滑移式起重运输传动装置的设计设备.doc

学业设计题目：滑移式起重运输设备传动装置的设计作 者 倪海 届 别 2013 系 别 机械工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 指导教师 谭湘夫 职 称 副教授 完成时间 2013年5月10日 摘要了解夹钳的工作原理及结构，根据夹钳设备的动力来源，工作情况以及各不仅得传动效率，确定传动装置结构；采用机械设计的一般设计方法，包括机械设计辅助软件AutoCAD和Pro/e，计算传动装置的运动和动力参数，计算轴承、联轴器及键的参数等，并确定了传动方案。本论文所设计的传动装置应用于滑移式臂架式起重机上，起重重量50kg,起升速度达0.5m/s,搬运物体快速便捷，设备运行良好。对传动装置的设计研究，可以保证长时间运行中安全可靠的稳定作业。关键词：滑移式；起重机；传动装置；AutoCAD；Pro/eABSTRACTUnderstand the clamps, according to the structure and working principle of equipment clamps and power sources, work of all parts of the transmission efficiency ,to determine the transmission device structure;transmission device is the most important part of slip lifting machine and transportation equipment .In this paper, it is designed for crane gear. By adopting the general design method of mechanical design，and mechanical design software AutoCAD and Pro / E，kinematic of Transmission, dynamic parameters, bearings, couplings and key parameters were calculated，and the transmission scheme was decided. the driving device was designed than sapplied to the jib crane, Lifting weight50kg, hoisting speed of0.5m / s, carry objects quickly and easily, equipment running well. The research and design on gearing,can guarantee the long time operation of safe and reliable and stable operation. Keywords: slip lifting machine；crane; transmission device; AutoCAD;Pro / E目录摘要IABSTRACTII1 前言12 50kg起重机的设计方案12.1 起重机种类的选择与确定12.2 臂架式起重机的工作原理22.3起重传动装置的设计22.4旋转传动装置的设计42.5 50kg起重机电机的选择53 传动装置齿轮、轴的设计73.1 传动比的分配83.2 传动参数的计算83.3 齿轮传动的设计计算93.4 几何尺寸的计算153.5 轴的设计163.5.1 高速轴的设计163.5.2 低速轴的设计214轴承、联轴器及键的计算与校核264.1 高速轴配合轴承的选择与轴承寿命验算264.2 低速轴配合轴承的选择与轴承寿命验算274.3 高速轴键的选择284.4低速轴键的选择294.5 高速轴联轴器的选择294.6 低速轴联轴器的选择305 润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择306 其他技术说明307总结31参考文献32致谢33II湖南理工学院毕业设计（论文）1 前言由于齿轮传动在减速器装置中使用广泛，以此，人们都十分重视研究这个基础部件。无论在减小体积，减轻重量，提高效率，改善工艺，延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都会促进资源（包括人力，材料和动力）的节省。于是我们研究起重机的传动部分，通过给定条件选择了展开式双极圆柱斜齿齿轮减速器，通过计算，设计了主要的传动零件，减速器的输入轴，输出轴，和中间轴，以及齿轮，从而达到传动的需要，满足了设计任务。2 50kg起重机的设计方案2.1 起重机种类的选择与确定起重机械按其功能和结构特点，大致可以分为下列4大类16：(1)桥式起重机桥式起重机是桥架在高架轨道上运行的一种桥架型起重机，又称天车。桥式起重机的桥架沿铺设在两侧高架上的轨道纵向运行，起重小车沿铺设在桥架上的轨道横向运行，构成一矩形的工作范围，就可以充分利用桥架下面的空间吊运物料，不受地面设备 的阻碍。(2)轻、小型起重设备轻小型起重设备的特点是轻便、结构紧凑，动作简单，作业范围投影以点、线为主。轻、小型起重设备，一般只有一个升降机构，它只能使重物作单一的升降运动。电动葫芦常配有运行小车与金属构架以扩大作业范围。 (3)升降机升降机的特点是重物或取物装置只沿导轨升降。升降虽只有一个升降机构，但在升降机中，还有许多其他附属装置，所以单独构成一类，它包括：电梯、贷梯、升船机等。 (4)臂架式起重机臂架式起重机包括：起升机构、变幅机构、旋转机构。依靠这些机构的配合动作，可使重物在一定的圆柱形空间内起重和搬运。臂架式起重机多装设在车辆上或其他形式的运输（移动）工具上，这样就构成了运行臂架式旋转起重机。如汽车式起重机、轮胎式起重机、塔式起重机、门座式起重机、浮式起重机、铁路起重机等。 由上四种类型，结合0.5T 起重机的载荷不是很重，但需要实现垂直升降和水平运移，在此篇论文中我选择第三种类型臂架式起重机。2.2 臂架式起重机的工作原理1-底座 2-电动机1 3-电动机2 4-皮带轮 5-起重滑轮 6-吊臂 7-吊臂支柱图2.1 起重机总体装配图臂架式起重机是通过起升机构来实现贷物的升降，通过摆动机构来实现贷物的水平运移。电动机2通过钢丝绳卷与起重滑轮3结合带动钢丝绳上的贷物升降运动，电动机1通过皮带轮6带动吊臂支柱7水平运移同时钢丝绳上的贷物也水平运移。机构停止工作时，制动器使夹钳连同贷物悬停在空中。夹钳的升降靠电动机2改变转向来实现，夹钳的水平运移靠电动机1改变转向来实现。2.3 起重传动方案的设计根据工作原理的不同,可将传动分为两类：机械传动；电传动。本论文所涉及的是机械传动,具体可以分为带传动、链传动、齿轮传动和蜗杆传动。当设计传动时，如传递的功率P 、传动比i和工作条件已定，则不同类型的传动各有其优缺点。选择传动类型时所依据的主要指标是：效率高、外廓尺寸小，质量小，运动性能良好及符合生产条件（生产可能性、预期的生产率及生产成本）等。至于在具体情况下，究竟选择哪种传动类型，只有综合对比若干方案技术经济指标后才能做出结论。(1)功率与效率各类传动所能传递的功率取决于其传动原理、承载能力、载荷分布、工作速度、制造精度、机械效率和发热情况等因素。一般地说，啮合传动传递功率的能力高于摩擦传动；蜗杆传动工作的发热情况较为严重，因而传递的功率不宜过大；摩擦轮传动由于必须具有足够的压紧力，故在传递同一圆周力时，其压轴力要比齿轮传动的大几倍，因而一般不宜用于大功率的传动；链传动和带传动为了增大传递功率的能力，必须增大链条和带的截面面积或排数（根数），这就要受到载荷分布不均的限制；齿轮传动在较多的方面优于上述各种传动，因而应用也就最广。不断提高传动的效率，就能节约动力，降低运转费用。效率的对立面是传动中的功率损失。在机械传动中，功率的损失主要由于轴承摩擦、传动零件间的相对滑动和搅动润滑油等原因，所损失的能量绝大部分转化热。为如果损失过大，将会使工作温度超过允许的限度，导致传动的失效。因此，效率低的传动装置一般不宜用于大功率的传动。各种传动传递功率的范围及效率概值见表2.2表2.3 各种传动传递功率的范围及效率概值 传动类型功率P/k W效率(未计入轴承中摩擦损失)使用范围常用范围闭式传动开式传动圆柱齿轮及锥齿轮传动极小60 0000.96 0.99 0.92 0.95蜗杆传动可达80020 50自锁的0.400.45 0.30 0.35 非自锁的，蜗杆头数为：z 1=1、224、60.70 0.80 0.60 0.70 0.80 0.85 0.85 0.92 链传动可达4 000 100以下0.97 0.98 0.90 0.93 带传动：平带V带同步带 摩擦轮传动13 500 20 30 0.940.98可达1 000 50 100 0.920.97可达300 10 以下0.95 0.98 很少至200 20 左右0.900.96 0.80 0.88 (2)速度速度是传动的主要运动特性之一。提高传动速度是机器的重要发展方向。表示传动速度的参数是最大圆周速度和最大转速。传动速度的提高，在不同传动形式中要受到不同因素的限制，例如载荷、传动的热平衡条件、离心力及振动稳定性等。表2.3中给出了各类传动一般的速度范围，以供参考。(3)外廓尺寸、质量和成本传动的外廓尺寸和质量与功率和速度的大小密切相关,也与传动零件材料的力学性能有关。但当这些条件一定时，传动装置的外廓尺寸和质量基本上取决传动的形式。在大传动比的多级传动中，传动比的分配对外廓尺寸有着很大的影响。传动比是传动的运动特性之一。各类传动用于单级减速及单级增速时的传动比（主动轮与从动轮的转速比）参考值见表2.3。表2.4 各类传动的最大允许速度、转速与传动比（参照值）传动类型最大允许速度最大允许转速减速传动比普通平带传动25 (30 )3(5)高质量皮革带传动35 40 7 000 8 000 5特殊高质量的织造的平带传动到 60 0005钢带传动80 100 5V带传动普通V带窄V带25 30 12 0008(15 )35 40 15 000 8(15 )同步带传动50 100 20 000 10 (20 )链传动4 0 8000 10000 6(10)(滚子)1 5(齿形)6级精度直齿圆柱齿轮传动到20 30 0005(8)6级精度非直齿圆柱齿轮传动到50 30 000 5(8)5级精度直齿圆柱齿轮传动到120 30 000 5(8)蜗杆传动1 53 40 (80 )摩擦轮传动15 25 5(15 )综上所述，从效率、外廓尺寸，质量，运动性能及生产条件等方面来考虑在50kg起重机中置于起重机底座作为主轴旋转用的穿的装置选择V带传动较为合理，由于电机的额定速度较大，而工作速度较小，可以采用多级V带传动来减速而达到所需速度。而置于悬臂上作为起重用的装置用2级齿轮减速器较为合理。由于起重量较大，并且要求有较为准确的上升下降位置，而齿轮传动的高精度，高效率恰好满足这些要求，故作此选择。2.4旋转传动装置的设计利用2级带传动，选择Z型V带其截面尺寸如下：表2.4 带型参数带型节宽bp/mm顶宽b/mm高度h/mm横截面积A/mm2角Z8.510.06.047由机械设计P146查表可选择V带数据如下表2.5 带轮参数小带轮直径大带轮直径中心距小带轮包角50mm500mm1800mm152mm图2.2旋转电机示意图2.550kg起重机电机的选择对任何需要配备传动装置或执行机构的电子设备而言，电气传动是最为理想和方 便的一类。