GSQ81-I型锅炉上煤机设计毕业论文.doc

南京工程学院毕业设计说明书（论文）GSQ81-I型锅炉上煤机设计毕业论文目 录前言1第一章 GSQ81-I型锅炉上煤机结构分析21.1 概述21.1.1 GSQ81-1型锅炉上煤机的组成21.1.2 GSQ81-I型锅炉上煤机的工作原理31.2分析GSQ81-I型锅炉上煤机的结构31.2.1 卷筒的装配31.2.2 支架与轴的装配31.2.3 小车的设计4第二章 减速器结构分析52.1分析传动系统的工作情况52.1.1 传动系统的作用52.1.2 传动方案的特点52.1.3电机和工作机的安装位置52.2 分析减速器的结构52.2.1拆卸减速器52.2.2分析装配方案62.2.3 分析各零件作用、结构及类型6第三章 传动系统运动分析计算93.1选择电动机，确定总传动比93.1.1 确定电动机的型号93.1.2 选择钢丝绳103.1.3 计算卷筒直径103.1.4 确定减速器总传动比103.2分配各级传动比103.3计算各轴转速、功率和转矩113.4高速级齿轮传动设计123.4.1按齿根弯曲强度条件设计123.4.2 按齿面接触疲劳强度校核143.5低速级齿轮传动设计153.5.1按齿根弯曲强度条件设计153.5.2 按齿面接触疲劳强度校核173.6主要几何尺寸计算173.6.1 第一对齿轮173.6.2 第二对齿轮183.7减速器轴的设计183.7.1 轴的主要设计内容183.7.2 轴的设计步骤193.7.3 轴的结构设计19第四章 工作能力分析计算244.1减速器中轴的强度校核244.1.1轴I的校核244.1.2 轴II的校核284.1.3 轴III的校核324.2 卷筒及卷筒轴的校核364.2.1 卷筒的校核364.2.2 卷筒轴I的校核374.2.3卷筒轴II的校核39第五章 装配图的设计425.1确定表达方案425.2绘制装配图42第六章 结论45参考文献46致 谢4748 前言当今社会，科学技术的飞速发展，人民生活水平的提高，使人们越来越注重生活质量和工作环境。为了适应这种发展的需要，减轻操作人员的劳动强度和保持工作环境的清洁成为工程设计人员在设计开发时需要考虑的重要因素。GSQ81-I型锅炉上煤机就是这样一种减轻劳动强度、改善工作环境的设备。类似GSQ81-I型上煤机这样的小型锅炉上煤设备在大型工业生产中的应用并不广泛，但在人们的生活作业中却有重要的作用，例如小型供暖系统、食堂的生产过程等都跟人们的生活有着千丝万缕的联系。工业生产中用的锅炉上煤机要比这种小型上煤机先进的多，然而却不能替代它。工业用上煤机系统较庞大，功能多、效率高。但是设备的选用也要因地制宜，小型的锅炉设备在生活作业中已足以满足要求，如若先进的上煤设备取代了它，就显得“大材小用”了，虽然优点很多，可是结构复杂，而且费用较高。在本次毕业设计开始之初，我便搜集了一些关于GSQ81-I型锅炉上煤机的资料和图片以及它的安装尺寸，一次偶然的机会我在工地上看到了一台上料设备，虽然跟GSQ81-I型锅炉上煤机的结构不同，但却有相似之处，我细心留意了它的工作过程，着重是翻斗的提升过程。翻斗的结构形式跟我的设计有很多相似之处，这为我后来的设计作了良好的铺垫。综上所述，GSQ81-I型锅炉上煤机是一种能适宜人们生活需要、结构简单、降低劳动强度、改善工作环境、提高生产效率的小型上煤设备。本课题主要研究：通过动力装置、传动装置将运动与动力传递给执行装置，而提升装置沿怎样的运动轨迹使煤斗运动并将煤斗中的煤到入炉膛中，然后煤斗返回到运动起始点。其中煤斗的运动是靠钢丝绳的拉力和连杆支承的共同作用下运动的，如何使煤斗倾斜一定角度而将煤倒出是设计考虑的一个重要方面，煤斗沿怎样的轨迹运动也是设计的一部分。 本课题主要在需求分析的基础上，设计一种新颖的、小巧玲珑的锅炉上煤设备。使它能大大减轻司炉工的劳动强度,提高生产效率。并且设备结构简单,维护方便,成本低,运行平稳,安全可靠,特别是炉前无需操作位置,保持锅炉房整洁美观。 第一章 GSQ81-I型锅炉上煤机结构分析1.1 概述1.1.1 GSQ81-1型锅炉上煤机的组成GSQ81-I型锅炉上煤机是一种上煤设备，为便于安装和拆卸它通过螺栓和钢板固定在锅炉的炉墙上。GSQ81-I型锅炉上煤机是小型的设备，提升高度一般为2-3m，主要由电动机（带制动器）、减速器、钢丝绳、卷筒、支架、连杆和翻斗等组成（如图1-1）。 图1-1GSQ81-1型锅炉上煤机的主要组成部件1-电动机；2-减速器；3-联轴器；4-卷筒支架；5-卷筒；6-导杆；7-轴承支架；8-连杆；9-煤斗1.1.2 GSQ81-I型锅炉上煤机的工作原理整个工作过程原理是：电动机通过联轴器直接带动齿轮减速器的输入轴，通过齿轮减速器末级大齿轮带动输出轴转动，再通过联轴器驱动卷筒转动，在两个卷筒上缠绕的钢丝绳的拉力作用下通过摇臂提升翻斗，当翻斗运行至导杆位置时，导杆抵住翻斗内壁，这时连杆不再运动，而卷筒继续旋转，在钢丝绳的作用下翻斗开始旋转运动，当翻斗倾斜一定角度后，将翻斗中的煤倒入炉膛后通过开关控制使电机反转并使煤斗返回原位。