二 1 x 1.12 x 1.5 x 1.24 二 2.08A V Ha HP、按實際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑由式10-10a得:, 疋由式10-10a得

22、:d = d 3= 48.3 x 3= 52.7mm11t； K3 1.6t、計算模數(shù)mnd cos Pd cos Pm =n Z152.7 *cos1424二 2.134、幾何尺寸計算、計算中心距(4、幾何尺寸計算、計算中心距(Z + Z n(27 + 65)x 2a =12 n = 94.89mm2 x cos p 2 x cos140將中心距圓整為95mm、按圓整后的中心距修正螺旋角(Z + Zp = arccos12n = 14.4 2a因p值改變不多，故參數(shù) ，K ，Z等不必再修正。a p h、計算大，小齒輪的分度圓直徑:7 Z md = 1n1 7 Z md = 1n1 cos P

23、27 x 2cosl4.4=55.79mmt Z md = 2 cos P65 x 2cos14.4=134.3mm、計算齒輪寬度b =Qd x d = 1 x 55.79 = 55.79mmi圓整后取B = 60mm1B = 55mm25、設(shè)計結(jié)果中心距a 12模數(shù)mn螺旋角P齒輪1 齒數(shù)Z1齒輪2 齒數(shù)Z2傳動比i齒輪1 分度圓 直徑d1齒輪1的寬 度B1齒輪1 分度圓 直徑d1齒輪2 的寬 度B295mm2.0mm14.4 27652.455.79mm60mm134.3mm55mm3.2減速器蝸輪蝸桿設(shè)計選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T 100851988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。選擇

24、材料根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度是中等，故蝸桿用45鋼； 因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45 55HRC。蝸桿用鑄 錫磷青銅ZCuSnlOPl,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯 用灰鑄鐵HT100制造。按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強 度。由式（11-12）,傳動中心距Z Zp TOC o 1-5 h z a KT e）22 Q 1H1）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T = 6033.11N .mI口2）確定載荷系數(shù)K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布

25、不均勻系數(shù)k = 1,由表115選取使用系數(shù)K = 1.15, pA由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)K = 1.05,則：VK 二 K -K -K 二 1.15xlxl.05 二 1.21A B V3）確定彈影響系數(shù)Z，因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，故Z二160MPa 12。EE4）確定接觸系數(shù)ZP先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d和傳動中心距a比值dla = 0.30,從機械設(shè)計圖11-18中可 1 1得 Z 二 3.1。P5）確定許用接觸應(yīng)力b H根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅ZCuSnlOPl,金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC,可從表11-7 中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力0丿=268MPa。

26、H應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N 二 60 jn L 二 60 x1x 8.76x (300 x15 x 3x 6)二 3.78x172 h壽命系數(shù)K壽命系數(shù)KHN8107二 0.84693.78 x107所以， 0 = K - c = 0.8469 x 268MPa - 227MPa。HHN H6）計算中心距a 3：1.21x 6033110 x （x）2mm - 326.65mm227取中心距a=355mm,因i=31故從表11-2取模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑d1=140mm，這時 d1/a=0.39,因為Z Z，因此以上計算可用。p p蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸計算1）蝸桿軸向齒距 P =兀-m -

27、3.14x 8 - 25.133mm，直徑系數(shù) q= 17.5;a齒頂圓直徑d - 156mm，齒根圓直徑d - 120.8mm ；分度圓導(dǎo)程角丫 - 5.09;a1f 1蝸桿軸向齒厚s - 12.5664mm。a2）蝸輪蝸輪齒數(shù)Z2=71,變位系數(shù)x2-+0.125 ;一 .Z 71“驗算傳動比i = z = 1 =71，是允許的。1蝸輪的分度圓直徑：d = m - z = 8 x 71 = 586mm2 2蝸輪喉圓直徑：d = d + 2h = 568 + 2 x 8 x 1.125 = 586mma 22a 2蝸輪齒根圓直徑：d = d -2h = 568一 1.075x2x8 = 55

28、0.8mmf 22f 2外圓直徑：D = d + 1.5m = 586 +12 = 598mmwa 2蝸輪寬度B：0.7 x d = 117mm,取 B = 117mmal5.校核齒根彎曲疲勞強度1.53KTG =2 Y Y AA由查表15-3得，初步選定為公式d A7.28d = 120 x 3= 19.7mm ；min1440軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1-直徑與聯(lián)軸器的孔徑，以及電動機的輸 出軸相適應(yīng)，故需先確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：T = KT ；caA由于提升機的工作效率不大，工作轉(zhuǎn)矩變化小，原動機為電動機。查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故選K = 1.3

