毕业设计（论文）-电梯少齿差传动减速器的设计.doc

聊城大学东昌学院本科毕业论文目 录目 录I摘 要IAbstractII1绪 论11.1电梯的发展状况11.2电梯的结构组成31.3电梯的驱动装置和制动系统31.3.1驱动装置31.3.2制动系统31.3.3少齿差齿轮传动的基本原理、特点和应用32电梯驱动系统的设计52.1电梯用电动机的选择设计52.1.1电梯常用电机类型52.1.2 电动机的选择计算52.2 制动器的设计62.2.1 制动器的工作原理和基本要求62.2.2 常见电磁制动器的类型:72.2.3电磁制动器的尺寸设计73少齿差传动减速器的设计93.1 少齿差传动传动机构的结构分析93.2 少齿差传动的几何尺寸计算和运动参数设计93.2.1 类型选择及齿轮齿数确定93.2.2 基本参数的选择103.2.3 齿顶厚123.2.4 两个主要限制条件的验算153.2.5 渐开线少齿差行星传动的强度计算163.3 轴的设计计算213.3.1 输入轴213.3.2 输出轴273.4 轴承的选择设计293.4.1 轴承1、4的设计计算293.5 减速器的箱体设计34结论36参考文献37致 谢38- II -摘 要电梯产品作为机电一体化的特种设备，是机械装置、电力驱动和计算机控制的集中体现。节能技术、控制技术、安全技术以及新技术材料在电梯上的应用带动整个行业的技术进步。少齿差行星齿轮传动是专指渐开线少齿差行星齿轮传动而言的。渐开线少齿差行星齿轮传动以其适用于一切功率 、速度范围和一切T作条件，受到了世界各国的广泛关注。成为世界各国在机械传动方面的重点研究方向之一。关键词：少齿差；齿轮传动；AbstractElevator products as electromechanical integration of special equipment,is a mechanical device, electric drive and computer control of the concentrated.Energy saving technology, control technology, security technology and new materials technology application in elevators along the entire line.Planetary gear drive with small teeth difference is to point to the involute planetary gear drive with small teeth difference character.Involute planetary gear drive with small teeth difference with its applicable to all power, speed range and all T conditions, got the wide attention of the world. Become the world in the mechanical transmission is one of the key research direction.Key words: Elevator; few teeth difference; gear transmission;电梯少齿差传动减速器的设计1绪 论1.1电梯的发展状况电梯的雏形是公元前1115年至1079年间我国劳动人民发明辘轳。1852年，世界上第一台在德国柏林电梯诞生了，采用电动机拖动。以后，美国出现以蒸汽机为动力的客梯。美国人奥的斯研究出电梯的安全装置，开创了升降机工业或者说电梯工业新纪元。1857年，世界第一台载人电梯问世，为不断升高的高楼提供了重要的垂直运输工具。1889年奥的斯公司在纽约试制成功第一台电力驱动蜗轮减速的电梯，这一设计思想为现代化的电梯奠定了基础，它的基本结构至今仍被广泛使用。100多年来，中国电梯行业的发展经历了以下几个阶段 ：对进口电梯的销售、安装、维保阶段(19001949年)，这一阶段我国电梯拥有量仅约1100多台；独立自主，艰苦研制、生产阶段（19501979年），这一阶段我国共生产、安装电梯约1万台；建立三资企业，行业快速发展阶段（自1980年至今），这一阶段我国共生产、安装电梯约40万台。