1.2分析GSQ81-I型锅炉上煤机的结构1.2.1 卷筒的装配 卷筒与轴之间靠平键联接，而轴需要靠支架支承，轴与支架间通过滚动轴承来保证轴的正常运转。卷筒的装配如图1-2，减速器的输出轴通过联轴器与轴I联接，将运动和动力传递给轴I，再通过平键4使卷筒转动，完成工作。支承两个卷筒的轴之间亦用联轴器联接。图1-2卷筒的装配图1-轴I；2-轴承；3-卷筒；4-键；5-联轴器；6-轴II；7-支架；8-轴承端盖1.2.2 支架与轴的装配支架主要起支撑作用，其结构如图1-3,总结构中支撑翻斗运动的连杆安装在3-轴上，并与轴3段的配合为过盈配合，起到周向定位的作用，但是过盈连接并不能起轴向定位的作用，因此还需要加一套筒作轴向固定。过盈连接的作用是当钢丝绳拉动连杆时，保证连杆能够绕着支点转动，此时轴3随着 连杆一起旋转。 图1-3支架的装配图1-轴承端盖;2-轴承;3-轴;4-套筒;5-支架1.2.3 小车的设计 在本设计中，小车的主要作用是在人力作用下将煤斗往返于煤炭储存地与锅炉上煤机之间,为了增加小车的平稳性采用两轮式小车，为了在运输过程中使煤斗在小车中保持平稳，小车的外形按照煤斗的轮廓设计，并且比煤斗的尺寸稍大一些。轮胎的内径为300mm,外径为340mm。第二章 减速器结构分析2.1分析传动系统的工作情况2.1.1 传动系统的作用作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2.1.2 传动方案的特点特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与卷筒并列，导致横向尺寸较大，结构不是太紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽方向载荷分布不均匀的现象。2.1.3电机和工作机的安装位置电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。2.2 分析减速器的结构2.2.1拆卸减速器按拆卸的顺序给所有零、部件编号，并登记名称和数量，然后分类、分组保管，避免产生混乱和丢失；拆卸时避免随意敲打造成破坏，并防止碰伤、变形等，以使再装配时仍能保证减速器正常运转。拆卸顺序：、拆卸观察孔盖。、拆卸箱体与箱盖联连螺栓，起出定位销钉，然后拧动起盖螺钉，卸下箱盖。、拆卸各轴两边的轴承盖、端盖。、一轴顺着轴旋转方向将高速轴轴系拆下，再用橡胶榔头轻敲轴将低、中速轴系拆卸下来。、最后拆卸其它附件如油标、放油螺塞等。2.2.2分析装配方案按照先拆后装的原则将原来拆卸下来的零件按编好的顺序返装回去。边转动、检查箱体内有无零件及其他杂物留在箱体内后，擦净箱体内部。将各传动轴部件装入箱体内；、将嵌入式端盖装入轴承压槽内，并用调整垫圈调整好轴承的工作间隙。、将箱内各零件，用棉纱擦净，并塗上机油防锈。再用手转动高速轴，观察有无零件干涉。经检查无误后，合上箱盖。、松开起盖螺钉，装上定位销，并打紧。装上螺栓、螺母用手逐一拧紧后，再用扳手分多次均匀拧紧。、装好轴承小盖，观察所有附件是否都装好。用棉纱擦净减速器外部，放回原处，摆放整齐。减速器作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2.2.3 分析各零件作用、结构及类型1.主要零部件：、轴：主要功用是直接支承回转零件，以实现回转运动并传递运动和动力。高速轴和中速轴都属于齿轮轴；低速轴为转轴、属阶梯轴。、轴承：用来支承轴或轴上回转零件、保持轴的旋转精度、减小磨擦和磨损。高速轴的轴承为GB/T29794深沟球轴承6203；中速轴的轴承为GB/T29794深沟球轴承6204；低速轴的轴承为GB/T29694深沟球轴承6207。、齿轮：用来传递任意轴间的运动和动力，并具有传动效率高,传动比恒定,结构紧凑,工作可靠等优点,在此起传动及减速作用，其中齿轮A和齿轮C属于齿轮轴，为主动轮，齿数均为z =17；齿轮B和齿轮D为从动轮，齿数分别为z =135；z =90。齿轮A、B、C、D均为斜齿圆柱齿轮。、联轴器：主要用于联接两轴，使它们一起回转并传递运动和转矩。用联轴器连接的两轴，由于制造和安装误差、受载后的变形以及温度变化等因素的影响，往往不能保证严格的对中，两轴间会产生一定程度的相对位移。因此，除了要求联轴器能传递所需的转矩，还应在一定程度上具有补偿两轴间相对位移的性能。2.附件：、窥视孔：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。