成績:機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計項(xiàng)目設(shè)計說明書設(shè)計題目：卷揚(yáng)機(jī)的傳動裝置設(shè)計專業(yè)班級：機(jī)制201107班學(xué)生姓名：XXX學(xué)號:XXXXXXXXX指導(dǎo)教師：XXX目錄第一章、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 2第二章、電動機(jī)的選擇 4第三章、分配傳動比 6第四章、齒輪設(shè)計 94.1高速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 84.2低速級直齒園柱齒輪傳動的設(shè)計計算 12第 五 章 、 軸 的 設(shè) 計 、 滾 動 軸 承 選 擇 、 鍵 連 接 和 聯(lián) 軸 器 選擇 185.1軸的設(shè)計 185.2、 滾動軸承的選擇及計算 255.3、 鍵連接的選擇及校核計算 28第六章、附件設(shè)計 29第七章、設(shè)計小結(jié) 31第八章、參考資料 33第一章 機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計題目：電動卷揚(yáng)機(jī)的傳動裝置設(shè)計1.機(jī)器的功能要求：起升機(jī)構(gòu)是使重物作升降運(yùn)動的機(jī)構(gòu)，它是任何起重機(jī)必不可少和最主要最基本的機(jī)構(gòu)。此次設(shè)計的電動5噸卷揚(yáng)機(jī)是由電動機(jī)、連軸器、制動器、減速器、卷筒、導(dǎo)向滑輪、起升 滑輪組、釣鉤等組成，其各方面的機(jī)構(gòu)分布可以參考如下圖所示。減速器高速軸，經(jīng)減速器減速后由低速軸帶動卷筒旋轉(zhuǎn)， 使鋼絲繩在卷筒上繞進(jìn)或放出，從而使重物起升或下降。電動機(jī)停止轉(zhuǎn)動時，依靠制動器將高速軸的制動輪剎住，使懸吊的重物停止在空中。根據(jù)需要起升機(jī)構(gòu)上還可裝設(shè)各種輔助裝置，如起重量限制器、起升高度限位器、速度限制器和鋼絲繩作多層卷繞時，使鋼絲繩順序排 列在卷筒上的排繩裝置等。2. 機(jī)器工作條件：間隙工作，每班工作時間不超過 15%，每次 工作時間不超過10min,滿載啟動，工作中有中等振動，兩班制工作， 鋼繩的速度允許誤差士 5%。小批量生產(chǎn)，設(shè)計壽命為10年。3. 工作裝置功能參數(shù)：剛繩的拉力F= 10KN，速度V=0.8m/s, 卷筒的直徑D=260mm。、設(shè)計任務(wù)1. 設(shè)計工作內(nèi)容機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計 課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、 圖樣技 術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。（1）理論分析與設(shè)計計算a）總體方案設(shè)計：驅(qū)動系統(tǒng)有手動、內(nèi)燃機(jī)和電動機(jī)幾類。手 動的手柄回轉(zhuǎn)的傳動機(jī)構(gòu)上裝有停止器（棘輪和棘爪） ，可使重物保 持在需要的位置。 裝配或提升重物的手動還應(yīng)設(shè)置安全手柄和制動器。 手動一般用在起重量小、 設(shè)施條件較差或無電源的地方。 內(nèi)燃機(jī)驅(qū) 動的在卷筒與內(nèi)燃機(jī)之間裝有離合器。 當(dāng)離合器和卷筒軸上的制動器 松開后，卷筒上的繩索處于無載狀態(tài) ，此時繩索一端可從卷筒上自 由地拽出，以縮短再次提拉物件時的掛繩時間。 內(nèi)燃機(jī)須在無載情況 下啟動，離合器能將卷筒與內(nèi)燃機(jī)脫開， 待啟動正常后再使離合器接 合而驅(qū)動卷筒。 內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動的卷揚(yáng)機(jī)常用于戶外需要經(jīng)常移動的作業(yè)， 或缺乏電源的場所。 電動調(diào)度廣泛用于工作繁重和需牽引力較大的 場所。根據(jù)工作環(huán)境的不同， 可選用防爆型或非防爆型電動機(jī)為動力 源。電動機(jī)經(jīng)減速器帶動卷筒， 電動機(jī)與減速器輸入之間裝有制動器。 為適應(yīng)提升、牽引 、回轉(zhuǎn)等作業(yè)的需要，還有雙卷筒和多卷筒裝置 的起升機(jī)構(gòu)。根據(jù)傳動形式的不同， 卷揚(yáng)機(jī)可分為蘇式多級內(nèi)齒行星齒輪傳動 調(diào)度卷揚(yáng)機(jī)、擺線針輪傳動調(diào)度卷揚(yáng)機(jī)、蝸輪 - 蝸桿傳動回柱卷揚(yáng)機(jī) 和少差齒回柱和調(diào)度卷揚(yáng)機(jī)等。 對于單滾筒行星齒輪傳動調(diào)度卷揚(yáng)機(jī)， 其具有成本低，效率較高，重量輕，結(jié)構(gòu)簡單，易于維修和保養(yǎng)等優(yōu) 點(diǎn)。本次設(shè)計的卷揚(yáng)機(jī)用于建筑工地的地面調(diào)度和搬運(yùn)工作。 根據(jù)實(shí)- 4 -際工作要求，采用兩級圓柱齒輪傳動。b）設(shè)計參數(shù)的確定：電動機(jī)類型的選擇：該裝置用于礦山地面、冶金 礦物或建筑工地的地面調(diào)度和搬運(yùn)工作，要求環(huán)境濕度在80%以下，周圍介質(zhì)溫度不超過 40C，且空氣中不得含有沼氣等爆炸性及具有 腐蝕作用的氣體，選用丫系列全封閉式鼠籠型三相異步電動機(jī)。