其中控制电机和一些交、直流小功率电机的应用最为广泛。根据0.5T 起重机的工作条件，结合实际经验对电动机的容量进行选择，主要从载荷和工作速度两方面。该论文设计的起重机用来配合5T起重夹钳来进行工作，所以起吊速度不能太快，结合实际经验工作速度取0.5m /s较为合理。(1)重物重量M=50kg(2)重物提升速度m/s(允许重物提升速度误差5)(3)滚筒槽底直径mm；钢丝绳直径 mm(4)滚筒效率(包括滚筒轴承的效率损失)(5)设备工作条件，常温下工作，连续运转，载荷平稳，每日两班，工作10年，车间有三相交流电源。臂架式起重机用的电动机具有断续周期性的工作特点,在循环周期里,电动机通电运行一段时间后就断电,断电一段时间后又重新通电运行。在每次的通电过程中,电动机自身温度都跟随升高,但由于工作时间较短,自身温度还未达到额定温度值就又断电停止运行,温度又开始下降,也由于断电时间较短,自身温度也未能降到周围环境的温度就又重新通电运行。电动机自身温度经过如此交替变化之后才稳定在某一温度。(1)起重机用电动机具有较高的启动转距和最大转距；(2)起重机电动机具有较小的转子转动惯量，转子的半径比较大；(3)起重机用电动机按断续周期性工作类型制造，通常用负载持续率（接电持续率）、接电次数和起重次数3个参数表述起重机电气设备的断续周期工作制状况，并作为选型的重要依据。2.5.1 电动机1的选择(1)工作机所需功率 （2-1） 式中，FW为工作机的阻力(即已知条件中的提升重量G/2)，Vw为工作机的线速度(即重物提升速V2)，w为工作机的效率(即滚筒的效率)。(2)电动机到工作机的总效率 （2-2）式中， 分别为传动系统中轴承，齿轮，联轴器的效率。查机械设计课程设计表3-1的1=0.99，2=0.97，3=0.99。(3)所需电动机的功率 （2-3）由式(2-1)，(2-2)，(2-3)得 (4)电动机额定功率根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。 根据电动机所需功率和极速，查机械设计课程设计表853确定电动机的型号可选为：Y100L2、Y100L24、Y132S6和Y132M8四种。表2.1 备选方案比较方案电动机型号额定功率/kw同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比i高（低）速传动比1Y100L20.33000288022.65.62Y100L240.31500142011.143Y132S60.310009607.53.24Y132M80.37507105.62.8通过比较，高（低）速传动比不应大于5，起重机又要要求电动机有很高的转速，故选用方案2。2.5.2 电动机2的选择 由于电动机2主要用于主支撑轴的旋转，此处电机的功率直接选择。其参数下;雨刮电机雨刮电机表2.2 电动机2参数电动机型号额定功率/kw满载转速/r/minY80140.5513902.22.23 传动装置齿轮、轴的设计1-电动机，2-联轴器，3-减速箱，4-滚动轴承，5-轴,6-轴,7-轴,8-滚筒,9-滚筒支承图3.1 传动方案3.1 传动比的分配总传动比 (3-1)式中，为电动机满载转速，为工作机的转速 (3-2)式中，分别为高速传动比，低级传速传动比。 (3-3) (3-4)由式(3-1)，(3-2)，(3-3)，(3-4)得。将，反相代回得m/s，误差为： 所求误差在允许误差之内，所以，选取合理。3.2 传动参数的计算（1）各轴的转速 (m/s)高速轴的转速 中间轴的转速 低速轴的转速 滚筒轴的转速 （2）各轴输入功率(kW)高速轴的输入功率 中间轴的输入功率 低速轴的输入功率 滚筒轴的输入功率 （3）各轴的输入转矩 (Nm )高速轴的转速 中间轴的转速 低速轴的转速 滚筒轴的转速 （4）传动参数数据表表3.1 轴的传动参数电机轴轴轴轴滚筒轴功率(kW)32.972.852.742.60转矩(Nm)19.2319.0472.77188.91179.25转速(r/min)14901490374138.519138.519传动比142.781效率0.990.960.960.953.3 齿轮传动的设计计算(1)选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数1) 由于传动方案已给出，选用斜齿圆柱齿轮传动。2) 起重机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度(1009588)。3) 材料选择。由机械设计P191表101可知，齿轮材料均有45号钢调质。小齿轮1和小齿轮3齿面硬度为250 HBS，大齿轮2和大齿轮4齿面硬度为220 HBS。4) 选小齿轮1齿数，大齿轮2齿数。选小齿轮3齿数，大齿轮4齿数。5) 选取螺旋角。初选螺旋角。(2)按齿面接触强度设计按机械设计P218式(10-21)试算，即 Nmm (3-5)确定公式内的各计算数值。1) 试选。2) 由机械设计P217图10-30选取区域系数。3) 由机械设计P205表10-7选取齿宽系数。4) 由机械设计P201表10-6查的材料的弹性影响系数5) 由机械设计P215图10-26查得，。 所以高速传动齿轮低速传动齿轮6) 由机械设计P209图10-21d按齿面硬度查的齿轮1的接触疲劳强度极限，齿轮2的接触疲劳强度极限，齿轮3的接触疲劳强度极限，齿轮4的接触疲劳强度极限。7) 计算应力循环次数8) 由机械设计P207图10-19取接触疲劳寿命系数，。