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1、 設計題目 減速機設計 院系： 班級： 設 計 者： 學 號： 指導老師： 目錄 第一節(jié) 前言（題目分析和傳動方案的擬定及說明）   第二節(jié) 電動機的選擇和計算  第三節(jié) 齒輪的設計和計算 第四節(jié) 軸的設計和校核  第五節(jié) 軸承的選擇及壽命計算  第六節(jié) 鍵的校核  第七節(jié) 箱體的設計計算 第八節(jié) 軸承的潤滑及密封 第九節(jié) 設計結果 第十節(jié) 小結 第一節(jié)

2、 前言 慢動卷揚機傳動裝置設計 推力機的原理是通過螺旋傳動裝置給推頭傳替力和運動速度。它在社會生產(chǎn)中廣泛應用，包括在建筑、工廠、生活等方面。 1 原始數(shù)據(jù) （1） 鋼繩的拉力 F =18（kN） （2） 鋼繩的速度 V=11 （M/Min） （3） 滾桶的直徑 D=300 （mm） （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，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)。 第二節(jié) 電動機的選擇 一.初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如下

3、圖所示。 （1）由已知得： 則工作機的轉(zhuǎn)速V= ` 則由下面公式可求Pw 執(zhí)行機構的輸出功率P=，其中 F-工作阻力即套筒鋼繩的拉力， V-鋼繩的速度。 對于蝸桿傳動，采用封閉式傳動，對于蝸輪副的傳動效率在η1=（0.70-0.75）之間，則選取η1=0.72，傳動比在10-40之間 對于圓柱齒輪也采用閉式窗洞，傳動效率在η2=（0.94-0.98）之間 則選取η2=0.96，傳動比在3-6之間。 對于聯(lián)軸器功率選取η3=0.99 那么總的傳動裝置的總效率η η＝η1η2η3＝0.72×0.96×0.99＝0.68； η為蝸輪的傳動效率，η為齒輪的

4、效率，η為聯(lián)軸器傳動的效率（齒輪為7級精度，稀油潤滑）。 電動機所需工作功率為： Pd＝＝= =4.8kW (2)確定電動機的轉(zhuǎn)速 卷筒的工作轉(zhuǎn)速為N= 根據(jù)上面確定的蝸桿傳動比為10-40之間，圓柱齒輪的傳動比在3-6之間。則總的傳動比在i總=30-240之間，而根據(jù)總的窗洞比可以算出電動機的轉(zhuǎn)速為Nd=i總×（30-240）=355.8-2846.4r/min 則根據(jù)轉(zhuǎn)速和電動機的功率可以查表得：符合這個轉(zhuǎn)速的有，1440 r/min，960 r/min，2900 r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，查機械手冊得以下幾種電動機的型號： 方案 電動機型號 額定功率

5、 Ped/kW 電動機轉(zhuǎn)速r/min 效率 功率因數(shù) 噪聲 質(zhì)量 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 85.5% 0.87 83 64 2 Y132S-4 5.5 1000 960 85.5% 0.84 78 68 3 Y132M2-6 5.5 1500 1440 85.3% 0.78 91 85 綜上考慮，可以選擇Y132S-4型號電動機 三.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配 則根據(jù)電動機選者好后代原則，蝸桿的傳動比可以初步設定一級傳動蝸桿的傳動比為i1=30

6、，二級傳動的齒輪傳動的傳動比設定為 i2=3.2。 （1）       總傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n0和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n3，可得傳動裝置總傳動比為i＝n1/ n4＝＝84 （2）       傳動裝置傳動比分配 i＝i×i式中i，i分別為減速器的一級傳動蝸輪級齒輪和二級傳動齒輪的傳動比。 一級蝸輪的傳動比取i＝21，則二級齒輪的傳動比為i＝i/ i＝84/21＝4 四.傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算 （1）　各軸轉(zhuǎn)速   

7、; n2＝n1＝960r/min    n3＝n1/i ＝960/21＝46 r/min    n4＝n1/ （i×i）＝960/82=11.67r/min （2）　各軸輸入功率   P1  = 5.5×0.99=5.445KW   P2 =5.445 ×0

8、.72×0.98×0.99=3.83KW P3= 3.83×0.98×0.99=3.68KW P4 =3.68×0.99×0.98=3.58 KW （3）各軸的輸入轉(zhuǎn)距 運動和動力參數(shù)計算結果整理與下表 軸名 效率P（KW） 轉(zhuǎn)距T (NM) 轉(zhuǎn)速n 傳動比 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機 5.5 5.49 960 Ⅰ軸 5.445 5.444 54.7 54.7 960 21 Ⅱ軸 3.92 3.9 1169.8 1169.

