塔式起重机行走部减速装置的研究.docx

塔式起重机行走部减速装置的研究摘 要塔式起重机是我国工业化建设必不可少的大型器械设备，而其工作效率和工作性能也直接体现了一个国家的工业化程度。塔式起重机的这些工作要求与塔机行走部减速装置的性能好坏又有直接的关系，而零件的设计和选择决定着减速器的性能，因此，合理的减速器的设计是提升塔式起重机性能的最有效途径之一。减速器作为传动装置，作用于工作机和原动机之间，可以通过增大转矩和降低转速来满足工作需求。结合塔式起重机行走部工作要求，对塔机行走部的减速器的传动零件进行参数设计计算，选用更加合理的参数设计计算来提高减速器承载能力、减轻质量、减少成本和增加寿命，经过准确合理的参数设计计算和选择，再通过二维、三维等机械制图软件进行绘制设计，确保减速器的合理性和实用性，满足实际情况中的零件的标准化、通用化以及减速器本身的易维修性。本文仅对减速器进行基于数学规划的方法达到合理参数设计计算，结合塔式起重机实际作业情况考虑设计，随着中国工业化发展和塔机的更新换代，该课题还有很多后续的优化设计工作需要完成。关键词：减速器；参数设计计算；零件 Tower crane of walking speed reducer ResearchAbstractTower crane is an essential part of our country industrialization construction of large equipment, and its efficiency and working performance also directly reflects the degree of a countrys industrialization. Tower crane of the job requirements and walking speed of reduction gear performance is good or bad has a direct relationship, and the design of the parts and choice decides the performance of reducer, therefore, reasonable design of gear reducer is one of the most effective way to improve the performance of tower crane.Reducer as actuator, role between the working machine and prime mover, can reduce the speed by increasing the torque and to meet the job requirements. Combining tower crane travel department work, walk for the department of reducer for parameter design and calculation of the transmission parts, choose more reasonable parameter design and calculation to improve the quality of gear reducer bearing capacity and reduce, reduce costs and increase longevity, through accurate and reasonable parameter design calculation and selection, through 2 d and 3 d mechanical drawing software such as drawing design, ensure the rationality and practicability of the speed reducer, meet the actual situation of the parts of standardization, generalization and easy maintainability reducer itself. This article only for the gear reducer based on the mathematical programming method to achieve the