9) 计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1得MPa=540.0MPaMPa=506.0MPaMPa=542.8MPaMPa=507.6MPa所以齿轮1和齿轮2的接触应力为=523.00MPa齿轮3和齿轮4的接触应力为：MPa计算1) 试计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得mm mm2) 计算圆周速度。m/sm/s3) 计算尺宽b及模数。mmmmmmmmmmmm4) 计算纵向重合度。5) 计算载荷系数K已知使用系数，根据m/s，m/s，7级精度，由机械设计P194图10-8查得动载荷系数，；由机械设计P196表10-4查得，；由图10-13查得，；由表10-3查得，。故载荷系数6) 按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径mmmm7) 计算模数mmmm(3)按齿根弯曲强度设计由机械设计P216式(10-17) (3-6)确定计算参数1) 计算载荷系数。2) 根据纵向重合度，从机械设计P217图10-28得螺旋角影响系数，。3) 计算当量齿数。4) 查取齿形系数由机械设计P200表10-5查得，。5) 查取应力校正系数。由机械设计P200表10-5查得，,。6) 由机械设计P208图10-20c查得齿轮1的弯曲疲劳强度极限MPa；齿轮2的弯曲疲劳强度极限MPa；齿轮3的弯曲疲劳强度极限MPa；齿轮4的弯曲疲劳强度极限MPa。7) 由机械设计P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数，,。8) 计算弯曲疲劳需用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，MPaMPaMPaMPa9) 计算齿轮的并加以比较。 齿轮2的数值大。 齿轮3的数值大。设计计算 =1.6035mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mm，mm，已知可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mm,mm来算应有齿数。于是由则。则。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.4 几何尺寸的计算(1)计算中心距mm （3-7）将中心距圆整为181mm。mm将中心距圆整为214mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多，故参数，等不必修正。(3)计算齿轮的分度圆直径 (3-8)(4)计算齿轮的宽度mm圆整后取mm，mm。mm圆整后取mm，mm。(5)结构设计因为齿轮齿顶与圆直径大于160mm，而又小于500mm，故应选用腹板式结构为宜。所以齿轮1，齿轮2选取腹板式结构。表3.2齿轮的参数齿数模数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径结构齿轮1471.572.400066.7573.5齿轮轴齿轮21881.5289.6000278.25285.0腹板式齿轮356253.500180.25116.0实心式齿轮41522312.7700299.00308.0腹板式图3.2 齿轮3的三维简图3.5 轴的设计3.5.1 高速轴的设计(1)求作用在齿轮上的力NNN圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示(2)初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计P370表15-3，取=112,于是得 （3-9）输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选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，查机械设计P351，表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.3,则：=1.319.04Nmm=24.752Nmm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计书表8-35，选用弹性套柱销联轴器，型号TL4，其公称转矩为63Nmm。半联轴器的孔径d1=24mm，故取d1=24mm，半联轴器长度L=52mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm。(3)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案轴的从左至右装配为半联轴器（1处）、滚动轴承（3处正装）、轴肩（4处）、齿轮（6处）、套筒（6与7之间）、滚动轴承（7处正装）。图3.3 高速轴结构1)拟定轴上零件的装配方案轴从左至右依此为联轴器，滚动轴承，齿轮，套筒滚动轴承，端盖。2)各段轴径和轴的长度的确定 由于安装大带轮的第1段是整个轴的最小直径，故第1段的d1=35mm , 由于带轮的轮毂L=(1.5-2)d,则L=1.635=56mm，3）各段轴径和长度的确定为了满足半联轴器的轴向定位要求，第1段右端要制出一轴肩，则d2=30mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=32mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴上而不压在轴的断面上，故第1段的长度应比L1略短一些，现取l1=36mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2=30mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307.