9、8 46 4 Ⅲ軸 3.763 3.76 3594 3594 11.67 第三節(jié) 齒輪的設計 一． 斜齒輪的設計要求： （1）選頂齒輪類型，精度，材料及齒數(shù)，設計的壽命為15年（每年工作300天） （2）本方案為二級傳動為斜齒輪傳動， （3）由于轉(zhuǎn)速不太快，可采用一般的7級等級 （4）材料由表10-1選擇齒輪材料：材料選擇，由表10—1選擇兩小齒輪材料都為40Cr（調(diào)質(zhì)）、硬度為280HBS；兩大齒輪材料都為45號鋼（調(diào)質(zhì)）、硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS.。 （5）取小齒輪齒數(shù)為Z1=24大齒輪的齒數(shù)為Z2=4×24=9

10、6則去Z2=96，一般，則在這里取 二.按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（10a-9）進行試算，即 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值： （1）試選定載荷系數(shù)1.6 （1）計算小齒輪的轉(zhuǎn)距： （3）由圖10-30中可以選取ZH=2.433 （4）由圖10-26查得 ，那么。 （5）許用接觸應力 =（539+576）/2=531.25Mpa 由表10-7锝 由表10-6 得ZE=189.8Mpa 由表 10-21 查得小齒輪疲勞強度 由公式10-13 計算循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60×11.68×(2×8×300×1

11、5)=5.045× N2=N1/4=1.26× 則由10-19 查表得 疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96 KHN2=0.98 那么許用應力計算取失效率1% 安全系數(shù)為1 由公式10-12得 2） 計算 ⑴計算小齒輪的分度圓直徑代入中的較小值 =100 ⑵計算圓周速度v： （3）計算齒寬 b= d1 ⑷計算齒寬與齒高之比b/h和模數(shù)m b=d1*=105 模數(shù)：m= d 齒高：h=2.25m=2.25 則 b/h=126/9.9=12.72 ⑸計算載荷系數(shù) 根據(jù)v= 0.83m/s ，7

12、級精度,由10-8查得動載系數(shù)K=1.02 取 由表10—4查得使用系數(shù)： 由表10—9查得 則由表10-13得 故載荷系數(shù) ⑹按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， ⑺計算模數(shù)m：m= d 取m = 4.5 3）按齒根彎曲強度設計： (1)由式10—17得彎曲強度的設計公式為 三 確定各項參數(shù)： 1)計算載荷系數(shù)： 2）從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3）計算當量齒數(shù) 同理得 Zv2=102.

13、12 4)計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)，S=1.4，由表10-20C查得彎曲疲勞強度極限小齒輪為，大齒輪的彎曲強度極限為則可得 []= []= 5)查取齒型系數(shù)查表10-5得 Y，Y， 查取應力校正系數(shù)得：Y, Y 6）計算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪的數(shù)值大。 根據(jù)大齒輪數(shù)值來算則： 對此計算結果由齒面接觸疲勞計算法得Mn大于齒根彎曲疲勞強度計算法面模數(shù)去Mn=4mm，可以滿足接觸疲勞強度，需要接觸疲勞強度算得分度圓直徑d,來計算應有的齒數(shù) Z,那么 Z, 則有i=Z2/Z1=4 誤差=（4-4）/4=0 符

14、合要求 四 幾何中心的計算 1） d, d 2）計算中心距：a= 3） 計算齒輪寬度： b=d1*=100mm 取 B2=105,B1=100 4） 驗算：F=N 〈 100N 二 二級傳動蝸輪齒輪的傳動設計 １． 采用漸開線蝸桿GB/T 10085-1998，根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到傳動的功率不太大速度也不太大，故蝸桿用45鋼，因需要效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45-55HRC，蝸輪用鑄錫磷青銅，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。 ２． 按