孔的大小应该足够大,以便进行检查操作,窥视孔应设凸台便于加工。孔盖可用铸铁,钢板或有机玻璃制成。与盖之间加有密封垫片。、通气器：使箱体内受热膨胀的气体自由排出，以保持箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件处向外渗漏。通气器一般安放在箱盖顶部或视孔盖上,要求不高时,可用简易的通气器。、定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。一般用两个圆锥销安置在联接凸缘上,距离较远且不对称布置,以提高定位精度。位销长度要大于联接凸缘的总厚度,定位销孔应为通孔,以便于装拆。、启盖镙钉：由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。它安置在箱盖凸缘上,其长度应大于箱盖联接凸缘的厚度,下端部做成半球形或圆柱形,以免在旋动时损坏螺纹。、放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1 2 使油易于流出。放油孔座应设凸台,螺塞与凸台之间应有油圈密封。、油标：油标用来指示油面高度,一般安置在低速级附近的油面稳定处。油标形式有油标尺,管状油标,圆形油标等。常用的是带有螺纹部分的油标尺。油标尺的安装位置不能太低,以防油从该处溢出。油标座孔的倾斜位置要保证油标尺便于插入和取出。、起吊装置：起吊装置用于拆卸和搬运减速器,包括吊环螺钉,吊耳和吊钩。吊环螺钉或吊耳用于起吊箱盖,设计在箱盖两端的对称面上,吊环螺钉是标准件,设计时应有加工凸台,便于机械加工。吊耳可在箱盖上直接铸出。吊钩用于吊运整台减速器,在箱座两端的凸缘下面铸出。、箱体：减速器箱体的作用是支承轴系零件,固定轴系的位置,保证轴系运转精度；内装有润滑轴系的润滑油,因此箱体必须是密封防尘的,但又要使箱体内与箱体外的大气压平衡，此减速器箱体的重要质量指标是整体刚度和稳定性,密封性。批量生产的减速器箱体常常采用铸造方法制作,铸造的材料通常是价廉的普通灰铸铁,球墨铸铁与变性灰铸铁等,在有较高强度和刚度要求时使用铸钢。某些场合为了使机器的重量尽可能轻,也有使用铝合金制作箱体的。果生产的批量较小,则多数采用焊接的方式来制作箱体。减速器的箱体受力情况较复杂,常常会受到较大的弯曲和扭转应力作用,因此如何在不大幅度增加重量的情况下提高箱体的刚度就显得很关键,在箱体外设计肋板就是很有效的办法。采用肋板使箱体的加工工艺变得更加复杂。铸造工艺方面的要求是箱体形状力求简单,易于造型和拔模,壁厚均匀,过渡平缓,金属不要局部积聚等。机械加工工艺方面应尽量减少加工面积,以提高生产率和减少刀具的磨损,应尽量减少工件和刀具的调整次数,以提高加工精度和节省加工时间,例如同轴上的两个轴承座孔直径应尽量相同。当轴承采用箱体内的油润滑时,须在箱座剖分面的凸缘上开设输油沟,使飞溅到箱盖内壁上的油经油沟流入轴承。油沟有铣制和铸造两种形式,设计时应使箱盖斜口处的油能顺利流入油沟,并经轴承盖的缺口流入轴承。第三章 传动系统运动分析计算3.1选择电动机，确定总传动比3.1.1 确定电动机的型号已知：煤斗容量为0.125；提升速度为0.125：工作循环时间为4；取提升高度为2.5。提升机构静功率： （3-1）煤的重量：=0.1251.5=0.184t，煤斗的重量大约为：总起重量：两根绳受最大拉力：提升机构总效率：卷筒效率，=0.98 齿轮减速器效率，取根据公式（3-1），故此电动机静功率：按式 PjC KeP0，起重机按静功率初选电动机时的系数，取系数Ke0.90，故相应于JC25的电动机：PjC=KeP0=0.900.506=0.0.455 kW。故选用YZ90S-6型电动机，功率Pjc0.75kW，转速njc1000 rmin。根据工作条件：室内温度偏高、灰尘较大、载荷冲击不大，电压为380V的三相交流电源，电动机输出功率等，选用Y系列三相异步电动机且电动机结构形式为封闭式， 图3-1电动机的结构尺寸型号为YZ90S6（如图3-1），主要性能数据如下：1.电动机额定转速n =1000r/min; 2.电动机满载转速n =910r/min; 3.电动机额定功率P =0.75KW;4.电动机的外形尺寸L=310mm,C=50MM, BB=130mm,B=100mm,A=56mm,轴伸直径为14mm；5.键的尺寸为3.1.2 选择钢丝绳钢丝绳的静拉力 钢丝绳的破断拉力，其中为许用安全系数，对上煤机取=5.5。故选用637钢丝绳，其直径d4.8mm，断面面积公称抗拉强度1500MPa，破断拉力。3.1.3 计算卷筒直径，按标准取D0100mm。卷筒转速。3.1.4 确定减速器总传动比总传动比，式中n为电动机转速，为卷筒转速。