c）基本尺寸的確定：載荷狀態(tài)表示卷揚(yáng)機(jī)鋼絲繩承受拉力作用地輕重與頻繁程度，它與整個使用壽命期限內(nèi)鋼絲繩每次承受地拉力 Fi與 額定拉力Fe之比（Fi / Fe ）和鋼絲繩每次承受拉力 Fi作用下地工作循 環(huán)次數(shù)ni與總工作循環(huán)次數(shù)Nt之比（m/NJ有關(guān)。m載荷譜系數(shù)Kf可用下式計算：Kf =E丄旦Nt Fe式中K f載荷譜系數(shù)；ni 在鋼絲繩拉力 Fi作用下的工作循環(huán)次數(shù)，n i = ni ,n2 .nn ；N t 總的工作循環(huán)次數(shù)，Nt =Eni = ni + n? + nn ；Fi 鋼絲繩承受的第i個拉力，F(xiàn)i = Fi , F?，F(xiàn) n（N）;F e 鋼絲繩承受的額定拉力（N）；（2）圖樣技術(shù)設(shè)計a） 產(chǎn)品的機(jī)械系統(tǒng)總體布置示意圖或機(jī)構(gòu)運(yùn)動簡圖（如上圖）。b）機(jī)械產(chǎn)品（或主要部件）總裝配圖。c）典型零件工作圖。（3）編制技術(shù)文件: a）對設(shè)計方案進(jìn)行經(jīng)濟(jì)技術(shù)評價。b）編制設(shè)計計算說明書：1、設(shè)計題目、要求和原始數(shù)據(jù)；2、執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動設(shè)計，包括數(shù)學(xué)模型、程序框圖及文本、計算過 程和結(jié)果；3、原動機(jī)選擇、 傳動比分配過程，各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)計算過程 和結(jié)果；4、各級傳動工作能力計算過程；5、減速器中軸、軸承、鍵聯(lián)結(jié)、聯(lián)軸器的選擇及計算。2提交設(shè)計成品 需要提交的設(shè)計成品：紙質(zhì)版、電子版（以班級學(xué)號中文姓名 作為文件名）各 1 份。內(nèi)容包括：（ 1）機(jī)械產(chǎn)品（或重要部件）裝配圖一張；（ 2）零件圖 2 張 （不同類型的零件：齒輪類、軸類、機(jī)架和箱 體類等等 ）；（3）設(shè)計計算說明書一份。三、設(shè)計參考資料1. 國家標(biāo)準(zhǔn)2. 行業(yè)規(guī)范及技術(shù)規(guī)定3. 機(jī)械原理與機(jī)械設(shè)計教材（西北工業(yè)大學(xué)出版社）4. 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書（高等教育出版社，吳宗澤，羅圣國 主編）5. 網(wǎng)絡(luò)資源四、項(xiàng)目實(shí)施過程要求五、設(shè)計中應(yīng)注意事項(xiàng)第 1 章、提高強(qiáng)度和剛度的結(jié)構(gòu)設(shè)計1 避免受力點(diǎn)與支持點(diǎn)距離太遠(yuǎn)2 避免懸臂結(jié)構(gòu)或減小懸臂長度3 勿忽略工作載荷可以產(chǎn)生的有利作用4 受振動載荷的零件避免用摩擦傳力5 避免機(jī)構(gòu)中的不平衡力第 2 章、提高耐磨性的結(jié)構(gòu)設(shè)計1 避免相同材料配成滑動摩擦副2 避免白合金耐磨層厚度太大3 避免為提高零件表面耐磨性能而提高對整個零件的要求4 避免大零件局部磨損而導(dǎo)致整個零件報廢5 用白合金作軸承襯時，應(yīng)注意軸瓦材料的選擇和軸瓦結(jié)構(gòu)設(shè)計6 潤滑劑供應(yīng)充分，布滿工作面7 潤滑油箱不能太小第 3 章、提高精度的結(jié)構(gòu)設(shè)計1 避免加工誤差與磨損量互相疊加2 要求運(yùn)動精度的減速傳動鏈中，最后一級傳動比應(yīng)該取最大值3 避免軸承精度的不合理搭配4 當(dāng)推桿與導(dǎo)路之間間隙太大時，宜采用正弦機(jī)構(gòu)，不宜采用正 切機(jī)構(gòu)第 4 章、 考慮人機(jī)學(xué)的結(jié)構(gòu)設(shè)計問題1 合理選定操作姿勢2 操作手柄所需的力和手的活動范圍不宜過大3 合理安置調(diào)整環(huán)節(jié)以加強(qiáng)設(shè)備的適用性六、設(shè)計階段第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算；第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計；第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制；第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。七、完成時間在 2013 年 12 月 10 日之前完成全部設(shè)計任務(wù)第二章電動機(jī)的選擇2.1、選擇電動機(jī)類型按照工作要求選用丫系列全封閉式鼠籠型三相異步電動機(jī)，電壓380V。2.2、選擇電動機(jī)容量電機(jī)計算功率：，其中起重量 F=10KN,繩速v=0.8m/s （按滿載時算）。由電動機(jī)到滾筒的傳動總效率為：？總=?其中?分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和滾筒的傳動效率，由？?、？?=0.99（聯(lián)軸器），？ =0.99（稀油潤滑，均按滾動軸承計算），？?=0.97 （脂油潤滑，均按滑動軸承計算） n、? =0.97 （一般齒輪傳 動，稀油潤滑）,?=0.99（滾筒）。X 0.97 X 0.97=0.?總=?=0.99 X 0.99 X 0.99 X 0.99 X 0.96 88;?=Fv /1000=8000/1000=8kw?= ?/?總=8/0.88=9kw ; 選額定功率？?頁=10kW。