15、齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度， 傳動中心距 1） 按Z1=1，有上面所設計的 則 2） 確定載荷系數(shù)K： 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)1，由表選取使用系數(shù)1.15，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)1.05，則 3） 確定彈性影響系數(shù)：因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=160 4） 確定接觸影響系數(shù)： 先假設蝸桿分度圓直徑和中心距的比值為 =0.35，可查得=2.9 5） 據(jù)蝸輪材料可從表中查得蝸輪的基本許用應力=268應力循環(huán)次數(shù)N=60j=

16、3.836* 壽命系數(shù)=0.84 則 =225.27 6）則中心距為 ==209.7mm,因 =21，故按=1計算 ，從表中取模數(shù)=8，蝸桿的分度圓直徑為d1=64mm, 這時 =64/209=0.306，從圖可查得接觸系數(shù)=2.65，因為〈 因此上計算結果可用。 ３． 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1） 蝸桿 軸向齒距=πm=25.133mm直徑系數(shù)10，齒頂圓直徑da1=92mm，=44.8mm 分度圓導程角 蝸桿的 軸向齒厚= 2） 蝸輪 齒數(shù)=31 變位系數(shù)，驗算傳動比, 這時與查表所得的傳動比31相比誤差為 符合要求，

17、 分度圓直徑 d2=mz=321 齒頂圓直徑 =248+28=305mm 齒根圓直徑 =290mm 4．校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據(jù)=-0.6567，從圖中可查得齒形系數(shù)=3.28，螺旋角系數(shù)=0.9586 則許用應力 從表查得=56，壽命系數(shù) 彎曲強度是滿足的。 5． 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T 10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙類為f，標注為8f GB/T 10089-1988 . 第四節(jié) 軸的

18、設計和校核 第一根輸出軸的設計 1． 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=3.83KW，n=960r/min, T=31.07Nm。 2． 求作用在軸上的力： 已知低速級斜齒輪的分度圓直徑為=64mm, F==970N, F=1349N，F(xiàn)a=4496N 3.初步確定軸的最小直徑： 先按式15-2初步計算軸的最小直徑，低速軸Ⅲ材料為鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，根據(jù)15-3初步計算軸徑，取=104得： ,輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 。為了使所選中的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩， 查14-1

19、，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取則 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，考慮到鍵槽對軸的削弱作用 d應該取大5%~7%，現(xiàn)在取用。查標準GB/T5014或手冊，選用H17型彈性拄銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為31070。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂長 4. 軸的結構設計： 1）擬定軸上零件的裝配方案；本設計的裝配方案已經(jīng)在上面分析過了，現(xiàn)在選用上面圖的方案。 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。 （1） 為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設一軸肩，取d,左端用軸端擋圈擋住定位，按軸端直徑取擋圈直徑50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度為了保證軸端擋圈只壓在

20、半聯(lián)軸器上而不壓雜軸端面上，故段的長度略短一點，先取。 （2） 初選軸承為深溝球軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用0基本游隙組，，標準精度級的單列圓錐滾子軸承7218E，其中尺寸為基本尺寸為d故取d而L。 （3） 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為126mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應短于輪轂的寬度，故取齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度h>0.07d,取，則軸環(huán)處的直徑軸環(huán)寬度取。 （4） 軸承蓋的總寬度取為20mm, ,根據(jù)軸承端蓋的裝

21、拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端的距離為故取。 （5） 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離為考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取已知滾動軸承寬度，大錐齒輪輪轂的長度為則 至此，已經(jīng)初步的確定了軸的各段的直徑和長度。 3）軸上零件的周向定位： 齒輪，半聯(lián)軸器的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵截面鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為63mm（標準鍵長見GB/T 1096-1979）,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸

22、的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6，滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處的選軸的直徑尺寸公差為m6. 4) 確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1mm，1mm，1mm，1mm，1mm. 5． 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值，對于7218E型號的圓錐滾子軸承，由手冊查得a=28mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2+L3=90+206.5=296.5mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如下圖）。 從軸的

23、結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險點。現(xiàn)計算出截面C處的 ，以及的值列于下表中： 載荷 水平面 垂直面 支反力 F F 彎矩 M= 總彎矩 扭矩 6. 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)據(jù)可，并取a=0.6,軸的計算應力為： 前已經(jīng)確定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此，故此軸的設計是安全的，符合設計的要求。 第二根軸的設計 1. 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=3.68KW，n=46r/mi