parameter optimization design, in combination with the practical assignment consider design of tower crane, as Chinas industrial development and upgrading of tower crane, the optimization design of the subject and many subsequent work needs to be done.Key Words：Reducer；Design value；Parts目 录1 绪 论12 设计任务书32.1 设计条件32.2 原始数据32.3 传动装置总图33 机械传动装置的设计计算43.1 传动方案的拟定43.2 电动机的选择43.3 传动比的计算与分配54 计算传动装置运动参数64.1 计算各轴转速64.2 计算各轴功率64.3 计算各轴扭矩65 传动零件的设计计算85.1 高速级齿轮设计85.2 低速级齿轮设计135.3 开式齿轮设计计算186 轴系零件的设计计算236.1 高速轴的设计计算236.2 中速轴的设计计算266.3 低速轴的设计计算297 轴承的选择和校核计算328 键的选择和校核计算349 减速器附件的设计3610 润滑与密封37总 结38致 谢39参考文献411 绪 论本文主要研究的是塔式起重机行走部减速装置，塔式起重机在高层建筑工地施工和安装工程起吊物料中的应用十分广泛。随着中国工业化进程的快速发展，塔式起重机市场也越来越大，塔机的更新换代也十分迅速，能否满足高效率的工作要求将是检验塔式起重机性能的唯一标准。塔式起重机行走部减速装置是塔机重要的工作组成部分，而减速器正是其核心部件。减速器在各行各业中都有着广泛运用，减速器的类别、型式有很多。一般可以根据减速器中所采用的齿轮齿形和轮廓曲线来划分减速器的类别；而从结构上划分减速器，又可以根据齿面硬度、传动级数、联接型式等因素来设计不同性能的减速器。由于目前生产的减速器还存在着承载能力低、体积大、寿命短及其成本高等问题，若要满足塔式起重机的工作强度和需求，一般的减速器必然不能达到，因此，本文对二级齿轮减速器进行了参数优化设计和选择，尽可能满足塔机行走部的性能需求。对塔式起重机市场所需求的各品种塔机的多样化有着重要的意义。综合来看，我国塔机产品的技术性能、制作质量和产品型号规格，与发达国家相比，仍然存在较大的差距，因此，对减速器进行改进优化，选择更适合的参数势在必行，只要我们敢于创新，很快便可超越其他国家，让我国塔机制造生产技术走在世界前线。2 设计任务书2.1 设计条件塔式起重机的工作空间一般较大，在高层建筑建设以及安装工程中起吊物料的运用十分广泛且重要。起重机可在专用钢轨上水平行走。行走部减速装置可正反转，载荷平稳；运动速度允许误差5%；传动零件工作总时数10000h，大修2000h；由中型机械厂制造，小批量生产。2.2 原始数据表1 塔式起重机行走部原始数据题号运动阻力F/Kn运行速度n/ms车轮直径D/mm起动系数Kd11.60.583501.32.3 传动装置总图1- 电动机；2-减速器；3传动轴；4-齿轮传动；5-车轮；6-轨道图1 传动简图3 机械传动装置的设计计算3.1 传动方案的拟定（1） 由设计任务书可知，电动机通过联轴器将动力传入减速器，再经过联轴器传给齿轮从而带动车轮工作。传动系统中使用二级分流式圆柱齿轮减速器。（2） 计算车轮工作转速n=n601000D=0.586010003.14350=31.65r/min（3） 采用水平剖分式是为了方便加工。（4） 因为高速级轴转速较高并且无轴向力，所以在轴承的选择上暂选择深沟球轴承；而低速级轴选择圆柱滚子轴承。（5） 联轴器全部选择弹性套柱销联轴器。3.2 电动机的选择计算工作机所需功率Pw，查机械设计课程设计书4得公式（3-1）：Pw=Fwvw1000式中Fw=1.6Kn,vw=0.58m/s,为总效率。查表得：滚动轴承效率1=0.98，齿轮效率2=0.97，联轴器效率3=0.99，车轮效率4=0.90。所以，可得：=0.9830.9960.9730.90=0.728可得：Pw=1.60.5810000.728=1.275kw已知起动系数Kd=1.3所需电动机额定功率PKP=1.31.275=1.658kw查机械设计课程设计书表17-7可知：选择Y系列1500r/min电动机具体牌号为Y100L1-4型，额定功率为2.2kw,满载转速为1430r/min。