目前，我国已成为世界最大的新装电梯市场和最大的电梯生产国。电梯产品作为机电一体化的特种设备，是机械装置、电力驱动和计算机控制的集中体现。节能技术、控制技术、安全技术以及新技术材料在电梯上的应用带动整个行业的技术进步。国际上电梯技术水平较高的国家主要是德国、美国、日本、瑞士等，这些国家的电梯品牌在设计、制造及技术性能等方面均居于世界领先地位，电梯的原创技术基本为这些厂家开发。目前我国电梯在技术水平上与世界先进水平相差不多，差距主要集中在高端市场高速电梯产品、节能环保型电梯技术、既有建筑传统电梯节能改造技术、电梯智能化信息化控制技术等方面，技术差距一般在510年。中国电梯行业外商云集，国际上最大的电梯公司几乎全部进入中国，最先进的电梯产品争先在中国生产。美国奥的斯、瑞士迅达、芬兰通力、德国蒂森，日本三菱、日立、东芝、富士达等世界最负盛名的电梯公司先后在北京、天津、上海、广州、沈阳、杭州、廊坊等地投资建厂。他们大多用合资的方式建设了最好的工厂，装备了最好的设备，引进了最好的技术，合资企业在国内的市场份额已超过80%。2008年中国电梯产量达25万台，2009年我国电梯产量比2008年增长5%，出口减少30%左右，国内市场增长13%。在电梯采购量急速上升的同时，巨大的电梯能耗已使电梯节能作为电梯行业发展的一项重要指标。实际上，近年各大电梯厂商纷纷加大了节能电梯的研发力度，节能电梯正成为国内越来越多的大型工程的首选，也成为了电梯行业的发展趋势。随着旧楼加装电梯、楼宇电梯改造以及房地产市场快速发展，对电梯的需求越来越大。估计未来50年中国新增住房面积将达到200亿平方米。国家规定20米以上高楼就应安装电梯，因此未来电梯最大的市场就是住宅市场。此外，机场、商场、地铁等大型公共设施建设对自动扶梯、观光电梯等电梯的需求量也十分可观。在今后几年无论是行业发展将有很大飞跃，行业思维也将有很大改进，产品质量更稳定发展。1.2电梯的结构组成电梯一般由以下几部份组成：1、曳引系统2、导向系统3、门系统4、轿箱系统5、重量平衡系统6、电气控制系统7、安全保护系统1.3电梯的驱动装置和制动系统 1.3.1驱动装置根据电梯使用的不同要求，电梯的驱动可采用曳引驱动，液压驱动，卷筒驱动，及齿轮齿条，螺杆驱动等方式。 1.3.2制动系统电梯中大多采用电磁制动器，安装在曳引机上，一般与电动机同轴。通电时松开，断电时抱闸。 1.3.3少齿差齿轮传动的基本原理、特点和应用少齿差行星齿轮传动原理图1.1所示渐开线少齿差行星传动机构示意图中，1为固定中心内齿轮，2为行星轮，运动由系杆H输入，通过等角速比机构由轴V输出。由于中心轮与行星轮的齿廓均为渐开线，且齿数差很少（一般为14）故称为少齿差行星传动，又称KHV行星轮系。 图1-2 渐开线少齿差行星传动机构示意图 一般所讲的少齿差行星齿轮传动是专指渐开线少齿差行星齿轮传动而言的。渐开线少齿差行星齿轮传动以其适用于一切功率 、速度范围和一切T作条件，受到了世界各国的广泛关注。成为世界各国在机械传动方面的重点研究方向之一。少齿差行星齿轮传动的特点和应用(1)加工方便、制造成本较低渐开线少齿差传动的特点是用普通的渐开线齿轮刀具和齿轮机床就可以加工齿轮，不需要特殊的刀具与专用设备，材料也可采用普通齿轮材料 。(2)传动比范围大，单级传动比为 101000以上 。(3)结构形式多样，应用范围广，由于其输入轴与输出轴可在同一轴线上，也 可以不在同一轴线上，所以能适应各种机械的需要 。(4) 结构紧凑 、体积小、重量轻 ，由于采用内啮合行星传动，所以结构紧凑。(5)运转平稳、噪音小、承载能力大。2电梯驱动系统的设计2.1电梯用电动机的选择设计 2.1.1电梯常用电机类型电梯用电动机应具有断续周期性工作,频繁启动,正反方向运转,较大的启动转矩,较硬的机械特性,较小的启动电流等特性.分为交流电动机和直流电动机两种.交流电动机分为异步电动机,同步电动机,永磁同步电动机。 2.1.2 电动机的选择计算电梯电动机的容量在初选和核算时，可用经验公式按静功率，计算公式为： (2.1)式中：P电动机功率（kW）；K电梯平衡系数；Q电梯额定载重量（kg）；V电梯额定速度（m/s）；载重效率系数。