29、；A則：T = K T = 1.3 x 48260 = 62738 N - mmcaA按照計算轉(zhuǎn)矩T應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊選用LT6型彈性套柱ca銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2050 N -m。半聯(lián)軸器的孔徑d =38mm，故取d =38mm；半聯(lián)軸 11-2器長度L=82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 60mm。1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖41輸出軸的結(jié)構(gòu)與裝配（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度1、 為使12軸段滿足半聯(lián)軸器的配合要求，需制出一軸肩，取12段直徑 d = 42mm。32、初步選擇滾動軸承因所選用的齒輪為斜齒輪，則軸承同時承受有徑向和軸向力的作用，鼓選用單

30、列圓錐滾 子軸承。參照工作要求并根據(jù)d =42mm，查手冊，初步選取0基本游隙組標準精度級 2-3的單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為d x D x T = 45mm x 75mm x 20.75mm，故3一4 軸的直徑 d = d = 52mm，而 l = 26mm。45-65-63；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為125mm，為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l = 56mm。54、軸承端蓋的總寬度20mm，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l=30mm5、取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=1

31、6mm,蝸輪與圓柱大齒輪之間的距離為c=20mm?？紤]到 箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=80mm。至此，已知初步確定了軸的各段直徑和長度。（2）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按d 由手冊選用平鍵為4-5bxh二32mm x 18mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為108mm，同時為了保證齒輪與軸的配合 有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6。同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選 用平鍵為28mmx 16mmx90mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/K6，滾動軸承與軸的周向定 位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3）確定

32、軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取左軸端倒角為2x 45，右軸端倒角2.5 x 45， 2出處倒圓R=2.0mm，其它 處倒圓R=2.5mm。4.求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖45，在確定軸承的支點位置時，應(yīng)根據(jù)手冊查取a值。對于32217 型的滾動軸承，由手冊查得a=34mm。又滾動軸承如圖5-3正裝，則作為簡支梁的軸承跨距L=匕+ L3二44-4 + 33-4二77-8mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖46。MHFh-i=r ；HHWninninimTrnmrrTFqMvMHFh-i=r ；HHWninninimTrnmrrTFqMv圖46輸出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的機構(gòu)圖以及扭矩

33、圖中可以看出，C截面是軸的危險截面。求軸上軸承的支座反力F 和F ，截面C上的M、M、M NH NVHV】、求軸承的支反力Fnh和FnvFL 33 4F = = x 1730 = 724.7NNH 1 L + L 77.823FL 44 4F = 亠=x 1730 = 987.3NNH 2L + L 77.823FNV 1FNV 2FNV 1FNV 2F xL + F xD/2?a= 279NL + L23F xL -F xD/2=r2 a= -370.9N-2aL + L23 TOC o 1-5 h z 2、截面C上的M、M、M HVM = F x L = 32176.68N - mmH N

34、H 12M = F x L = 279 x 44.4 = 12387.6N - mmV1NV 12M = F x L = -843.6N - mmV2NV23則：總彎矩M為：M = i；M 2 + M 2 = *32176.682 +12387.62 = 34478.9N - mmHV1M = M 2 + M 2 = p32776.682 + 843.62 = 32187.7N - mmVHV 2=48260N - mm ；5扭矩合成應(yīng)力校核軸的強度： 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)以上所算得的數(shù)據(jù)，并取a =0.6，軸的計算應(yīng)力為：M 2 +(aT )2344

35、78.92 +(0.6 x 48.26 )21b =1 丄=MPa = 2.5MPa v la caW13556.46-1前已選定軸的材料為45鋼，由表15-1查得t =60MPa，故軸工作安全。1(6)危險截面4校核：截面4左側(cè)：抗彎截面系數(shù)：W = 0.1d3 = 0.1x 493 = 11764.9mm3 ；抗扭截面系數(shù)：W = 0.2x d3 = 0.2x 493 = 23529.8mm3 ；44.4 26 截面左側(cè)的彎矩 M 為：M = 34478.9 xN - mm = 14288.5N - mm ；44.4截面上的彎曲應(yīng)力：bM截面上的彎曲應(yīng)力：b=1.2 MPa ；b W 11