2.3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速經(jīng)過兩對內(nèi)圓柱齒輪減速傳動，故總傳動比的合理范圍是:i= （4 6）X （3 4） =12 24滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速為（滾筒直徑為260mm ） n=60X1000V nD60 X 1000 X 空/260 = 59r/min :n則電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍是：n =（1224） X 59=7081416r/min由容量和電機(jī)轉(zhuǎn)速，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、和價格等，選定電動機(jī)為丫系列,方案比較見表-1 :表-1型號額定功率(kW)額定轉(zhuǎn)速(r/mi n)效率(%)重量(kg)堵轉(zhuǎn)矩最大額定轉(zhuǎn)矩Y160L-61197087.01472.02.0Y180L-81173086.51841.82.0經(jīng)比較，選電動機(jī)型號為Y160L-6，其主要外形和安裝尺寸見表 -2 :參數(shù)AABBCEHNPHDADACL尺寸254330254108110350275325530240325695第三章分配傳動比3.1、 總傳動比：？=證=而?= 12.373.2、分配傳動裝置各級傳動比由傳動系統(tǒng)方案可知開式圓柱齒輪傳動的傳動比？?=1, ?=1, ?=4由計算得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為?= ?1?2?=?0i ? ?4512.374=3.093為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑， 當(dāng)兩級齒輪的配對 材料相同，齒面硬度HBS 350，齒面寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強(qiáng) 度接近相等條件。取高速級傳動比？= 帀?= 2.081取低速級傳動比？?=空=1.486?傳動系統(tǒng)的各部分傳動比分別為? =1,? =2.081,? = 1.486,?=1,?=4。3.3動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下:O軸（電動機(jī)軸） ?= Pd =9kw ; ? = ?= 730?min ; ?=9550第=117?1軸（減速器高速軸）Pl =Po n 12 = Po n 1 n 2 =8.8kwni =匹=730 r?i01min?=9550石=117 ?2軸（減速器中間軸） ?=?24 =? =8.4kw?rn2 =需=351 ?min ?=9550j=227.6 ?3軸（減速器低速軸）?=?5=? = 8.0kwn 3=2 = 236 r?3 i23min?=955g=323.7 ?蹲?？4軸（滾筒軸）?=?67 = ? = 7.6kwn4= 236 r?min?=9550?4=307.5 ?2 -軸號功率p kw轉(zhuǎn)矩t Ngm轉(zhuǎn)速 r%n）i傳動比i傳動效率0軸9.0117.0730-1軸8.8117.07302.0810.982軸8.4227.63511.4860.953軸8.0323.72361.0000.954軸7.6307.52361.0000.98第四章齒輪設(shè)計4.1高速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算4.11、選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理按方案選用直齒圓柱齒輪傳動2）卷揚(yáng)機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高。故選用7級精度（GB/10095 88）。3）材料選擇：參考資料得小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)HBS=240270。 大齒輪選用45鋼，正火HBSW60190。4）選小齒輪齒數(shù) ?= 22，大齒輪齒數(shù) ?2?= ?= 2.081 X22=45.8，取?2?= 46。4.12、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10 9a）進(jìn)行計算，即“ > 2 32Qz? ±1 ® I?戸2.32匸石而1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(1) 試選載荷系數(shù)。？?=1.3(2) 計算小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩(3) ?=95.5 X 105 ? = 95.5 X 105 88?730 ? E1.15 X 105 ? -m(4) 由表10 7選取齒寬系數(shù)？?= 1。(5) 由表10 6查得材料的彈性影響系數(shù)?= 189.8?(6) 由圖10 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hiim1 =600mpa。大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限c Hlim2 =550mpa。 由式N=60njLh計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Ni=60nijLh=60X 730x 1X (10X 300x 3X 4) =1.59x 109N2=1.59X 109/2.081=0.77X 109(7) 由表10 19查得接觸疲勞壽命系數(shù)kHN1 =0.90 :Khn2=0.95.