3.3 传动比的计算与分配 计算总传动比，查机械设计课程设计书公式（3-5）：i=nmnwi=143031.65=45.18二级圆柱减速器，选择两级的大齿轮的直径相近，从而达到相近的浸油深度。查机械设计课程设计书公式（3-7）：i1=1.3ii1=1.345.18=7.66i2=1.37.66=3.16i3=1.33.16=2.03可得高速级传动比i1=7.66,中速级传动比i2=3.16,低速级传动比i3=2.03。4 计算传动装置运动参数4.1 计算各轴转速高速轴转速 n1=nm=1430r/min中间轴转速 n2=n1i1=14307.66=187r/min低速轴转速 n3=n2i2=1873.16=59r/min输出轴转速 n4=n3=59r/min车轮轴转速 n5=n4i3=19r/min4.2 计算各轴功率电动机轴功率 P0=P1=2.20.98=2.16kw高速轴功率 P1=P012=2.160.980.97=2.05kw中间轴功率 P2=P123=2.050.970.99=1.97kw低速轴功率 P3=P223=1.970.970.99=1.89kw输出轴功率 P4=P313=1.890.980.99=1.83kw车轮轴功率 P5=P423=1.830.970.99=1.76kw4.3 计算各轴扭矩电动机轴扭矩 T0=9500P0nm=95002.161430=14.3Nm高速轴扭矩 T1=9500P1n1=95002.051430=13.6Nm中间轴扭矩 T2=9500P2n2=95001.97187=100.1Nm低速轴扭矩 T3=9500P3n3=95001.8959=304.3Nm输出轴扭矩 T4=9500P4n4=95001.8359=294.7Nm车轮轴扭矩 T5=9500P5n5=95001.7619=880Nm表2 各轴转速、功率、扭矩轴转速n(r/min)输出功率P（kw）输出扭矩T（Nm）电动机轴14302.1614.3高速轴14302.0513.6中间轴1871.97100.1低速轴591.89304.3输出轴591.83294.7车轮轴191.768805 传动零件的设计计算5.1 高速级齿轮设计(1)选择齿轮材料，确定许用应力。 小齿轮 40Cr调质 HBS1=260HBS 大齿轮 45正火 HBS2=210HBS 查机械设计课本1式12.15可知，许用接触应力H=HlimSHminZN 由机械设计课本图12.17可得：小齿轮Hlim1=700N/mm2 大齿轮Hlim2=550N/mm2 应力循环次数NN1=60n1jLh=6014301104=8.58108N2=N1i1=8.581087.66=1.12108 接触寿命系数ZN，查机械设计课本图12.18可得：ZN1=1.03ZN2=0.98 接触疲劳强度最小安全系数SHmin，查机械设计课本表12.14可得：SHmin=1则 H1=Hlim1SHmin1ZN1=7001.031=721N/mm2H2=Hlim2SHmin2ZN2=5500.981=539N/mm2 许用弯曲应力F=FlimSFminYNYX 弯曲疲劳极限Flim，查机械设计课本图12.23可得：Flim1=540N/mm2Flim2=400N/mm2 弯曲疲劳强度最小安全系数SFmin, 查机械设计课本图12.18可得：SFmin=1.25 弯曲疲劳强度寿命系数YN,查机械设计课本图12.24可得：YN=0.9 弯曲疲劳强度尺寸系数YX，查机械设计课本图12.25可得：YX=1则 F1=Flim1SFminYNYX=54010.91.25=388.8N/mm2F2=Flim2SFminYNYX=40010.91.25=288N/mm2(2)齿面接触疲劳强度计算 确定齿轮传动精度等级，按v1=(0.0130.022)n13P1n1估计圆周速度v1=4m/s,查机械设计课本表6.7选取公差组8级。 小齿轮分度圆直径d1,查机械设计课本1式12.30得：d132KT1d1ZEZHZZH2 齿宽系数d，按照齿轮相对于轴承为非对称分布。