36、764.9截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力:T 48260 cc ”t = - = 2.05MPa ；截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力:t W 23529.8T軸的材料為45鋼,軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得b b = 640MPa，b-i275MPa，t = 155 MPa。-1截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)a及a按附表3-2查取。 b t TOC o 1-5 h z r 2.0D52因為下=0.040 ； = L06，經(jīng)插值后可查得：d 49d49a = 1.90 ； a = 1.30bt又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為：q = 0.82 ； q = 0.85 ；bt有效集中系數(shù)：k =

37、1 + q(a -1) = 1 + 0.82x(1.9-1) = 1.738 ；bbk = 1 + q (a -1) = 1 + 0.85x(1.30-1)= 1.255 ；tt t由附圖3-2得尺寸系數(shù) = 0.72 ；b由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)： = 0.85 ；t軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)P =P = 0.94； b t軸未經(jīng)表面強化，即P q = 1，則得綜合系數(shù)值為: TOC o 1-5 h z “ k1| 1.7381| b p 0.720.94bbk111.2551K =y+ 1 =+ 1 = 1.74 ；t P 0.720.94t t碳鋼的特性系數(shù)：申=0.1

38、0.2，取申=0.1 ； bb申=0.05 0.1，取申=0.05 ；tt275計算安全系數(shù)S值: ca275a=-1= 92.4 ；K a +申 a 2.48 x1.12 + 0.1x 0a a a mt-1t-1K t +qtt a t m1.74 x 蘭+0.O5 x 匹二沖2 2ScaS St924X842= 62.2 S=1.5；92.42 ScaS St924X842= 62.2 S=1.5；92.42 + 84.22F = Ft1a12T G-di2x110090140=1639.5NF = Fa11222x110090568=387N ；S 2 + S 2 a t 故可知其安全

39、。4.2中間軸的設(shè)計與計算軸的材料的選擇軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件,有的則直接用圓鋼。 由于碳鋼比合金鋼價廉，對應(yīng)力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學(xué)熱處理的辦 法提高其耐磨性和抗疲勞度，故采用碳鋼制造尤為廣泛。材料選擇：45#鋼，采用熱處理（調(diào)質(zhì)）和表面未強化處理，由機械手冊查得，45號鋼采用 調(diào)質(zhì)處理硬度為217255HB。軸的初步計算（1）初步確定輸入軸的受力計算：已知：輸入軸上的輸入功率P = 6.92KW ；口轉(zhuǎn)速 n = 600r / min ；1轉(zhuǎn)矩 T = 110.09N - mm ；口前面已經(jīng)算出軸上蝸桿分度圓直徑：d = 140mm

40、；1求作用在蝸桿上的力F = F = 387 x tg 20。= 140.9 Nr1 r2估算軸徑選取軸的型號軸徑計算公式軸II材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑,軸徑計算公式Pd A 3查手冊可知道A0=1O3126 mm,取二1050 n03d= 23.7mm取軸頸d = 24mm (3)軸承選取 圓錐滾子軸承(30000型)標準=摘自 GB/T 297-1994 參照 ISO355-1977 單位=(mm) 軸承代號=32009尺寸d=45尺寸D=75尺寸T=20尺寸B=193.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸的方案設(shè)計(2)各段直徑及長度軸承處直徑：d = 45mm23軸承處長

41、度：L =66 mm23齒輪處的直徑：d1 2=38 mm (齒輪孔徑大于所通過的軸徑) 齒輪處長度：L2=54mm ,(軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度) 扌當油環(huán)處：L =18mm蝸桿齒處：d =117 mm L =117 mm5656軸承與箱體內(nèi)壁距離s =5 mm蝸輪與箱體內(nèi)壁距離a =10mm4.3中間軸的設(shè)計與計算確定輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P =5.43KW, n =8. 76r/min,33333T =5912450NM。3求作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為2 x T 2 x 5912 x103 _o1od 3 =568mm,F =3 = 20818 N

42、,t d5683tan 20。xtga = 20818 x二 7607.6N位=F r3= F13 b nCOS5.09。位=1.初步確定軸的最小直徑：1.低速軸III材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取A = 1053d A d A x 3 = 105 x33 n=89.5mm，顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與鏈輪的孔8.76徑相同，故需確定彈性聯(lián)軸器?？讖截?90mm，基本尺寸為D*d*T=105*90*394軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬訂軸晌零件的裝配方案圖根據(jù)軸的軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度d2-3=96.4mm L1=175mm 取 L1-2=173mm選擇圓錐輥子軸承型號為(30221)d5-6=113mm d4-5=115mm d5-6=125mm L4-5=115mm L5-6