3.2分配各级传动比 该齿轮减速器传动比分配上没有一个固定的比例关系，设计时参考各级传动比在推荐范围内选取，使传动装置结构尺寸较小、重量较轻，并使各传动件尺寸协调，结构匀称合理，避免干涉碰撞的原则来分配各级传动比。一般展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比与低速级传动比之间的比例关系为。初选第一级传动比：取 初选第二级传动比：取 式中ZA、ZB、ZC和ZD分别代表齿轮A、B、C和D的齿数。减速器实际总传动比：。传动比相对误差：。i不超过土3，因此满足要求。3.3计算各轴转速、功率和转矩轴I(输入轴)： 轴(输入轴)：轴(输出轴)：各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于表4-1。表4-1各轴的转速、功率、转矩和传动比轴I（输入轴）轴轴转速n（r/min）1000125.9323.787功率P（kW）0.4550.4410.428转矩T（Nm）4.34533.44171.83传动比 i7.9415.2943.4高速级齿轮传动设计因锅炉上煤机提升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用40Cr，调质后表面淬火，齿面硬度HRC4855，材料抗拉强度，屈服极限s=500MPa。齿轮精度选为8级(GBl009588),闭式硬齿面齿轮传动。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此设计时应以抗弯强度为主，小轮应采用少齿数大模数原则，各轮齿数如前所述。并初选螺旋角14。3.4.1按齿根弯曲强度条件设计 齿轮模数 （3-2）1.确定式中各参数：(1)载荷系数Kt对起重机，载荷冲击不大，初选载荷系数Kt1.5；(2)齿轮A转矩TA TAT14.345 103Nmm；(3)齿宽系数d 取d=0.8；(4)端面重合度 因为 (5)A、B齿轮的弯曲疲劳强度极限、 查9图6-9得；(6)应力循环次数、 =60 n1 j=601000136016=5.86109 =/u =5.87109/7.941=7.39108 (7)许用弯曲应力 （3-3）式中试验齿轮弯曲疲劳极限， 380MPa； 弯曲强度安全系数，1.4； 弯曲疲劳寿命系数，查图67得，； 应力修正系数，=2；将数值代入公式（4-3）得=466.86Mpa =488.57 Mpa；(8)查取齿形系数和应力校正系数根据当量齿数；查964得齿形系数和应力校正系数分别为：，；(9)比较两齿轮的比值对齿轮A：对齿轮B：两值相比，说明A轮弯曲强度较弱，故应以A齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计；(10) 重合度系数及螺旋角系数：取=0.7，=0.86 2.设计计算 (1)按弯曲强度条件计算齿轮模数把上述各值代入公式（3-2），则得mm（2）齿轮圆周速度（3）计算载荷系数查9表62得工作情况系数。根据v=0.614 、8级精度查9图6-10得动载荷系数，斜齿轮传动取=1.2， 查9图6.13得=1.24。故载荷系数：K=KAKv=1.251.071.21.24=1.9902。（4）校正并确定模数，取。3.4.2 按齿面接触疲劳强度校核 （3-4）确定公式（3-4）中各参数值1）A、B齿轮的接触疲劳强度极限、 按齿面硬度查9图6.8得A、B齿轮的接触疲劳强度极限：； 2）接触疲劳寿命系数、 查9图6.6得=0.89，=0.92；3）计算许用接触应力 取安全系数=1，则4）节点区域系数 查9图6.19得节点区域系数=2.44；5）重合度系数 =0.8；6）螺旋角系数 ；7）材料系数 由9表6.3查得材料系数=189.8。校核计算：根据公式（3-4）得，因此接触疲劳强度满足要求。3.5低速级齿轮传动设计因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用40Cr，调质后表面淬火，齿面硬度HRC4855，材料抗拉强度B=700MPa，屈服极限s=500MPa。齿轮精度选为8级(GBl009588),闭式硬齿面齿轮传动。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此设计时应以抗弯强度为主，小轮应采用少齿数大模数原则，各轮齿数如前所述。并初选螺旋角。3.5.1按齿根弯曲强度条件设计1.