查机械设计课本表12.13取：d=0.8 小齿轮齿数Z1，根据推荐值2040，选取Z1=24 大齿轮齿数Z2，Z2=Z1i1=247.66=183.84 取Z2=184 齿数比，=Z2Z1=18424=7.67 传动比误差，=7.67-7.667.67=0.0010.05 小齿轮转矩Td1，Td1=T1=13.6Nm 载荷系数K，K=KAKVKK KA使用系数，查机械设计课本表12.9取：KA=1 KV动载系数，查机械设计课本图12.9取：KV=1 K齿间载荷分布系数，机械设计课本表12.10取：K=1.4 K齿向载荷分布系数，查机械设计课本图12.14取：K=1.15 可得：K=KAKVKK=111.41.15=1.61 材料弹性系数ZE,查机械设计课本表12.12取：ZE=189.8 节点区域系数ZH，查机械设计课本图12.16可得：ZH=2.45 重合度系数Z,根据推荐值0.750.88，选取Z=0.85 螺旋角系数Z，由Z=cos=cos12=0.99则： d132KT1d1ZEZHZZH2=321.6113.61030.87.6717.67189.82.450.850.995392=68.8 法向模数mn,mn=d1cosZ1=68.8cos1224=2.8,取模数mn=3 中心距，=mnZ1+Z22cos=324+1842cos12=109 分度圆螺旋角，=arccosmnZ1+Z22a=arccos324+1842319=12分度圆直径d1,d1=mZ1cos12=324cos12=70.43mm圆周速度v,v=d1n160000=70.43143060000=5.27m/s齿宽b,b=dd1=0.868.8=55.04,取b=55mm大齿轮齿宽b2,b2=b=55mm小齿轮齿宽b1,b1=b2+510,取b1=60mm(3)齿根弯曲疲劳强度校核计算 斜齿圆柱齿齿根弯曲疲劳强度F,查机械设计课本式12.33得：F=2KT1bd1mnYFYSYYF当量齿数Zv，Zv1=Z1cos3=24cos12=24.5 Zv2=Z2cos3=184cos12=188.1应力修正系数YSa，查机械设计课本图12.22 取：小轮YSa1=1.68大轮YSa2=1.85齿形系数YFa，查机械设计课本图12.21取： 小轮YFa1=2.4 大轮YFa2=2.15不变位时，计算端面啮合角arctantan20cos=20.45端面模数mt，mt=mncos=3/cos12=3.07mm重合度，查机械设计课本式12.6知：=cos1.88-3.21Z11Z2=cos121.88-3.2124+1184=1.68重合度系数Y，查机械设计课本式12.18知：Y=0.25+0.75=0.7螺旋角系数Y,查机械设计课本式12.35和12.36知：Y=1-120YminYmin=1-0.250.75取Y=0.89验算：F1=2KT1b1d1mnYF1YS1YY=21.6113.65570.432.41.680.70.89=94.7N/mm2F1 F2=2KT2b2d1mnYF2YS2YY=21.61100.15570.432.151.850.70.89=68.8N/mm2F2综上，齿轮弯曲疲劳强度满足条件。大齿轮分度圆直径d2,d2=mnZ2/cos=3184/cos12=180mm齿根圆直径df, df1=d1-2hf=37.5mmdf2=d2-2hf=175.4mm齿顶圆直径da, da1=d1+2ha=42mmda2=d2+2ha=180mm5.2 低速级齿轮设计(1)选择齿轮材料，确定许用应力。 小齿轮 40Cr调质处理 HBS1=260HBS 大齿轮 45正火处理 HBS2=210HBS 查机械设计课本式12.15可知，许用接触应力H=HlimSHminZN 由机械设计课本图12.17可得：小齿轮Hlim1=700N/mm2 大齿轮Hlim2=600N/mm2 应力循环次数NN1=60n2jLh=601871104=1.29108N2=N1i2=1.291083.16=4.1107 接触寿命系数ZN，查机械设计课本图12.18可得：ZN1=1.15ZN2=1.25 接触疲劳强度最小安全系数SHmin，查机械设计课本表12.14可得：SHmin=1.25则 H1=Hlim1SHmin1ZN1=7001.151.25=645N/mm2H2=Hlim2SHmin2ZN2=6001.251.25=600N/mm2 许用接触应力F=FlimSFminYNYX 接触疲劳极限Flim，查机械设计课本图12.23可得：Flim1=380N/mm2Flim2=295N/mm2 接触疲劳强度最小安全系数SFmin, 查机械设计课本图12.18可得：SFmin=1.4 接触疲劳强度寿命系数YN,查机械设计课本图12.24可得：YN=1 接触疲劳强度尺寸系数YX，查机械设计课本图12.25可得：YX=1则 F1=Flim1SFminYNYX=380111.4=270N/mm2F2=Flim2SFminYNYX=295111.4=210N/mm2(2)齿面接触疲劳强度计算 确定齿轮传动精度等级，按v1=(0.0130.022)n13P1n1估计圆周速度v1=0.9m/s,查选取公差组8级。 