疲勞許用應(yīng)力Q*? (T取失效概率1%,安全系數(shù)s=1 T =?0?2b ? C ? 2=?3?1 c ? C ? 1=?=0.95X 550=522.5mpa=0.95X 600=540mpa3 ? ? ? ±1 ? 2d1 232遽號 14.13、計算亠 =2.32 S3 X "5 X41X塑 x 2 l?12.081522.5mm=71.45mm(2) 計算圓周速度v?!?X 71.45 X 730 , c "小 ,60 X 100060 X 1000m/s=2.73m/s(3) 計算齒寬bb二 d ?d1t=71.45mm(4) 計算齒輪與齒高之比b/h模數(shù)mt=d 1t/z1=71.45/22=3.25mm齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.25X3.25mm=7.307mmb/h=71.45/7.307=9.78(5) 計算載荷系數(shù)根據(jù)v =2.73m/s,級精度，查圖108得動載荷系數(shù)？?= 1.05:直齒輪，假設(shè)k?<100?由表 10 3 查得 如。=kFa =1.1由表10 2查得使用系數(shù)kA=1，由表104查得7級精度，小齒輪 相對支承非對稱布置時，kH卩=1.05+0.18 ( 1+0.6d2 ) d2+0.23X10-3b將數(shù)據(jù)代入得 kH 卩=1.05+0.18 ( 1+0.6 X12) x12+0.23 X10-3 x71.45=1.783由 b/h=9.78, kH 3 =1.783，查圖 1013 得 kF卩=1.28 :故載荷系數(shù)k=?=1 x 1.05 x 1.783 x 1.28 = 2.396(6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式d1=d1t v?得 d1=d1tV?=71.45V2.396?1 3=87.607mm(7) 計算模數(shù)mm=dZ1=87.607/22=3.98mm32?m> v?-?； 曲4.14、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式(10 5)得彎曲強(qiáng)度公式為1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1) 由圖10 20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限?尸380?:大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 ?2= 380?由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)kFNi=0.85, kFN2=0.88:(3) 計算彎曲疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式?=空警?彳得?1?夕？2?2?0.85 X 500 石 =30357mpa0.88 X 500=238.86mpa1.4r(4) 計算載荷系數(shù)kk二？?？?= 1X 1.05 X1.1 X1.28 = 1.4784(5) 查取齒型系數(shù)由表 10 5 可查得Ysa1=2.65;YFa2=2.226。(6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10 5 可查得 Ysa1=1.58, Ysa2=1.764(7) 計算大小齒輪的警?并加以比較?0?212.65 X 僥生。01379303.57?3?1?2 2.226 X 1.764?223=°.0164大齒輪的數(shù)值大。1)設(shè)計計算、3 2 X 2.396 X 11.5 X 10cc,c cllm> V2 X 0.01644mm=2.655mm1 X 2夕對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)。由于齒根模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力。而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒 輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)。可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.655并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)m=3.00mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑?= 71.45?算出小齒輪齒數(shù)乙詩丁二23®7，取 zi=24°大齒輪齒數(shù)Z2=uzi=24X2.081 = 49.56,取 Z2=504.15、幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑di =zim=24X 3mm = 72.0mm d2=Z2m=50x 3mm = 150.0mm(2) 計算中心距a =(?+ ?)/2=(72+150)mm/2=111.0mm4.2低速級直齒園柱齒輪傳動的設(shè)計計算4.21、低級選用直齒園柱齒輪傳動(1) 卷揚(yáng)機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度(GB10095 88)。(2) 材料選擇：小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)HBS1 240270,大齒輪選用45 鋼，正火 HBS2 200 230。