24、n, 2. 求作用在軸上的力： 已知小齒輪的分度圓直徑為d=100mm, 大齒輪的分度圓直徑為d=400mm, F==, F==, F= F F=F, 3. 初步確定軸的最小直徑： 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，取 d。 顯然，此處為軸的最小直徑，即此處軸與軸承的內(nèi)徑相同。 ４． 軸的結構設計： 1）擬定軸上零件的裝配方案； 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。 （1）為了滿足軸向定位要求，在軸處右邊設一軸肩，取左右兩端用軸承端蓋封閉。 （2）初選軸承為滾子軸承，根據(jù)d可得

25、 (3)由于右邊的輪觳寬度為76mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L.同理，取L （4）根據(jù)箱體的總長度可求得，d4-5=40 mm （5）， （6）， (7)軸承蓋的總寬度取為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為30mm.至此軸Ⅱ的各端長度和直徑都已確定。 3）軸上零件的周向定位： 齒輪和軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊查得平鍵截面，b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為70mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選

26、擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，按d有手冊查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為50mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1.5mm，2.0mm，2.0mm，1.5mm. 5)首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。軸承由手冊查得寬度為15mm，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為77+116+62=255mm,根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的，M，M值列于下

27、表： 載荷 水平面 垂直面 支反力 F,F F F 彎矩 M M M 總彎矩 扭矩 T 6）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。查表可得 前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。 第三根軸的設計 1．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=3.58KW，n=11.68r/min, T=2861.7NM。 2．求作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為d=248mm,F==N, F= F 3．初步確定軸的最小直徑：

28、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 d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)距： 取K T 采用彈性塊聯(lián)軸器TL 11型，半聯(lián)軸器的孔徑d長度172mm，聯(lián)軸器與軸的配合長度為L，取d=95mm。 4．軸的結構設計： 1）擬定軸上零件的裝配方案； 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度。 （1）為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設一軸肩，取d右端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑105mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上，故段長度比L稍短些，現(xiàn)取L （2）初選軸承為滾動球軸承，根據(jù)d

29、在軸承中選取0基本游隙組，，基本尺寸為d故取d而L其右端采用軸肩進行定位，取h=7mm,故d (3)由于輪觳寬度為100mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪觳寬度，故取L左端采用軸肩定位，軸肩高度h所以d (4)軸承蓋的總寬度取為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁S為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加以添加潤滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為30mm. (5)齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為, 蝸輪與圓住齒輪之間的距離C=20mm。則可算得L至此軸的各端長度和直徑都已確定。 3）軸上零

30、件的周向定位： 齒輪和半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為40mm,同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接也選用平鍵截面為20mmmm,長度90mm, 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渡配合來保證的，此處的選軸的尺寸公差為m6. 4)確定軸上圓角和倒角尺寸：取軸左端的倒角為2.5，其右端倒角2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.0mm. 5)首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定支點位置時承，應從

31、手冊中查無a值。對于32017型深溝球軸承由手冊查得a=31mm,因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為118+174=292mm,根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的，M，M值列于下表： 載荷 水平面 垂直面 支反力 F,F F,F 彎矩 Mh 總彎矩 M1= M2= 扭矩 T 6）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度。查表可得 前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得[]=60MPa,因此[]。故安全。 7）精確校核

32、軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面：截面A， B只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面A，B，無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最為嚴重：從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面Ⅳ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸的直徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大，而且軸徑也最大，故截面C也不必強度校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必校核，因為是鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因此只需校核Ⅳ截面左右兩側(cè)即可。

33、 （2）截面Ⅳ左端： 抗彎截面系數(shù)：W=0.1 抗扭截面系數(shù)：W 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M：M= 截面上的扭矩T：T=2861700N 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得=640MPa,,.截面由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及可查表得出，由于，經(jīng)插值 后可查得=2.0，=1.31。則可查得材料敏性系數(shù)為q,故有效集中系數(shù)按下公式可得kq0.83(2.0-1)=1.83, kq0.9(1.31-1)=1.27.得材料尺寸系數(shù)又可查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)，軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即則可公式可得綜合系數(shù)值為 K，由此得到碳