小齿轮分度圆直径d1,查机械设计课本式12.30得：d132KT1d1ZEZHZZH2 齿宽系数d，按照齿轮相对于轴承为非对称分布。查机械设计课本表12.13取：d=0.8 小齿轮齿数Z1，根据推荐值2040，选取Z1=25 大齿轮齿数Z2，Z2=Z1i1=253.29=81.5 取Z2=82 齿数比，=Z2Z1=8225=3.28 传动比误差，=3.29-3.283.29=0.0010.05 小齿轮转矩Td2，Td2=T2=100.1Nm 载荷系数K，K=KAKVKK KA使用系数，查机械设计课本表12.9取：KA=1.25 KV动载系数，查机械设计课本图12.9取：KV=1.2 K齿间载荷分布系数，查机械设计课本表12.10取：K=1.1 K齿向载荷分布系数，查机械设计课本图12.14取：K=1.1 可得：K=KAKVKK=1.251.21.11.1=1.815 材料弹性系数ZE,查机械设计课本表12.12取：ZE=189.8 节点区域系数ZH，查机械设计课本图12.16可得：ZH=2.5 重合度系数Z,根据推荐值0.750.88，选取Z=0.87 螺旋角系数Z，由Z=cos=cos12=0.99则： d232KT1d1ZEZHZZH2=321.815100.11030.87.6717.67189.82.50.870.995392=74.2 法向模数mn,mn=d2cosZ1=74.2cos1224=2.98,取模数mn=3 中心距，=mnZ1+Z22=325+822=156 分度圆螺旋角，=arccosmnZ1+Z22a=arccos324+1842319=12 分度圆直径2,d2=mZ1cos12=324cos12=60.4mm 圆周速度v,v=d2n260000=60.418760000=0.85m/s 齿宽b,b=dd1=0.860.4=48.32,取b=50mm 大齿轮齿宽b2,b2=b=50mm 小齿轮齿宽b1,b1=b2+510,取b1=60mm(3)齿根接触疲劳强度校核计算 斜齿圆柱齿齿根弯曲疲劳强度F,查机械设计课本式12.33得：F=2KT2bd2mnYFYSYYF 当量齿数Zv，Zv1=Z1cos3=25cos12=24.5 Zv2=Z2cos3=82cos12=81.1 应力修正系数YSa，查机械设计课本图12.22 取：小轮YSa1=1.59大轮YSa2=1.78 齿形系数YFa，查机械设计课本图12.21取： 小轮YFa1=2.6 大轮YFa2=2.2 不变位时，计算端面啮合角arctantan20cos=20.45 端面模数mt，mt=mncos=3/cos12=3.07mm 重合度，查机械设计课本式12.6知：=cos1.88-3.21Z11Z2=cos121.88-3.2125+182=1.82 重合度系数Y，查机械设计课本式12.18知：Y=0.25+0.75=0.7 螺旋角系数Y,查机械设计课本式12.35和12.36知：Y=1-120YminYmin=1-0.250.75取Y=0.89验算：F1=2KT2b1d1mnYF1YS1YY=21.61100.15560.432.61.590.70.89=122.14N/mm2F1 F2=2KT2b2d1mnYF2YS2YY=21.61100.16060.432.21.780.70.89=128.23N/mm2F2 综上，齿轮接触疲劳强度满足条件。 大齿轮分度圆直径d2,d2=mnZ2/cos=382/cos12=237mm 齿根圆直径df, df1=d1-2hf=68.5mmdf2=d2-2hf=230mm 齿顶圆直径da, da1=d1+2ha=82mmda2=d2+2ha=244mm5.3 开式齿轮设计计算(1)选择齿轮材料，确定许用应力。 小齿轮 40Cr表面淬火 大齿轮 45表面淬火 因为开式齿轮传动的主要形式为齿面磨损和疲劳打断，所以进行弯曲疲劳强度的计算，并且考虑磨损的影响，需要将模数增加10%20%。 许用弯曲应力F，查机械设计课本式12.19可知：F=FlimSFminYNYX 弯曲疲劳极限Flim，查机械设计课本图12.23可得，双向传动乘以0.7：Flim1=378N/mm2Flim2=295N/mm2 弯曲强度寿命系数YN，查机械设计课本图12.24取：YN1=YN2=1 弯曲强度尺寸系数YX，查机械设计课本图12.25(设模数m小于5)取：YX=1 弯曲强度最小安全系数SFmin,查机械设计课本表12.24可得：SFmin=2 则 F1=378112=245N/mm2F2=295112=197.5N/mm2 因为设计开式齿轮是软齿面闭式传动，所以按照齿面接触疲劳强度进行设计。 