其尺寸为 dDT=35mm80mm22.75mm，故d3=d7=35mm；而l3=22.75mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30307型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，取d4=40mm.取安装齿轮处的轴段6的直径d6=38mm.;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位。已知小齿轮1的轮毂的宽度为71.72mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l6=72mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=4mm,则轴环处的直径d5=42mm。轴环宽度b1.4h,取l5=10。轴承的端盖设计为20mm，为便于装拆及对轴承添加润滑脂的要求，去端盖的外端面与带轮右端面的距离l=30mm，故l2=50mm。取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，齿轮3到齿轮1之间的距离c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=22.75mm，齿轮3的轮毂长L=116mm。则mmmm表3.3 高速轴各尺寸第1段第2段第3段第4段第5段第6段第7段轴径24303540423835长度365022.75135107251.753）轴上零件的定位轴向定位：轴上零件的轴上定位以轴肩，套筒，轴端挡圈，轴承端盖和圆螺母来保证。周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。齿轮与轴的连接，按安装齿轮的轴径=38由表6-1查得平键为12mm8mm50mm，齿轮轮毂与轴的配合为；同理，半联轴器与轴的连接，选用8mm7mm32mm,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定圆角和倒角尺寸轴端倒角 ，根据机械设计书表15-2推荐，其中1-2段，2-3段，3-4段，6-7段按照实际需要选圆角半径为1.6mm，其余都为2mm。5）确定轴上的载荷画轴的受力简图。图3.4 轴1载荷分布求轴上的载荷首先根据轴的结构图2做出轴的计算简图3，再确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于30307单列圆锥滚子轴承。由手册查a=17mm。因此，作为简支梁的轴的支承各段长度为，mmmm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。求支反力水平面支反力垂直面支反力已知齿轮1的分度圆直径为=144.68N=51.92N作弯矩图水平弯矩MH图，如图所示。28393.59Nmm垂直面弯矩图，如图所示。=32950.87Nmm=3673.34Nmm求合成弯矩M，做出合成弯矩图，如图所示。43496.62Nmm28630.22Nmm做弯矩图，如图所示.=132960Nmm从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C处的，及的值列于下表：表3.4高速轴的载荷1载 荷水平面H垂直面V支反力F(N)=124.67N，=401.33N=144.68N，=51.92N弯矩M(Nmm)=28393.59Nmm=32950.87Nmm=3673.34Nmm总弯矩(Nmm)43496.62Nmm28630.22Nmm扭矩T(Nmm)=19040Nmm按弯曲合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据机械设计式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=23.83Mpa （3-10）前以选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得=60 MPa，因此，故安全。3.5.2 低速轴的设计（1）求作用在齿轮上的力NNN圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示(2)初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计P370表15-3，取=112,于是得mm=30.3278mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选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，查机械设计P351，表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.3,则：=1.3188.91Nm=245.58Nm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计书表8-36，选用弹性柱销联轴器，型号L2，其公称转矩为560Nmm。