34、鋼的特性系數(shù)：，取， 于是，計算安全系數(shù)S值，可按以下公式獲得：S S S 故可知其安全。 （3）截面Ⅳ的右側(cè)： 抗彎截面系數(shù)：W=0.1 抗扭截面系數(shù)：W 截面Ⅳ右側(cè)的彎矩：M= 截面上的彎曲應力： 截面上的扭矩：T=2113500N 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力：。過盈配合處的值，用插入法取出： 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為,則可公式可得綜合系數(shù)值為, K 所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為：S S S 故可知其安全 第五節(jié) 軸承的校核 高速級

35、軸的軸承的校核 初步選滾動軸承：因軸承受有徑向力和軸向力作用，選用圓錐滾子軸承d=25mm.選取0組游隙，標準的圓錐滾子軸承7205，基本尺寸 d*D*T=25*52*16.25mm. 1、軸承的受力分析 垂直面內(nèi)軸的受力 水平面內(nèi)的受力 齒輪減速器高速級傳遞的轉(zhuǎn)矩：T 軸承的垂直面的支座反力分別為：F2139N；F363N； 所處軸承的水平面的支座反力分別為F=845N；F=845N； 根據(jù)受力分析及實際情況，選擇角接觸球軸承7408AC 2、軸承受徑向力分析 軸承輕微沖擊或

36、無沖擊，查表13-6得沖擊載荷系數(shù)： 軸承A受的徑向力F= 軸承B受的徑向力：F= ； 3、軸承壽命計算與校核 因：，則按軸承A來計算軸承壽命。 L2.610H 實際工作需要的時間為L=24*300*3=21600h，故所選軸承滿足壽命要求。 （二）中間級軸承的設計與校核 1、 中間級受力分析 作用在中間級大齒輪（從動輪）上的力為： 作用在中間級小齒輪（主動輪）上的力為： F==N, F= F 作用在中間級大齒輪（從動輪）上的力為： F=F, F==N, 其所受力的方向與高速級小齒輪的方向相反，大小相同。 2、計算軸上的支反力 垂直面的支座

37、反力分別為： F F 水平面的支座反力分別為：F,F 3、軸承的選擇與計算 根據(jù)受力分析及實際情況，選擇角接觸球軸承7408AC。 軸承A受的徑向力：F= 軸承B受的徑向力：F= 4、軸承壽命計算與校核 因：，則按軸承A來計算軸承壽命。 Lh 實際需要的工作時間是L=24*300*3=21600h，故所選軸承滿足壽命要求。 （三）低速級軸承的設計與計算 1、 低速級軸和軸承所受的力 3． 圓周力：F==N, 徑向力F= F 作用在低速級齒輪上的力為： 軸承的垂直面的支座反力分別為：F,F 軸承的水平面的支座反力分別

38、為：F,F； 2、 初選軸承型號 根據(jù)受力分析及實際情況，初選深溝球軸承6013 3、 計算軸承受的徑向力 軸承A：F=； 軸承B：F=N； 5軸承壽命計算與校核 因：Pa>Pb則按軸承A計算軸承壽命。 Lh 實際工作需要的時間L=24*300*3=21600h軸承滿足壽命要求。 第六章 鍵的選擇與校核 設定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪2與中間軸之間的鍵為鍵2，齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3，齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4，輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵5。 鍵的類型 1、根據(jù)軸的直徑選擇

39、鍵 根據(jù)條件選取的鍵型號規(guī)格如下（參考表2）： 鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b=12mm h=8mm L=50mm 鍵2：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=50mm 鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=70mm 鍵4：圓頭普通平鍵（A型） b=20mm h=12mm L=70mm 鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b=20mm h=12mm L=90mm 2、校核鍵的承載能力 因為：鍵1受到的轉(zhuǎn)距T1=20.89N·m 鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=255.3N·m 鍵3受到的轉(zhuǎn)距T

40、2=622.4N·m 鍵4受到的轉(zhuǎn)距T4=2113.5N·m 鍵5受到的轉(zhuǎn)距T5=2113.5N·m 鍵的材料為鋼，輕微沖擊，[]為100~120Mp，取[]=110 Mp 鍵的校核公式：（k=0.5h l=L-b d為軸的直徑） 所以： 校核第一個鍵：≤[] 校核第二個鍵：≤[] 校核第三個鍵：≤[] 校核第四個鍵：≤[] 校核第五個鍵：≤[] 第七節(jié)  箱體的設計計算 名 稱 符號 減速器型式及尺寸關系mm 蝸桿減速器 機座壁厚 δ 0.025a+3=10.