确定齿轮传动精度等级，按v4=0.0130.022n43P4n4估取圆周速度v1t=0.418m/s。 查机械设计课本表1.7选取公差组8级。 小齿轮分度圆直径d1,查机械设计课本式12.30得：d132KT1d1ZEZHZZH2 齿宽系数d，按照齿轮相对于轴承为非对称分布。查机械设计课本表12.13取：d=0.8 小齿轮齿数Z1，根据推荐值2040，选取Z1=28 大齿轮齿数Z2，Z2=Z1i1=282=56 取Z2=56 齿数比，=Z2Z1=5628=2 传动比误差，=00.05 小齿轮转矩Td，Td=9.55106Pn1=3.6105Nm 载荷系数K，K=KAKVKK KA使用系数，查机械设计课本表12.9取：KA=1.25 KV动载系数，查机械设计课本图12.9取：KV=1.2 K齿间载荷分布系数，查机械设计课本表12.10取：K=1.1 K齿向载荷分布系数，查机械设计课本图12.14取：K=1.1 可得：K=KAKVKK=1.251.21.11.1=1.815 材料弹性系数ZE,查机械设计课本表12.12取：ZE=189.8 节点区域系数ZH，查机械设计课本图12.16可得：ZH=2.5 重合度系数Z,根据推荐值0.750.88，选取Z=0.87则： d132KT1d1ZEZHZH2=321.8153.61050.8212189.82.50.875392111.4 法向模数mn,mn=d1cosZ1=111.4cos1228=3.98,取模数mn=m1.15=5 小轮分度圆直径d1，d1=mz1=140mm 中心距，=mnZ1+Z22=528+562=213 圆周速度v,v=d1n160000=140143060000=0.4m/s 齿宽b,b=dd1=0.8140=89,取b=89mm 大齿轮齿宽b2,b2=b=89mm 小齿轮齿宽b1,b1=b2+510,取b1=95mm(3)齿根弯曲疲劳强度校核计算 斜齿圆柱齿齿根弯曲疲劳强度F,查机械设计课本式12.33得：F=2KT1bd1mnYFYSYYF 应力修正系数YSa，查机械设计课本图12.22 取：小轮YSa1=1.61大轮YSa2=1.725 齿形系数YFa，查机械设计课本图12.21取： 小轮YFa1=2.55 大轮YFa2=2.29 不变位时，计算端面啮合角arctantan20cos=20.45 端面模数mt，mt=mncos=3/cos12=3.07mm 重合度，查机械设计课本式12.6知：=cos1.88-3.21Z11Z2=cos121.88-3.2128+156=1.71 重合度系数Y，查机械设计课本式12.18知：Y=0.25+0.75=0.7 螺旋角系数Y,查机械设计课本式12.35和12.36知：Y=1-120YminYmin=1-0.250.75取Y=0.89验算：F1=2KTdb1d1mnYF1YS1=21.613.61039514052.551.61=133.8N/mm2F1 F2=2KTdb2d1mnYF2YS2=21.613.61039514052.291.725=122.7N/mm2F2 综上，齿轮弯曲疲劳强度满足条件。 大齿轮分度圆直径d2,d2=mnZ2/cos=528/cos12=280mm 齿根圆直径df, df1=d1-2hf=267.5mmdf2=d2-2hf=127.5mm 齿顶圆直径da, da1=d1+2ha=150mmda2=d2+2ha=280mm6 轴系零件的设计计算6.1 高速轴的设计计算 已知n=1430r/min，T=14.3Nm，T=T2=7.15Nm1.计算作用在齿轮上的力。 圆周力Ft1=2Td1=214.370.43=0.45KN径向力Fr=Ft1tanncos=0.16KN轴向力Fa=Fttan=0.17KN法向力Fn=Ftcosncos=0.49KN圆周力、径向力、及轴向力的方向如图2所示：图2 高速齿轮受力分析2.初步确定轴的最小直径。查机械设计课本式12.6可知：dC3PN 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，采取调质处理。查机械设计课本表16.2可知C=110，得：dmin=C3PN=110320501430=17.1mm因为该轴的直径d100mm，所以要在最小轴径处开一个联轴器固定键槽，一般轴颈增大5%7%,这里选择轴颈增大5%则dmin=1.05d=18mm因为输入轴的最小直径即是安装联轴器处的直径。