对于电梯平衡系数K，此处设计应用为客梯，取K=0.4；电梯额定载重量为1500kg；额定速度为0.25m/s；载重效率系数，对交流电梯取0.5；直流电梯取0.7；此处为交流电梯，取0.5。代入数据，可得所需电机净功率为：对于少齿差齿轮传动，效率一般为0.8-0.94，此处取0.9；联轴器效率一般取0.99。在输出轴和电机之间，机械传动总效率=0.90.99=0.891；则电机额定功率据此，选择电动机型号为：Y132M2-6型三相异步电动机。额定功率为5.5kW，额定电流为12.6A，额定转速为960r/min。2.2 制动器的设计 2.2.1 制动器的工作原理和基本要求1 工作原理当电梯处于静止状态时，曳引电动机、电磁制动器的线圈中均无电流通过，这时因电磁铁芯间没有吸引力、制动瓦块在制动弹簧压力作用下，将制动轮抱紧，保证电机不旋转；当曳引电动机通电旋转的瞬间，制动电磁铁中的线圈同时通上电流，电磁铁芯迅速磁化吸合，带动制动臂使其制动弹簧受作用力，制动瓦块张开，与制动轮完全脱离，电梯得以运行；当电梯轿厢到达所需停站时，曳引电动机失电、制动电磁铁中的线圈也同时失电，电磁铁芯中的磁力迅速消失，铁芯在制动弹簧的作用下通过制动臂复位，使制动瓦块再次将制动轮抱住，电梯停止工作。制动器是电梯曳引机中最重要的安全装置，它能使运行的电梯轿厢和对重在断后后立即停止运行,并在任何停车位置定位不动。在正常断电或异常情况下均可实现停车。2 制动器功能基本要求：当电梯动力电源失电或控制电路电源失电时，制动器能立即进行制动。当轿厢载有125%额定载荷并以额定速度运行时，制动器应能使曳引机停止运转。电梯正常运行时，制动器应在持续通电情况下保持松开状态；断开制动器的释放电路后，电梯应无附加延迟地被有效制动。切断制动器的电流，至少应用两个独立的电气装置来实现。电梯停止时，如果其中一个接触器的主触点未打开，最迟到下一次运行方向改变时，应防止电梯再运行。装有手动盘车手轮的电梯曳引机，应能用手松开制动器并需要一持续力去保持其松开状态。 2.2.2 常见电磁制动器的类型: 1电磁粉末制动器2电磁涡流制动器3电磁摩擦式制动器结构组成：制动电磁铁、制动臂、制动瓦块、制动弹簧。 2.2.3电磁制动器的尺寸设计根据电动机的参数性能，选择短程直流电磁铁块式制动器，如图2-1图2-1 短行程直流电磁铁块式制动器1-直角杠杆；2-调整螺钉；3-弹簧；4-手柄；5-动铁心制动器型号：TJ2A-300型电磁制动器（JB/ZQ4715-1998）。宽度430mm，高度623mm；制动轮直径为300mm，额定制动转矩为2400Nm 。3少齿差传动减速器的设计3.1 少齿差传动传动机构的结构分析设计少齿差行星传动与设计简单的行星齿轮传动一样，首先应该合理的选择其结构型式。此次设计中，少齿差减速器是应用在升降式电梯中的，启动很频繁，载荷较小，无剧烈冲击，工作条件较好。初步选定卧式K-H-V型少齿差行星传动结构。图3-1 K-H-V型少齿差行星传动机构3.2 少齿差传动的几何尺寸计算和运动参数设计 3.2.1 类型选择及齿轮齿数确定1按图3.1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；2齿数计算曳引轮的转速 (3.1)代入数据： 电机转速： 3.齿轮减速器的减速比为：图3.1中的减速比计算公式为：故 齿数差一般为14；若，则为，与理论减速比差别较大，不合适。若，则；内齿轮齿数取偶数，则也应取偶数。取，则，此时，符合要求。 3.2.2 基本参数的选择行星轮材料选用38SiMnMo，调质，表面淬火，HRC45-55（硬齿面）；内齿轮材料选用，调质，渗碳淬火，HRC48-55（硬齿面）精度选用7级齿数：，模数： m=2压力角：压力角已经标准化，较常用的压力角为或等；我国规定标准压力角。所以，这里采用的压力角为：齿顶高系数：在少齿差行星传动中，目前采用的齿顶高系数为。经研究可知，在齿数差一定的情况下，适当减少值，可使啮合角减小。这不仅有利于消除齿廓重叠干涉，而且也有利于提高传动效率和轮齿的弯曲强度；但会致使齿轮啮合副的重合度降低。