半联轴器的孔径mm，故取=32mm，半联轴器长度mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度。(3)轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案(如图)图3.5低速轴结构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，第7段左端要制出一轴肩，则。右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴上而不压在轴的断面上，故第1段的长度应比略短一些，现取mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=42mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30310.其尺寸为50mm110mm29.25mm，故=50mm；而=29.25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30310型轴承的定位轴肩高度h=4mm，因此，取=58mm. 3）取安装齿轮处的轴段2的直径;齿轮的左端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮4的轮毂的宽度为55mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=6mm,则轴环处的直径mm。轴环宽度,取。4）轴承的端盖设计为20mm，为便于装拆及对轴承添加润滑脂的要求，去端盖的外端面与带轮右端面的距离mm，故mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，齿轮3到齿轮1之间的距离c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=29.25mm，齿轮2的轮毂长L=65mm。则mmmm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轴向定位：轴上零件的轴上定位以轴肩，套筒，轴端挡圈，轴承端盖和圆螺母来保证。周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。齿轮与轴的连接，按安装齿轮的轴径由表6-1查得平键为16mm10mm80mm，齿轮轮毂与轴的配合为；同理，半联轴器与轴的连接，选用10mm8mm56mm,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 确定轴轴上的的圆角和倒角尺寸参考机械设计P265表15-2，取轴端倒角为245o，各轴肩处的圆倒角半径为2mm。图3.6 高速轴的三维模型 1求轴上的载荷首先根据轴的结构图4做出轴的计算简图5，再确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于30310型圆锥滚子轴承。由手册查a=23mm。因此，作为简支梁的轴的支承各段长度为，mm，mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。图3.7 低速轴载荷分布求支反力水平面支反力N垂直面支反力 已知齿轮4的分度圆直径为mm =-843.9N=54.42N作弯矩图水平弯矩MH图，如图3所示。41560.70Nmm垂直面弯矩图，如图3所示。=8576.59mm=-45570.1Nmm求合成弯矩M，做出合成弯矩图，如图4所示。42436.42Nmm61675.97Nmm做弯矩图，如图所示.=188.91Nm从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C处的，及的值列于下表：表 3.6低速轴的载荷表载 荷水平面H垂直面V支反力F(N)=263.71，=944.54=54.42，=843.9弯矩M(Nmm)=41560.70=8576.59，=45570.1总弯矩(Nmm)42436.4261675.97扭矩T(Nmm)T=188910按弯曲合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据机械设计式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=40.56MPa前以选定轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表15-1查得=60 MPa，因此，故安全。4轴承、联轴器及键的计算与校核4.1 高速轴配合轴承的选择与轴承寿命验算（1）高速轴配合轴承的选择1）在轴承设计中已初步选定滚动轴承类型为单列圆锥滚子轴承30307，dDT=35mm80mm22.75mm，e=0.31，Y=1.9,基本额定动载荷为75.2kN,基本额定静载荷为82.5kN.2）计算轴承预期寿命 3）求两轴承受到的径向载荷和在轴承设计中已求得，N，N，=144.7N，=519.9N，故 4）求两轴承的计算轴向力和根据机械设计表13-7，轴承派生轴向力，因此=67.37N=110.46N因为 所以=67.37NN5）求轴承当量动载荷和0.45e由机械设计书表13-5或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 =1 =0 对轴承2 =0.4 =1.9因轴承运转中有轻微震动，按机械设计表13-6，取。