41、225>8, 取δ=11.08 機蓋壁厚 δ1 蝸桿在下：δ1=0.02n+3=8.78>8z 取=9.418 機座凸緣厚 b b= 機蓋凸緣厚 b1 b1 = 機座底凸緣厚 b2 b2= 地腳螺釘直徑 df df =.036a+12=19.272 地腳螺釘數(shù)目 n 8 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 0.75 df=0.075×19.272=14.454 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6) df=9.636 聯(lián)接螺栓d2的間距 l 150~200,取180 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4~0.5)d

42、f=8~10取8M 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4)df=6~8取6M 定位銷直徑 d 0.75×12=9取10M df d1 d2至外機壁距離 c1 查表得C1min=22mm df d2至凸緣邊緣距離 c2 查表得C2min=20mm 軸承旁凸臺半徑 R1 R1=C2min=20mm 凸臺高度 h 根據(jù)底速級軸承座確定， 外機壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+(8~12)=22+20+8=48~52 取52 大齒輪頂圓（蝸輪外圓） 與內(nèi)機壁距離 Δ1 >1.2δ=13.2, 取14

43、 蝸輪齒輪端面與內(nèi)機壁距 離 Δ2 >δ, 取12 機蓋 機座肋厚 m1 m m1≈0.85δ1 取8 m≈=8 軸承端蓋外徑 D2 軸承孔直徑+（5~5.5）嵌入式端蓋d2=1.2D+10 軸承端蓋凸緣厚度 t (1~1.2) d3=9.636 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s s≈D2 螺栓直徑 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 c1min 13 16 18 22 26 34 40 c2min 11 14 16 20 24 28 34 沉頭直徑 20 24 24

44、 32 40 48 60   第八節(jié) 軸承的潤滑及密封 根據(jù)軸頸的圓周速度,軸承可以用潤滑脂和潤滑油潤滑,由于齒輪的轉(zhuǎn)速根據(jù)以知是大于2m/s,所以潤滑可以靠機體的飛濺直接潤滑軸承?；蛞龑эw濺在機體內(nèi)壁上的油經(jīng)機體泊分面上的油狗流到軸承進行潤滑，這時必須在端蓋上開槽。如果用潤滑脂潤滑軸承時，應在軸承旁加擋油板以防止?jié)櫥魇?。并且在輸入軸和輸出軸的外伸處，都必須密封。以防止?jié)櫥屯饴┮约盎覊m水汽及其它雜質(zhì)進入機體內(nèi)。密封形式很多，密封效果和密封形式有關，通常用橡膠密封效果較好，一般圓周速度在5m/s以下選用半粗羊毛氈封油圈。 第九節(jié) 設計結果 1

45、. 最終實際傳動比 i 高速級齒輪 低速級齒輪 21 4   2. 各軸轉(zhuǎn)速n (r/min) (r/min) (r/min) 960 46 11.67   3. 各軸輸入功率 P （kW） （kW） （kW） 3.83 3.68/ 3.58   4. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T (N·m) (N·m) (N·m) 31.07 764 2861.7   6．高、低速級齒輪參數(shù)（單位 mm）   名稱 高速級 低速級 中心距a(mm) 207 26

46、8 摸數(shù) (mm) 8 4 齒 數(shù) 2 31 44 104 分度圓 直徑 （mm） 64 100 (mm) 248 400 齒 寬 （mm）       76 100 （mm） 76      105 齒輪等級精度        7 7 材料及熱處理 20CrMnTi，齒面滲碳淬火，齒面硬度58~62HRC 45鋼，調(diào)質(zhì)后淬火，齒面硬度40~50HRC

47、60; 7. 鍵的尺寸參數(shù) 鍵 B (單位 mm) H (單位 mm) L (單位 mm) 1 12 8 50 2 16 10 50 3 16 10 70 4 20 12 70 5 20 12 90 小結 本次設計是慢動卷揚機傳動裝置的設計，設計過程中出現(xiàn)了許多的問題，但是在老師的指導下都得以解決。由于本人水平有限在設計中難免出現(xiàn)許多的錯誤，希望得到老師的指點及更正，使我能了解自己的不足并能夠加以改正，從而在實踐中獲得經(jīng)驗。穩(wěn)固自己的理論知識，并進一步的強化所學內(nèi)容。最后非常感謝在設計過程中給我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W。