齿顶高系数选择：顶隙系数：根据我国基准齿形规定，渐开线齿轮的顶隙系数，故一般齿轮刀具的齿顶高系数为。在少齿差行星传动中，若取齿顶高系数为，则得其顶隙系数为，可见径向间隙增大很多。实际上，对于渐开线齿轮的短齿廓，一般取其顶隙系数为。当采用插齿法或剃齿法加工齿轮时，顶隙系数允许增加到。顶隙系数选择：插齿刀齿数：在加工内齿轮时，大都选用标准插齿刀具。为了避免被加工内齿轮产生顶切现象，就应合理地选取插齿刀齿数。当被加工内齿轮的齿数一定时，若插齿刀齿数越少，则产生范成顶切的可能性越大。内齿轮齿数为，选取插齿刀齿数为。（见行星齿轮传动机构P393）啮合角和变位系数的确定：采用试凑法。取变位系数 ，。计算无齿侧间隙啮合方程式 （3.2）代入数据，则有查渐开线函数表，可得，即：中心距分离系数：代入数据，可得：中心距：中心距公式为： （3.3）代入数据，可得： 3.2.3 齿顶厚齿顶厚公式：外齿轮： （3.4）内齿轮： （3.5）式中：切向变位系数；这对齿轮无切向变位，所以：。齿顶圆压力角；计算公式为：，对于外齿轮来说，齿根圆直径： （3.6）齿顶圆直径： （3.7）基圆直径： （3.8）对于内齿轮来说，齿根圆直径： （3.9） 式中，为加工时的中心距；为插齿刀的齿顶圆直径。齿顶圆直径： （3.10）基圆直径： （3.11）代入数据得：加工内齿轮时的啮合角为： （3.12）查渐开线函数表，可得，即：则可得 则外齿轮齿顶厚：所以，符合要求。所以，符合要求。 3.2.4 两个主要限制条件的验算在进行了少齿差行星传动基本参数的选择和几何尺寸的计算之后，接着应进行其两个主要限制条件的验算，两个主要限制条件是：连续啮合传动条件和内啮合齿轮副的安装条件。连续啮合传动条件为了保证内啮合齿轮副连续传动，一般必须使少齿差行星传动的重合度1。验算内啮合齿轮传动连续啮合条件的公式： （3.13）代入数据，可得：所以，1，符合要求。内啮合齿轮副的安装条件对于齿数差较大的（例如齿数差大于10的）渐开线内啮合齿轮副，可以较方便地将外齿轮1从轴向装入到内齿轮2中，且可以与其进行正常的啮合传动。但是当齿数差较少时，将会使其轮齿产生碰撞现象：即两轮的齿廓将会重迭起来，而无法将外齿轮1从轴向装入到内齿轮2中去。验算其齿廓不重迭干涉条件的公式： （3.14）式中，辅助角，rad。可按下式求得： （3.15） （3.16）根据之前求出的齿顶圆直径可得：，。代入数据得：换算成弧度，即：；代入数据，可得：所以符合要求。 3.2.5 渐开线少齿差行星传动的强度计算少齿差行星传动中作用力的分析内齿轮作用在行星轮上的分度圆切向力 （3.17）则，节圆切向力为：径向力为： 各柱销作用于行星轮上合力的近似最大值 （3.18）行星轮对柱销的最大作用力：转臂轴承受力：注：以上的式子中，输出转矩，在双偏心（即行星轮个数为2）时，以代替，；行星轮分度圆直径，；销孔中心圆半径，；柱销数目。；由之前的数据可得，行星轮齿根圆半径为387.6mm，则取销孔中心圆半径为150mm，柱销数目取8。则代入受力分析的公式可得：少齿差行星传动的齿根弯曲强度计算在渐开线少齿差行星传动中，由于啮合齿轮副为内接触，其两齿廓的曲率中心在同一方向，而且两曲率半径相差甚小；因此，相互的接触面积大，接触应力较小。所以，对于少齿差行星传动，其主要的失效形式一般为轮齿折断；而不会产生齿面点蚀破坏。故在此仅需要进行齿根弯曲强度计算，且不需要验算其齿面接触强度。对于渐开线少齿差行星传动，其行星轮和内齿轮可采用如下的齿根弯曲强度验算公式：；式中，分别为行星轮和内齿轮的齿根弯曲应力，；b齿宽，；分别为行星轮和内齿轮的齿形系数；K载荷系数；行星轮间载荷分配不均匀系数，可取；分别为行星轮和内齿轮的许用齿根弯曲应力，。齿宽b,在少齿差行星传动中，通常取齿宽系数为0.1到0.2，在此处，齿宽初取为45mm。（考虑到后面选择轴承）载荷系数K，可按下式确定： （3.19）试用场合系数是考虑由于啮合外部因素引起的过载影响的系数，其值取决于原动机和工作机的特性、质量比、联轴器以及运行情况。在这里，取。动载系数是考虑大、小齿轮啮合振动产生的内部附加动载荷影响的系数。系数值与齿轮副的传动误差，大、小齿轮的质量，啮合刚度，特别是在啮合循环中的刚度变化，切向力的大小，以及承载齿面上的接触情况等因素有关。在这里，取。