确定公式（3-2）中各参数：(1)载荷系数K对起重机，载荷冲击不大，初选载荷系数；(2)齿轮C转矩 ； (3)齿宽系数d 取d=0.8；(4)端面重合度 因为： （5)C、D齿轮的弯曲疲劳强度极限、 查9图6-9得；（6）应力循环次数、=60 n3 j=60125.9311036016=7.30108=/u =7.30108/5.294=1.379108 u=5.294（7）许用弯曲应力： 根据（3-3）式中试验齿轮弯曲疲劳极限，； 弯曲强度安全系数，1.4； 弯曲疲劳寿命系数，查9图67得，； 应力修正系数，=2；将数值代入上述公式（3-3）得：=499.43Mpa ，=510.29 Mpa；(8)查取齿形系数和应力校正系数根据当量齿数；查9表64得齿形系数和应力校正系数分别为：，；(9)比较两齿轮的比值对齿轮C：对齿轮D：两值相比，说明C轮弯曲强度较弱，故应以C齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计。(10) 重合度系数及螺旋角系数：取=0.7，=0.86 2.设计计算 (1)按弯曲强度条件计算齿轮模数把上述各值代入公式（3-2），则得mm（2）齿轮圆周速度（3）计算载荷系数查9表62得工作情况系数。根据v=0.614 、8级精度查图6-10得动载荷系数1.07，斜齿轮传动取=1.2， 查9图6.13得=1.24。故载荷系数：K=1.251.071.21.24=1.9902。(4)校正并确定模数，取。3.5.2 按齿面接触疲劳强度校核确定公式（3-4）中各参数值：1）A、B齿轮的接触疲劳强度极限、 按齿面硬度查9图6.8得A、B齿轮的接触疲劳强度极限：；2）接触疲劳寿命系数、 查9图6.6得=0.89，=0.92；3）计算许用接触应力：取安全系数=1，则4）节点区域系数 查9图6.19得节点区域系数=2.44；5）重合度系数 =0.8；6）螺旋角系数 ；7）材料系数：由9表6.3查得材料系数=189.8；根据公式（3-4）校核计算得：，因此接触疲劳强度满足要求。3.6主要几何尺寸计算3.6.1 第一对齿轮（1）中心距a：取中心距aAB78mm；（2）精算螺旋角：因值与原估算值接近，不必修正参数、和；（3）齿轮A、B的分度圆直径d分别为：；（4）齿轮宽度b齿轮B：；齿轮A：3.6.2 第二对齿轮（1）中心距a：取中心距110mm。（2）精算螺旋角：因值与原估算值接近，不必修正参数、和。（3）齿轮C、D的分度圆直径d分别为：（4）齿轮宽度b齿轮D：；齿轮C： 3.7减速器轴的设计3.7.1 轴的主要设计内容减速器中的轴均为阶梯轴，高速轴与低速轴既承受弯矩又承受扭矩，属于转轴，中间轴只承受弯矩不承受扭矩，属于转动心轴。转轴上支承着齿轮、套筒、联轴器等零件，轴本身又靠一对轴承支承，各零件间有明确的相对位置。运动和动力由齿轮输入，经联轴器传递给下一级装置（即工作机）的输入轴。轴的设计包括结构设计和工作能力计算两方面内容。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构形式和尺寸；轴的工作能力计算包括轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。3.7.2 轴的设计步骤轴的设计步骤：按工作要求合理选择轴的材料和热处理的方法；轴的结构设计；轴的强度的校核计算；必要时作轴的刚度或振动稳定性等的校核计算；绘制轴的零件工作图。还应注意轴的设计与轴上零件设计间的联系和影响，往往必须结合进行。高、低速轴和中间轴均采用45Cr，调质后表面淬火。3.7.3 轴的结构设计轴的结构设计就是要确定轴的合理的外形和结构，以及包括各轴段长度、直径及其他细小尺寸在内的全部结构尺寸。轴的结构一般应满足以下几个方面的要求：轴和轴上零件有准确的工作位置；轴上零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性；轴的受力合理，有利于提高强度和刚度；节省材料，减轻重量；形状及尺寸有利于减小应力集中。轴的结构设计时一般已知装配简图、轴的转速、传递的功率及传动零件的类型和尺寸等。拟订轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提。装配方案是指轴上零件的装配方向、顺序和相互关系。轴上零件可从轴的左端、右端或从轴的两端依次装配。由于受轴上零件的不置、定位和固定方式以及装配工艺等多种因素的影响，装配方案不止一种，应通过对比分析，择优选取。在本次减速器设计中，减速器为剖分式箱体，为便于轴上零件的装拆，将轴制成阶梯轴，其直径自中间轴环向两端逐渐减少。1.轴的最小直径估算 （3-5）轴的材料选用45Cr，按公式（3-5）估算轴的最小直径： 式中P轴传递功率，；n轴的转速， ；C计算常数，取决于轴的材料和受载情况，查9表11.3的C=110；代入各值，则取，并以此作为轴最小外径，并按轴上零件相互关系设计轴。当轴段上开有键槽时，应适当增大直径以考虑键槽对轴的强度的削弱：时，单键槽增大3%，双键槽增大7%；时，单键槽增大，双键槽增大。最后应对轴进行圆整。2.