(3) 選小齒輪齒數(shù)Z1=30,大齒輪齒數(shù)Z2=i23Z1=1.486X30 = 44.58 ，取 Z2=45。4.22、按齒面接觸強(qiáng)度計算(設(shè)計)由設(shè)計計算公式(10 9a)進(jìn)行計算，得dir泊32“空空2口?如卩1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)據(jù)(1) 試選載荷系數(shù)kt 1.3。(2) 計算小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩?=95.5X 105?=95.5X105x8.4?227 6=3.52X105 N?m(3) 由表10 7選取齒面系數(shù)d=1。(4) 由表10 6查得材料的彈性影響系數(shù)1 ZE=189.8mp?(5) 由圖10 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限° ?=1 590?, a ?=2 460?,(6) 由式10 13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60 X227.6 X 1 X (12 X 300 X10)= 4.92 X 108N2=4.92 X108 /2.64=1.86 X 108(7) 由圖10 19查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 =0.91, Khn2=0.94(8) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1,由式?= 筈嚴(yán)?得?彳?？1?0.91 X 590?1 =?=536.9?2 = ?2?!?=09=432.44.23、計算(1 )計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入 中較小的值3 ?+1耗2=2.32 V!?'v = 60 X 100060 X 1000血，2.323 3竺竺咳泄X 空21.486432.4mm=122.58mm(2)計算圓周速度? X 122.58 X 227.6m/s=1.46m/s(3)計算齒寬bb= d ?dn= 122.58 mm(4) 計算齒輪與齒高之比b/h模數(shù)：mt=d1t/Z1=122.58/30=4.086mm齒高：h=2.25mt=2.25 X4.086mm=9.194mmb/h=122.58/9.194=13.33(5) 計算載荷系數(shù)(5)計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，查圖108得動載荷系數(shù) ？?= 1.11 :直齒輪，設(shè)k?<100?/?由表 10 3 查得 kH =k_ =1.2由表10 2查得使用系數(shù)kA=1，由表104查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，Sb =1.11+0.18 (1+0.6d2) +0.31 X10-3b將數(shù)據(jù)代入得 kH b =1.11+0.18 X ( 1+0.6 X1 ) +0.31 X10-3 X122.58 = 1.933 由 b/h=13.33,kH b =1.933,查圖 1013 得 kFB =1.32 :故載荷系數(shù)k二？?？?=1 X1.11 X1.2 X 1.933 = 2.574(6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由公式di=dit v?得(7) 計算模數(shù)mm=di/zi=153.93/30=5.131mm4.24、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式(105)得彎曲強(qiáng)度公式為m>%2?2嘗?確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1) 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞極限？?佇220?: 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限？?于190?(2) 由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)kFN1=0.86, kFN2=0.89:(3) 計算彎曲疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式?= ?得(4) 計算載荷系數(shù) k=?=1 X 1.11 X 1.2 X 1.33 = 1.772(5) 查取齒型系數(shù) 由表 10 5 可查得，丫Fa1 2.52,丫Fa2 2.219(6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105可查得,YSai1.625論2 1.769(7) 計算大小齒輪的F，并加以比較YFa1Ysa12.52 1.6250.0303F 12YSa2135.142.219 1.7690.0325F 2120.29大齒輪的數(shù)值大。、r、r、r "3 2 X 1 772 X 35 2 泌 10(8) 設(shè)計計算 m 1XX302_ X 0.01644 mm=2.835mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力。而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)?？扇∮蓮澢鷱?qiáng)度算得的模數(shù) m=5.131m m,并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=5m m。