载荷分布系数是考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀的影响系数。系数值与齿轮的制造精度、安装布置情况，齿轮刚度，轮齿接触变形，以及附加载荷等因素有关。在这里，取。则有：行星轮间载荷不均匀系数主要是考虑到：由于转臂和齿轮及其箱体等的制造和安装误差、构件的受载变形及传动机构的结构等因素，而致使各行星轮间载荷分布不均匀。在行星齿轮传动中，其行星轮间载荷分布不均匀系数的数值范围为。（为行星轮个数）在这里，行星轮个数为2，所以，取。齿形系数，通过查表可得： 代入数据，可得：；关于许用齿根应力的计算：设计的行星齿轮为单向受载，则其许用齿根应力为：式中轮齿的弯曲疲劳极限，；通过查表可得，值为800到900，这里取；对于承受载荷的可正、反方向运行的齿轮，其值应乘以系数，取；弯曲安全系数；通过查表得到；尺寸系数，按模数查表，可得：；弯曲寿命系数；设计采用的是硬齿面，则：电梯载荷比较稳定，其应力循环次数为：式中 在行星传动中，齿轮相对于转臂H转速，； ；齿轮每转一周，同一侧齿面的啮合次数，则；在载荷作用下的工作总时数，h；代入数据，可得：所以，远远大于，则取，即得。所以，符合齿根弯曲强度要求。3.3 轴的设计计算轴的扭转强度条件为： （3.20）式中：扭转切应力，；轴所受的扭矩，； 轴的抗扭截面系数，；轴的转速，； 轴传递的功率，；计算截面处轴的直径，； 许用扭转切应力，。由上式可得轴的直径：式中，查表（机械设计P370）。当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的削弱。对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大3%；有两个键槽时，应增大7%。对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大5%到7%；有两个键槽时，应增大10%到15%。然后将轴径圆整为标准直径。 3.3.1 输入轴1、初步确定轴的最小直径材料采用40Cr，调质。由之前计算的齿轮径向力可知，输入轴所受的弯矩较大，所以取，功率P取电机功率，转速为960。则初步确定轴的最小直径为：由于要采用联轴器传递动力，所以轴端需要开键槽，轴径增大5%，即：输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图3-2）。为了使所选的的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查表（机械设计表14-1 P351），考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准，选用HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。2、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，经过分析，采用图3-2所示的装配方案。图3-2 输入轴结构与装配根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3轴段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，现取；5-6轴段直径取25mm；4-5轴段直径取30mm，取3-4轴段直径为35mm。2）初步选择滚动轴承。输入轴上安装有四个轴承，从左至右依次为轴承1、轴承2、轴承3、轴承4。因轴承只受径向力（轴向力没有，或者很小），故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据安装及定位条件，由轴承目录中初步选取深沟球轴承6206型与6205型，6206型轴承的尺寸为：，故；6205型轴承的尺寸为：。取安装偏心轴套处的轴端直径为25mm；左行星轮轴承的左端与左轴承采用套筒定位；右行星轮轴承的右端与右轴承也采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧轴承，轴套与轴承配合处的长度应略短于轴承宽度B。轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加润滑脂的要求，去端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离，故取；取。取轴承1和轴承2之间的间距为14mm；轴承2和轴承3的间距为5mm；轴承3和轴承4的间距为10mm；故。轴承4采用圆螺母实现轴向定位。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位半联轴器、偏心轴套与轴的周向定位均采用平键连接。与半联轴器连接的平键规格为：；与偏心轴套连接的平键规格为：。确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2（365页），取轴端倒角为，各轴肩出的圆角半径取2mm。3、求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3-2）做出轴的计算简图（图3-3）。作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图3-3）。图3-3 输入轴的载荷分析图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B出的及的值列于下表。载荷垂直面V支反力F弯矩M扭矩T4、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。轴的弯扭合成强度条件为：式中：轴的计算应力，MPa；轴所受的弯矩，；轴所受的扭矩，；轴的抗弯截面系数，计算公式（见机械设计 373页）；对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，其值通过查表得到（机械设计 362页）。根据上表中的数据，以及轴双向旋转，运行过程中，受力情况相当于固定心轴，考虑启动、停车等，在计算时，扭转切应力视为脉动循环变应力，取（机械设计 374页），由于截面B处开有键槽，则轴的抗弯截面系数 （3.21）则，轴的计算应力固定心轴的许用应力应为（为脉动循环变应力时的许用弯曲应力），。则，则不符合要求，需要加大直径。经过计算、调整，确定5-6轴段的直径为45mm；4-5轴段的直径为50mm；轴承均采用圆柱滚子轴承，轴承1型号为NUP2310E,尺寸参数为：；轴承4型号为NUP2309E，尺寸参数为：；（此处受径向力较大，考虑寿命问题，选用深沟球轴承会造成安装尺寸过大，在轴承设计计算部分会说明。）1-4轴段径向尺寸也随之调整，3-4轴段直径取60mm；2-3轴段直径取50mm；1-2轴段直径取30mm；联轴器型号为HL2型弹性柱销联轴器，J型轴孔，轴孔长度L=60mm。1-2轴段的长度调整为58mm；与半联轴器连接的平键尺寸为轴的支承跨距。与偏心轴套连接的平键尺寸为：此时，截面B的及的值为：载荷垂直面V支反力F弯矩M扭矩T按弯扭合成应力校核轴的强度而轴的许用弯曲应力：所以，符合强度要求。 3.3.2 输出轴1、初步确定轴的最小直径材料采用40Cr，调质。由之前计算的输入轴轴承所受径向力以及输出轴的结构可知，输出轴所受的弯矩较大，所以取，功率P取电机功率与减速器效率的乘积，转速为9.9。则初步确定轴的最小直径为：由于要采用曳引轮传递动力，所以轴端需要开键槽，并且传递的扭矩很大，采用花键轴设计（矩形花键），查机械设计手册（单册全本），选用的花键轴规格为：。由于输出轴受力复杂，属于多支点支承，因此在本次设计中不进行弯扭合成强度校核。2、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案经过分析，采用图3-4所示的装配方案。图3-4 输出轴的结构设计3、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。从左至右依次为轴承5和轴承6。轴承5，型号：6026型深沟球轴承，尺寸数据为：；轴承6，型号：6220型深沟球轴承，尺寸数据为：取轴承5和轴承6之间的间距为60mm。5）轴承5内圈采用轴肩实现轴向定位。外圈可窜动。