各轴段的直径阶梯轴各轴段直径的变化应遵循下列原则：配合性质不同的表面，直径应有所不同；加工精度、粗糙度不同的表面，一般直径亦应有所不同；应便于轴上零件的装拆。通常从初步估算的轴端最小直径开始，考虑轴上配合零部件的标准尺寸、结构特点和定位、固定、装拆、受力情况等对轴结构的要求，依次确定各轴段（包括轴肩、轴环等）的直径。具体操作时还应注意以下几个方面的问题：（1）与轴承配合的轴颈，其直径必须符合滚动轴承内径的标准系列。（2）轴上螺纹部分必须符合螺纹标准。（3）轴肩（或轴环）定位是轴上零部件最方便可靠的定位方法。轴肩分定位轴肩和非定位轴肩两类。定位轴肩通常用于轴向力较大的场合，其高度查9表11.6，并应满足，查 9 表11.4。滚动轴承定位轴肩的高度必须低于轴承内圈的高度，以便拆卸轴承，具体尺寸可查轴承标准或手册。非定位轴肩是为加工和装配方便而设置的，其高度没有严格的规定，一般取。（4）与轴上传动零件配合的轴头直径，应尽可能圆整成标准直径尺寸系列（9表11.5）或以0，2，5，8结尾的尺寸。（5）非配合的轴身直径，可不取标准值，但一般应取成整数。3.各轴段的长度各轴段的长度决定于轴上零件的宽度和零件固定的可靠性，设计时应注意以下几点：（1）轴颈的长度通常与轴承的宽度相同，滚动轴承的宽度查10。（2）轴头的长度取决于与其相配合的传动零件轮毂的宽度，若该零件需轴向固定，则应使轴头长度较零件轮毂宽度小，以便将零件沿轴向夹紧，保证其固定的可靠性。（3）轴身长度的确定应考虑轴上各零件之间的相互位置关系和装拆工艺要求，各零件间的间距查10。（4）轴环宽度一般取或，并圆整为整数。4.轴上零件的轴向定位与固定为了保证轴和轴上零件具有准确而可靠的工作位置，防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件和轴本身都必须做到定位准确，固定可靠。定位是针对安装而言，以保证零件准确的安装位置；固定是针对工作而言，目的是使零件在运转过程中保持定位不变，两者既有区别又有联系，作为结构措施，往往既起固定又起定位作用。常用的固定和定位方法有两类：一是利用轴本身的组成部分，如轴环、轴肩、圆锥面等；另一类是采用附件，如套筒、锁紧挡圈、圆螺母和止动垫圈、轴端挡圈及挡板、弹性挡圈、紧定螺钉等。其结构、特点、应用及设计注意要点见9表11.6。5.轴上零件的周向固定为了传递运动和转矩，轴上零件与轴必须有可靠的周向固定。例如：轴上齿轮和联轴器一般用平键作周向固定，滚动轴承内圈靠它与轴之间的过盈配合来实现周向固定。轴上零件的周向固定方法一般有：键连接、花键连接、销连接、弹性环连接、过盈连接等。紧定螺栓也可用作周向固定，但只用在传力不大之处。根据以上关于轴的结构设计的叙述设计减速器中的轴，轴的结构如图（3-2）、（3-3）、（3-4）。图3-2轴I的结构图3-3轴II的结构图3-4轴III的结构第四章 工作能力分析计算4.1减速器中轴的强度校核轴的强度计算主要有三种方法：许用切应力计算、许用弯曲应力计算和安全系数校核计算。许用切应力计算即扭转强度计算，主要用于传动轴的强度计算和初步估算轴的最小直径，计算公式见9式（11.1）、（11.2）。当轴上同时承受很小弯矩时，可通过降低许用扭转切应力计及弯矩的影响。许用弯曲应力计算包括弯曲强度计算和弯扭合成强度计算，前者适用于只受弯矩的心轴的强度计算，后者适用于既受弯矩又受扭矩的转轴的强度计算。心轴也可看成是转轴在扭转切应力为零时的一种特例。安全系数校核计算包括轴的疲劳强度安全系数校核计算和静强度安全系数校核计算。下面采用许用弯曲应力计算方法对三根轴进行校核。4.1.1轴I的校核取，并以此作为轴I最小直径，并按轴上零件相互关系设计轴。轴结构尺寸如图4-1，部分尺寸为L1=62mm，L2=82mm，L3=35mm，d1=14mm，d2=14mm，d3=1mm，d4=20mm,d5=1mm,d6=17mm.44mm，d7=14mm，d8=20mm，d9=15mm。图4-1轴I的结构尺寸1. 分析轴I上的作用力轴I上的作用力如图4-2，各力计算如下：考虑齿轮轴本身重量不大，受力较大，计算载荷时不考虑其重量。齿轮A的分度圆直径：圆周力：径向力：图4-2轴向力：对轴心产生的弯矩：2.求支反力齿宽中点距左支点距离：根据轴的结构工艺性=82mm齿宽中点距右支点距离： =35mm左支点水平面的支反力：=0右支点水平面的支反力：=0左支点垂直面的支反力：=0右支点垂直面的支反力：=0左支点的轴向反力：=115.04N3.绘制弯距图和扭距图截面C处的水平弯矩：图4-3水平方向轴的受力和水平弯距图截面C处的垂直面弯矩： 图4-4垂直方向轴的受力和垂直弯距图截面C处合成弯矩： 图4-5合成弯距图AC段的扭矩：T=4345因为轴上只有AC承受扭矩，则AC段的扭矩图如下：图4-6扭距图 4. 