按接觸強(qiáng)度算得分度圓 的直徑d1 = 122.58算出小齒輪齒數(shù)乙=?=12：58 =24.516,取z1=25。大齒輪齒數(shù) Z2=i23Z1=25X 1.486 = 37.15,取 Z2=37。4.25、幾何尺寸計算(1 )計算分度圓直徑 d1= Z1m=25 X 5mm = 125mm , d2=Z2m=37 X5mm = 185mm(2) 計算中心距 a =(?1 + ?)/2=(125+185)mm/2=155.0mm(3) 計算齒輪寬度：b二 dd1=1 X 125mm = 125mm取 B2=125mm,B1=130mm。4.26、驗(yàn)算L 2? 2 X 3.52 X 50 lcccFt二 1二一一=5632N?125? 1 X 5632?0=45.046 ?< 100 - ?（合適）?1254.27、設(shè)計計算結(jié)果齒數(shù)：Zi=25,Z2=37分度圓直徑：d1=125mm,cb=185mm齒頂圓直徑：da1=da1+2ha=125+2X 5=135mmda2=da2+2ha=185+2X 5=195mm齒根圓直徑：df1=d1+2hf=125-2X 5 X 1.25=112.5mmdf2=d2+2hf=185-2X 5 X 1.25=172.5mm齒寬：Bi=130mm, B2=125mm第五章、軸的設(shè)計、滾動軸承的選擇、鍵的連接和聯(lián)軸器的選擇實(shí)現(xiàn)了卷揚(yáng)機(jī)傳動系統(tǒng)運(yùn)動及動力參數(shù)的計算和減速器兩級齒輪 傳動的設(shè)計計算后，接下來可進(jìn)行器軸的設(shè)計，滾動軸承的選擇，鍵 的聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇。5.1軸的設(shè)計 5.11輸出軸的設(shè)計1）輸出軸上的功率P3=8kw，轉(zhuǎn)速門3=236 r?min，轉(zhuǎn)矩?= 323.7N?m2）作用在齒輪上的力已知低速軸大齒輪的分度圓直徑為d2=185mm323 7而 Ft=2T3/d2=2 X - X1000N = 3499.46N185Ft= Fttan a n=3499.46 X taON=)1273.7N圓周力Ft，徑向力FT勺方向如圖15-24所示。3）初步確定軸的最小直徑先按（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A° = 112，于是得dmin = A。遺=112 X 噲mm=34.25mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d ，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=k AT3考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，故可查表得kA=1.3，則:Tea二KaT3=420.81N ?m按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件選用TL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630N/m，許用轉(zhuǎn)速為5700r/min 。半聯(lián)軸器的孔徑di=40mm,故取d1-2 =40mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L仁60mm4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示：（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（如圖所示）（3） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸 肩，故取2-3段的直徑d2-3 = 43mm ;左端用軸端擋圈定位，按 軸端直徑取擋圈直徑 D=38mm。而半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面 上，1-2段的長度應(yīng)比Ll略短一些，現(xiàn)取11-2 = 58mm。（4）初步選擇滾動軸承。因軸承只有徑向力的作用，故選用普通深 溝球滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2_3 = 43mm，由軸承產(chǎn)品目錄 中選取6109型軸承，其尺寸為dx D x T = 45mm X75mm x 16mm , 故 ？?8 =45mm ;而? = 16mm。左、右端滾動軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6109 型軸承的定位軸肩高度 h=3mm，因此，取d6-7 = 48mm。（5） 取安裝齒輪處的軸段 4-5的直徑d4-5=48mm ;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 130mm，為了使 套筒端面可靠地壓緊齒輪，此段應(yīng)略短于齒轂寬度，故取l4-5=126mm 齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度取h=4mm ,則軸環(huán)直徑 d5-6=52mm。軸環(huán)寬度 b> 1.4h，故取 l5-6=6mm。(6) 軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對 軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l=30mm，故取 l2-3 =50mm。