则 N (4-1)N （2）验算轴承寿命因为 ，所以按轴承2的受力大小验算=91090h 50000h (4-2)故所选轴承满足寿命要求。4.2 低速轴配合轴承的选择与轴承寿命验算（1）在轴承设计中已初步选定滚动轴承类型为单列圆锥滚子轴承30310，dDT= 50mm110mm29.25mm，e=0.35，Y=1.7,基本额定动载荷为130kN,基本额定静载荷为158kN.(2)计算轴承预期寿命 =8640h(3)求两轴承受到的径向载荷和在轴承设计中已求得=292.3N，=263.7N，=944.54N，=54.0N，=843.9N，故N =1266.6.9N(4)求两轴承的计算轴向力和根据机械设计表13-7，轴承派生轴向力，因此N N 因为 所以 79.18N 371.48N(5)求轴承当量动载荷和 0.26 由机械设计书表13-5或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 =1 =0 对轴承2 =0.4 =1.7因轴承运转中有轻微震动，按机械设计表13-6，取1.2。则NN(6)验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算=115600h 50000h故所选轴承满足寿命要求。4.3 高速轴键的选择1) 由与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键(A)。根据d=24mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=8mm，高度h=7mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=25mm。2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为=100120MPa。键的工作长度=17mm，键与轮毂键槽的接触高度=3mm，可得=31.11(合适) (4-3)键的标记：键8725 GB/T10962003.4.4低速轴键的选择1低速轴与联轴器链接键的选择1) 由与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键(A)。根据d=56mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=16mm，高度h=10mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=40mm。2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为=100120MPa。键的工作长度=24mm，键与轮毂键槽的接触高度=5mm，可得=56.22(合适)键的标记：键161040 GB/T10962003.2齿轮4与轴链接键的选择1) 由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A)。根据d=32mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=10mm，高度h=8mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=45mm。2) 键轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为=100120MPa。键的工作长度=35mm，键与轮毂键槽的接触高度=4mm，可得=84.33(合适)键的标记为：键10845 GB/T10962003.4.5 高速轴联轴器的选择1类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。2 载荷计算由机械设计表14-1查得Ka=1.3=24.752Nm3 型号的选择从GB/T 43232002中查得TL4型弹性套柱联轴器的需用转矩为63Nm，许用最大转速为5700r/min，轴颈为2028mm之间，故合用。4.6 低速轴联轴器的选择1类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。2载荷计算由机械设计表14-1查得Ka=1.3=245.6Nm3)型号的选择从GB/T 43232002中查得LT6型弹性套柱联轴器的需用转矩为250Nm，许用最大转速为3800r/min，轴颈为3242mm之间，故合用。5 润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择（1）齿轮的润滑当齿轮的圆周速率小于12m/s时(vmax=3.2m/s)，通常采用浸油润滑，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为40mm。再加上齿轮到箱底的距离3050mm，所以油深75mm。（2）滚动轴承的润滑 因为齿轮可以将底部的润滑油带起且在箱体上设计了油沟，所以轴承的润滑方式采用油润滑方式。（3）齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-CKC90110润滑油。 .（4）选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈油封密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为 毡圈55JB/ZQ4606-86 毡圈80JB/ZQ4606-86 毡圈1