弯扭合成强度校核通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面强度，轴上危险截面在C处，即校核C截面。截面C处计算弯矩：截面C处计算应力：式中 折算系数，用以考虑扭转切应力与弯曲正应力循环特性不同的影响，考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力，故取=0.6； W 危险截面的抗弯截面系数，单位为，因为危险截面C是实心轴，根据9表11.7的公式W=。强度校核：轴材料是40Cr，根据9表11.2查得=70Mpa=70Mpa故弯扭合成强度满足要求，即轴I的强度符合要求。 5.轴I上键的校核普通平键连接的主要失效形式是工作面的压溃，故按工作面上的挤压应力进行强度校核计算，假设键的工作表面上载荷均匀分布，合成后的集中力F（圆周力）作用于接触面高度中点，如图4-7分析：校核普通平键连接的挤压强度：式中T 键传递的转矩，；k 键与轮毂的接触高度，k=h/2=5/2=2.5，h为键的高度；d 轴的直径，d=14mm；轴的工作长度，=L-b=17mm，L为键的公称长度，b为键的宽度；键、轴、轮毂3者中最弱材料的许用挤压应力，因为轮毂材料许用应力最弱，查9表12.1得=60Mpa。所以键的强度满足要求。 图4-7键的受力分析图4.1.2 轴II的校核 取，并以此作为轴II最小直径，并按轴上零件相互关系设计轴。轴的结构如图4-8所示，各部的尺寸为L1=40mm，L2=45mm，L3=35mm，d1=20mm，d2=26mm，d3=32mm.46mm，d4=28mm,d5=35mm,d6=30mm，d7=20mm。 图4-8轴II的结构尺寸1.分析轴II上的作用力 轴II上的作用力如图4-9所示，各力计算如下：考虑齿轮轴本身重量不大，受力较大，计算载荷时不考虑其重量。齿轮C的分度圆直径：=34.96mm圆周力：径向力：轴向力：对轴心产生的弯矩：齿轮B的分度圆直径：=138.56mm图4-9 轴II的受力分析图圆周力：径向力：轴向力：对轴心产生的弯矩：2.求支反力齿轮3距左支点距离：根据轴的结构工艺性=40mm两齿轮间的距离： =45mm齿轮2距右支点距离： =35mm左支点水平面的支反力：=0右支点水平面的支反力：=0左支点垂直面的支反力：=0右支点垂直面的支反力：=0左支点的轴向反力： 3.弯矩图和扭矩图截面C处的水平弯矩：截面B处的水平弯矩：图4-10轴II的水平受力与弯矩图截面C处的垂直面弯矩：截面B处的垂直面弯矩：图4-11轴II的垂直受力与弯矩图截面C处合成弯矩： 截面B处合成弯矩： 图4-12轴II的合成弯矩图CB段的扭矩：T=33440因为轴上只有BC承受扭矩，则BC段的扭矩图如下：图4-13轴II的扭矩图 4.弯扭合成强校核通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面强度，轴上危险截面在B、C处，即校核B、C截面。截面C处计算弯矩：面C处计算应力：截面B处计算弯矩：截面B处计算应力：式中折算系数，用以考虑扭转切应力与弯曲正应力循环特性不同的影响，考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力，故取=0.6； W 危险截面的抗弯截面系数，单位为，因为危险截面C是实心轴，根据9表11.7的公式W=；强度校核：轴材料是40Cr，根据9表11.2查得=70Mpa=70Mpa；=70Mpa故弯扭合成强度均满足要求，即轴II的强度满足要求。 5.轴II上键的校核普通平键连接的主要失效形式是工作面的压溃，故按工作面上的挤压应力进行强度校核计算，假设键的工作表面上载荷均匀分布，合成后的集中力F（圆周力）作用于接触面高度中点，受力如图4-7。校核普通平键连接的挤压强度：式中T键传递的转矩，T=33440k 键与轮毂的接触高度，h为键的高度d 轴的直径，d=20mm轴的工作长度，L为键的公称长度键、轴、轮毂3者中最弱材料的许用挤压应力，因为轮毂材料许用应力最弱，查9表12.1得=60Mpa。故键的强度满足要求。4.1.3 轴III的校核取，并以此作为轴III最小外径，并按轴上零件相互关系设计轴。轴的结构如图4-14所示,各部的尺寸为L=260mm，L1=42.5mm，L2=80.5mm，L3=87.5mm，d1=32mm，d2=35mm，d3=42mm，d4=4mm,d5=4mm,d6=35mm。1. 分析轴III上的作用力轴III上的作用力如图4-15所示，各力计算如下：齿轮D的分度圆直径：图4-14 轴III的结构尺寸圆周力 径向力图4-15轴III 的受力分析图轴向力对轴心产生的弯矩：2.