(7) 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm，已知滾動軸承寬度 T=16mm,齒輪輪轂寬為 130mm,則取13-4 =T+s+a+(130-126)=34mmb_7 =L+a+s -15-6=130+16+8 -6=138mm至此，以初步確定了軸的各段直徑和長度。5) 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按d4-5查表得平鍵截面bx h = 14mm X9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，半聯(lián)軸器與軸的連接 時長為30mm。同時為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸的配合為H 7 k6 ；齒輪輪轂與軸的連接時長為115mm 選齒輪與軸的配合H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來 保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。6) 確定軸上圓角和倒角尺寸，取軸端倒角為2X45 °各軸肩處的 圓周半徑R2求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計算簡圖 2。確定軸承的支點(diǎn)位置作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+ L3=89+215mm=304mm。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C是軸的危險截面。 現(xiàn)將計算出的截面C處的Mh、Mv及M的計算過程列出。載荷水平面H垂直面V支反力 F :?>?= 1024.5N , ?2= 2475?1= 372.9N，?2= 900.8?彎矩M :總彎矩：扭矩TM H=91180.5N?mmMv1=33188.1N?mm ,=V 91180.52 + 33188.1 2=97032.6N?mmT3=323.7N m按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險 截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)公式和上面所得數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng) 力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得a 70MPa ,故安-1全。精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險截面截面A, 2, 3, B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起 的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強(qiáng)度 較為寬裕確定的，所以截面 A, 2, 3, B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面4和5處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面5 的應(yīng)力集中的影響和截面 4的相近，但截面5不受扭矩作用，同時軸徑 也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大， 故截面C也不必校核。截面6和7顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系 數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面4左右兩側(cè)即可。截面4左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d 3=0.1 x 34=3930.4mm3抗扭截面系數(shù)WT=0.2d 3=0.2 x 32=7860.8mm3截面4左側(cè)的彎矩M為M=323.7x三6= = 94.56N ?m89截面上的彎曲應(yīng)力。 =-=2080MPa= 13.3MPab W 1562.5截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力t T = WA答 MPa=13.8MPa軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表得。D = 735MPa,=B-1355MPa, r = 200MPa,。5 -1 5截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)查表得：a ° = 2.0,a = 1.31z軸的材料敏性系數(shù)：q ° =0.82 , qz=0.85故有應(yīng)力集中系數(shù)為：k ° = 1 + 0.82 x (2.0 - 1) = 1.82, k r =1 + 0.85 x (1.31 - 1) = 1.26,尺寸系數(shù)為0.67,扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為0.82 ;表面質(zhì)量系數(shù)均為0.92 ;軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，綜合系數(shù)為:,1.821,小“k° =石+贏-仁2"80所以安全系數(shù)為：S° = 2.80 X 13.3+0.1X= 9.51k1.26 = + ° 0.8210.92-1 = 1.62ST20060 呼+0.05 嚀=17.35Scs=9.51 X 17.35V 9.512+17.35 28.3?s = 1.5故可知其安全