所以选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩公式为；Tca=KAT 查机械设计课本图表14.1，取KA=1.3，则Tca=1.3142.5=185.2Nm根据Tca=185.2Nm,以及电动机轴径D=38mm，查标准GB4323-1984，选用HL2型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径dmin=25mm。3.轴的结构设计计算。拟定轴上零件的装配方案。经过分析和比较，选用如下图3所示的装配方案：图3 高速轴装配方案简图确定轴的各段直径和长度：1） 联轴器采用轴肩定位，I-II段dI-II,查GB联轴器尺寸可知dI-II=25mm，又因为d-d-=512mm，所以d-=30mm。2） 根据前面的传动方案分析可初步选择滚动轴承。传动方案设计中没有轴向力、载荷不大并且高速轴转速较高，所以选用深沟球轴承。根据d-=30mm，查GB276-1989初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承61907，所以可得d-dVII-VIII=35mm。3） 取dV-VI=37mm，d-=dVI-VII=36mm。 4） 箱体内壁到轴承座孔端面的距离：L1=+C1+C2+510mm,取L1=45mm,因为采取凸缘式轴承盖，则L-=50mm。由深沟球轴承可知LVII-VIII=L-=10mm。5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为a1=15mm，滚动轴承端面距箱体内壁S1=5mm。6） 根据总传动方案的拟定，选定LVILVII=115mm4.轴上零件的周向定位。半联轴器与轴的周向定位都采取普通A型平键连接，按dI-II=25mm，LI-II=56mm。所以，bhl=10mm8mm50mm。5.绘制轴的弯矩图与扭矩图。图5弯矩、扭矩表3 弯矩、扭矩载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH2=1426NFNv1=FNv2=532N弯矩MH=54192NmmMv=20190Nmm总弯矩MM=57830Nmm扭矩TT=28450Nmm按照弯扭合成应力进行轴强度校核：根据表3对危险截面进行校核，取=0.6，轴的计算应力: c=M2+T2W=578302+0.62845022050=11.9MPa根据所选轴的材料，查机械设计课本表8.2可得-1=60MPa,因此c-1，故轴安全。6.2 中速轴的设计计算已知TII=121.2Nm，nII=214.3r/min1.求作用在齿轮上的力。圆周力Ft1=1361.3N径向力Fr2=Fr1=507.2N轴向力F1=F2=110.5N圆周力Ft3=2Td3=3232.5N径向力Fr3=Ft3tan20=1176.5N中速轴上的力的方向如下图6所示:图6 中速轴齿轮受力分析2.初步确定轴的最小直径。查机械设计课本式12.6可知：dC3PN 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，采取调质处理。查机械设计课本表16.2可知C=110，得：dminC3PnII=11031970214.3=27.5mm因为该轴的最小直径即为安装轴承处的直径，所以取dIImin=30mm。3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如下图图7 中速轴装配简图（2）确定轴的各段直径和长度 1）根据dIImin=30mm可取dI-II=30mm，轴承与高速齿轮之间采用套筒定位，取dII-III=dIV-V=35mm，高速齿轮与开式齿轮之间采用套筒定位，取dIII-IV=38mm，开式齿采用轴肩定位，取h=8mm，则dIV-V=46mm，取LIV-V=6mm,LIII-IV=64mm，则LII-III=35mm,LIV-VI=26mm 2）初步选择滚动轴承 初步选取型号为32006的圆锥滚子轴承，初步选取0组游隙和0级公差，则取LI-II=LVI-VII=40mm， 3）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键连接，前面已知：dIII-IV=38mm，LIII-IV=64mm，dII-III=35mm,LIV-VI=26mm。 