求支反力参见图4-15，齿宽中点距右支点距离：=42.5mm齿宽中点距左支点距离：=80.5mm面的支反力：=0右支点水平面的支反力：=0左支点垂直面的支反力：=0右支点垂直面的支反力：=0N左支点的轴向反力：=442.80N3. 绘制弯距图和扭距图截面D处的水平弯矩：图4-15轴III的水平受力和弯矩图截面D处的垂直面弯矩： 截面D处合成弯矩： 图4-15轴III的垂直受力和弯矩图则轴III的合成弯矩图如图5-16：图4-16轴III的合成弯矩图AD段的扭矩：T=171830因为轴上只有AD承受扭矩，则扭矩图如图5-17轴III：图4-17轴III的扭矩图（4）弯扭合成强度校核通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面强度，轴上危险截面在D处，即校核D截面截面D处计算弯矩：截面D处计算应力：式中 折算系数，用以考虑扭转切应力与弯曲正应力循环特性不同的影响，考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力，故取=0.6； W 危险截面的抗弯截面系数，单位为，因为危险截面C是实心轴，根据9表11.7的公式W=强度校核：轴材料是40Cr，根据9表11.2查得=70Mpa=70Mpa，满足要求。综上，轴III的强度满足要求。（5）键的校核普通平键连接的主要失效形式是工作面的压溃，故按工作面上的挤压应力进行强度校核计算，假设键的工作表面上载荷均匀分布，合成后的集中力F（圆周力）作用于接触面高度中点，受力如图4-7：校核普通平键连接的挤压强度：式中T 键传递的转矩，T=171830；k 键与轮毂的接触高度，h为键的高度；d 轴的直径，；轴的工作长度，,L为键的公称长度；键、轴、轮毂3者中最弱材料的许用挤压应力，因为轮毂材料许用应力最弱，查9表12.1得=90Mpa。故键的强度满足要求。4.2 卷筒及卷筒轴的校核4.2.1 卷筒的校核卷筒直径：=ed=D+d=204.8=96mm；取=100mm式中e 直径比，取e=20；d 钢丝绳直径，d=4.8mm 图4-18卷筒的结构尺寸钢丝绳绕的圈数：长度：取卷筒长度卷筒采用双支撑，左右对称，取=22mm，卷筒壁厚为12mm。强度校核：一般校核受最大弯矩和扭矩的截面强度，卷筒危险截面在支撑处，此处卷筒受力： 卷筒承受的转矩：卷筒承受的弯矩：M=187580/2=75000截面处计算弯:截面处计算应力：式中 折算系数，用以考虑扭转切应力与弯曲正应力循环特性不同的影响，考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力，故取=0.6 W 危险截面的抗弯截面系数，单位为，因为危险截面是空心轴，根据9表11.7的公式 W=卷筒材料是HT200，根据9表11.2查得其许用弯曲应力=48Mpa,=48Mpa,故弯扭合成强度满足要求。4.2.2 卷筒轴I的校核轴材料采用45号钢，按公式（3-5）估算轴的最小直径式中 P轴传递功率，P0.428kW；n轴转速，n23.787rmin；C计算常数，取决于轴的材料和受载情况，查9表11.3的C=120；代入各值，则L4=255mm，d1=32mm，d2=38mm，d3=40mm，d4=46mm,d5=56mm,d6=46mm，d7=40mm ，d8=38mm ，d6=32mm。图4-19卷筒轴I的结构尺寸联轴器的计算转矩=1.2171.83=式中 联轴器的工作情况系数，因为轴的转矩变化中，连接电动机，取=1.2。选择凸缘联轴器，按联轴器额定转矩T =，许用转速n 1000r/min，查6表2-7（GB5843-86），选用YL8型凸缘联轴器，T ，n=4300r/min。联轴器长度=169，与轴配合毂孔长度=82，半联轴器孔径=32。强度校核：图4-20卷筒轴I的受力分析=90mm,=84mm,=84mm,=255mm,=171830=171830/2=85915；N图4-21卷筒轴I的弯矩图和扭矩图 弯扭合成强度校核：；W=60Mpa，故满足要求。轴上键的校核：；mm, , ,因此键的强度满足要求。4.2.3卷筒轴II的校核 轴材料采用45，按公式（3-5）估算轴的最小直径： 式中 P轴传递功率，P0.428kW；n轴转速，n23.787rmin；C计算常数，取决于轴的材料和受载情况，查9表11.3取C=120；代入各值，则取32mm，并以此作为轴II最小外径，并按轴上零件相互关系设计轴。轴的结构如图5-21所示,各部分的尺寸为L1=255mm，L2=84mm，L3=84mm,d1=32mm，d2=38mm，d3=40mm，d4=46mm,d5=56mm,d6=46mm，d7=40mm。图4-22卷筒轴II的结构尺寸强度校核：图4-23卷筒轴II的受力分析L1=255cm，L2=84cm，L3=84cm=171830/2=85915；N弯矩图和扭