轴承6采用外圈止动环加轴承端盖实现轴向定位，内圈采用轴肩实现定位。，至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位曳引轮与轴的周向定位采用花键连接。花键的尺寸参数为：；确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计教材表15-2（365页），取轴端倒角为。3.4 轴承的选择设计 3.4.1 轴承1、4的设计计算所需轴承应具有的基本额定动载荷C（单位为）为： （3.22）载荷，单位：；，原动机为电动机，则取；轴承1、4所受的径向力相同，都为，轴向力都为0；预期计算寿命，单位：小时；由于径向力比较大，按照设计寿命5年，每年300天，每天12小时计算。轴承转速，单位为。指数；对于滚子轴承，；对于球轴承，。这里采用圆柱滚子轴承。代入数据，可得;查机械设计手册后，选取NUP2310E型圆柱滚子轴承，其尺寸参数为：；基本额定动载荷C=155kN。则轴承1的基本额定寿命为：寿命超过十年。符合要求。对于轴承4来说，轴承所受载荷P与轴承1相同，由于结构设计不同，轴承4的转速为960+9.9=969.9。则轴承4应具有的基本额定动载荷C（单位为）为：查机械设计手册后，选取NUP2309E型圆柱滚子轴承，其尺寸参数为：；基本额定动载荷C=130kN。则轴承1的基本额定寿命为：换算成年数，大约为7.5年。符合强度要求。轴承2、3的设计计算通过表得轴承2、3所受的径向力为：；轴向力为0。预期寿命与轴承1、4的预期寿命相同。轴承2、3的转速相同，为969.9。同样采用圆柱滚子轴承。则，所需要的轴承安装尺寸过大，调整预期寿命为3年。当预期寿命为3年时，则查机械设计手册，选用的轴承型号为：NUP319E型圆柱滚子轴承，尺寸数据为：，基本额定载荷为：C=315kN则轴承2、3的基本额定寿命为：换算成年数，大约为3.2年。符合要求。输出轴的轴承选择轴承5型号：6026型深沟球轴承尺寸数据为：轴承6型号：6220型深沟球轴承尺寸数据为：轴承7型号：6016型深沟球轴承尺寸数据为：由于输出轴没有进行强度校核，所以在此处轴承不进行寿命估算。键校核有由机械设计教材（106页）可知，普通平键的链接的强度条件为 （3.23）式中：传递的扭矩，；键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，mm；键的工作长度，mm，圆头平键，平头平键，这里为键的公称长度，mm；b为键的宽度，mm；轴的直径，mm；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa，查表（机械设计106页）可得，取值为100-120MPa。对于半联轴器处的平键平键尺寸：；传递的扭矩为代入校核公式，可得符合要求。对于偏心轴套处的平键平键尺寸：；传递的扭矩和半联轴器处的平键一样。代入校核公式，可得符合要求。对于输出轴上的花键花键尺寸：；传递的扭矩为；查机械设计教材（110页）可得，花键连接的强度条件为：式中：载荷分配不均匀系数，与齿数多少有关，一般取，齿数多时取偏小值；此处取0.7；Z花键的齿数；此处为10；齿的工作长度；此处设计为75mm；h花键齿侧面的工作高度，矩形花键，此处D为外花键的大径，d为内花键的小径，C为倒角尺寸，单位均为mm；此处D为98mm，d为92mm，C为0.4mm；则h=2.2mm；花键的平均直径，矩形花键，则；花键连接的许用挤压应力，MPa，查表可得为；代入校核公式，可得符合要求；3.5 减速器的箱体设计为了便于轴系零部件的加工，安装和拆卸，箱体制成轴段式，内齿轮单独为一段；输入轴段为一段；输出轴段位一段；三段箱体之间采用普通螺栓连接。由于采用卧式减速器结构，需要对箱体进行支撑；而轴向（即水平方向）分别有三个较大的结构，依次为输入轴端箱体盖、内齿轮、输出轴段箱体；由于输出轴段转矩很大，底座与输出轴端箱体设计为一体。其次，减速器的输出轴的转矩较大，为了保证箱体有足够的刚度，在轴承底座附近加支承肋。为了保证减速器安置在基座上的稳定性，并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积，箱体底座一般不