查机械设计课程设计书表11.1取各键的尺寸为： III-IV段：bhL=10mm8mm60mm II-III段以及V-VI段：bhL=10mm8mm26mm 4）绘制轴的弯矩图与扭矩图 图8 弯矩、扭矩表4 弯矩、扭矩载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH2=509.9NFNV1=FNV2=81.05N弯矩MH=120523NmmMV=34862Nmm 总弯矩MM=145021Nmm扭矩TT=121220Nmm按照弯扭合成应力校核轴的强度： 根据表4对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力:c=M2+T2W=1450212+0.612122022050=26.43MPa前面已选定轴的材料为45钢，并进行调质处理，查机械设计课本表8.2可得-1=60MPa,因此c-1，故轴安全。6.3 低速轴的设计计算 已知TIII=370.8Nm，nIII=66.96r/min1求作用在轴上的力 圆周力Ft4=Ft3=3129.3N，Fr4=Fr3=1138.97N2初步确定轴的最小直径查式12.6可知：dC3PN 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，采取调质处理。查机械设计课本表16.2可知C=110，得：dmin=C3PNIII=1103189066.96=39.96mm。该轴的最小直径即为安装联轴器处的直径，来选取联轴器的型号。查机械设计课本表14.6，考虑到运转平稳以及带具有缓冲的性能，则选用HL4型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=42mm，其轴孔长度L=90mm，则轴的最小直径dIII=42mm。3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如图9所示的方案图9 低速轴装配简图（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取dI-II=42mm，为满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，取dII-III=50mm，联轴器用轴端挡圈紧固。 2）初步选择滚动轴承 根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙、0级公差的32011圆锥滚子轴承， 故dIII-IV=55mm。 3）轴承采用套筒定位，取dIV-V=57mm。 4）根据轴颈查图表（机械设计课本图15-2，机械设计课本表13-21）取安装齿轮处轴段dIV-V=60mm，齿轮采用轴肩定位，取h=6mm，则：dV-VI=66mm，取LVI-VII=6mm，由于轴结构对称所以尺寸取相同。5）取dIII-IV=57.8mm，LIII-IV=2.3mm，LIV-V=89.7mm，LIII-IV=8mm 6）根据轴II，轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离S3=15mm，则： LI-II=90mm, LII-III=37mm, LIII-IV=28mm, LIV-V=46mm, LV-VI=57mm, LVII-VIII=55mm(3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，前面已知：dI-II=42mm，LI-II=90mm，dV-VI=60mm,LV-VI=57mm。 查机械设计课程设计书表11.1取各键的尺寸为： I-II段：bhL=12mm8mm80mm V-VI段以及V-VI段：bhL=18mm11mm52mm （4）绘制轴的弯矩图与扭矩图图10 弯矩、扭矩表5 弯矩、扭矩载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH2=1342.2NFNV1=FNV2=488.6N弯矩MH=202664NmmMV=73766Nmm 总弯矩MM=215639Nmm扭矩TT=306860Nmm按照弯扭合成应力校核轴的强度： 根据表5对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力:c=M2+T2W=2156392+0.630686021890=22.49MPa前面已选定轴的材料为45钢，并进行调质处理，查机械设计课本表8.2可得-1=60MPa,因此c2000h所以，选用的轴承满足寿命要求，确定使用深沟球轴承61907。2.轴II上的轴承选择与计算由中间轴II的设计已知