卷扬机传动装置设计 -

1、 机械设计课程设计机械设计课程设计 计算说明书计算说明书设计题目：卷扬机减速器设计设计题目：卷扬机减速器设计 机械专业机制 10-4 班设计者：笑嘻嘻指导老师：笑嘻嘻2013 年 7 月 9 日河南理工大学河南理工大学目录一、设计任务书一、设计任务书.3二、传动装置的总体设计（附总体方案见图）二、传动装置的总体设计（附总体方案见图）.4（一）传动方案拟定（一）传动方案拟定.4（二）电动机的选择（二）电动机的选择.4（三）传动装置的总传动比的计算和分配（三）传动装置的总传动比的计算和分配.6三、传动零件的设计计算三、传动零件的设计计算.8（一）联轴器的设计计算（一）联轴器的设计计算.8（二）高速

2、级斜齿轮副的设计计算（二）高速级斜齿轮副的设计计算.10（三）低速级直齿轮的设计计算（三）低速级直齿轮的设计计算.13四、轴系零件的设计计算四、轴系零件的设计计算.17（一）（一） 、输入轴的设计计算、输入轴的设计计算.17( (二二) )、中间轴的设计计算、中间轴的设计计算.22（三）、输出轴的设计计算（三）、输出轴的设计计算.25（四（四）滚动轴承的校核）滚动轴承的校核.291、高速轴上轴承的寿命计算.292、中间轴上轴承的寿命计算.313、低速轴上轴承的寿命计算.33（五）联轴器和键联接的选用说明和计算（五）联轴器和键联接的选用说明和计算.34五、减速器的润滑设计五、减速器的润滑设计.3

3、6六、箱体、机架及附件的设计六、箱体、机架及附件的设计.37（一）（一） 、减速器箱体的结构设计、减速器箱体的结构设计.37（二）（二） 、减速器箱体的附件设计、减速器箱体的附件设计.39七、设计小结七、设计小结.42一、设计任务书一、设计任务书、原始数据钢绳拉力 F（kN）4.4钢绳速度 V（m/s）1.2滚筒直径 D（mm）490、已知条件1） 钢绳拉力 F；2）钢绳速度 V；3）滚筒直径 D；4）工作情况：两班制工作，连续单向运转，有轻微冲击，工作效率 0.96；使用年限 10 年，大修 3 年，每年工作 250 天。5）制造条件及生产批量：专门工厂小批量生产。要求功率富裕量 10%。6

4、）提升速度允许误差5% 。、参考传动方案 二、传动装置的总体设计二、传动装置的总体设计（一）传动方案拟定（一）传动方案拟定1、由参考方案可知电动机经联轴器将动力直接传到高速轴上，然后通过二级圆柱齿轮减速器减速。2、高速级齿轮选用斜齿圆柱齿轮斜齿轮传动的平稳性较直齿轮传动好，常用在高速轴和要求传动平稳的场合。3、低速级选用直齿圆柱齿轮考虑到功率较大，低速级受到转矩很大，所以采用直齿圆柱齿轮以减小轴向压力。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性（二）电动机的选择（二）电动机的选择1、选择电动机类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。2、选择电动机的容量电

5、动机工作功率为kW, kWwdPp总1000wFVp 因此 kW1000dFVp总由电动机至运输带的传动效率为431234 总式中：、分别为滚动轴承、齿轮传动、联轴器、工作机的传动效率。1234、取，。则10.9920.9730.9940.96 430.990.970.990.960.82a 所以4400 1.26.4410001000 0.82dFVpkW总3、确定电动机转速卷筒工作转速为10001000 7246.77 / min=0.78490vrnrsD按指导书上表 1 推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，则总传28 40i 动比合理范围为，故电动机的转速范围为16 160

6、ai (16 160) 46.77748.32 7483.2 / mindaninr符合这一范围的同步转速有 750r/min 、1000 、1500 和 3000r/min。/minr/minr根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案如表：电动机转速 r/min传动装置的传动比方案电动机型号额定功率kedpW同步转速满载转速总传动比减速器1Y132S2-27.53000290062.0117.762Y132S2-47.51500144030.798.803Y132S2-67.5100097020.745.93综合考虑电动机和传动装置的重量、噪声和带传动、减速

7、器的传动比，可见方案 1 比较适合，因此选定电动机型号为 Y132S2-2，其主要性能见下表：型号额定功率kW满载时转速r/min电流(380V时)A效率%功率因数启动转矩最大转矩Y132S2-27.5299031.40.820.812.02.34、电动机主要外形和安装尺寸列于下表 中心高 H外形尺寸(/2)LACADHD底脚安装尺寸A B地脚螺栓孔直径轴伸尺寸DE装键部位尺寸FG132475 347.5 315216 1401238 8010 33（三）传动装置的总传动比的计算和分配（三）传动装置的总传动比的计算和分配1、总传动比290062.1546.77mnin总2、分配传动装置传动比3

8、iii总式中分别为外齿轮和减速器的传动比。0ii、为使外齿轮传动外廓尺寸不致过大，初步取，则减速器传动比为：33.5i 362.1517.763.5iii总3、分配减速器的各级传动比展开式布置。考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由指导书图 21 页公式i1=1.3*i2，由 i1*i2=i ,得 i1=3.70，i2=4.80 （四）传动装置的运动和动力参数计算1、各轴转速1 轴 12900 / min1mnnr2 轴 1212900604.17 / min4.80nnri3 轴 232604.17163.29 / min3.70nnri4 轴 232163.2946.65 / min3

9、.5nnri2、各轴输入功率1 轴 136.44 0.996.38dppkW2 轴 2126.31 0.976.12ppkW3 轴 3226.13 0.975.89ppkW4 轴 4325.82 0.975.65ppkW2、各轴输出功率电动机 4400 1.26.4410001000 0.82dFVpkW总1 轴 1136.44 0.99 0.996.31dppkW2 轴 21126.38 0.99 0.976.06ppkW3 轴 32125.89 0.99 0.975.82ppkW 4 轴 431245.82 0.99 0.97 0.965.37ppkW 4、各轴输入转矩电动机轴输入转矩 6

10、.449550955021.212900ddmpTN mn1 轴 11195509550 6.38290021.01pTN Mn2 轴 22295509550 6.13604.1796.90TpnN m3 轴 3335.8995509550344.48163.29pTN mn4 轴 44495509550 5.6546.651156.65pTN mn5、各轴输出转矩1 轴 110.9921.01 0.9920.80TTN m2 轴 220.9996.90 0.9995.93TTN m3 轴 330.994623.01 0.99341.04TTN m4 轴 440.99 0.961156.65

11、0.98 0.961099.28TTN m运动和动力参数计算结果整理于下表：效率 PkW转矩 TN m轴名输入输出输入输出转速 nr/min传动比i电动机轴6.4421.2129001 轴6.386.3120.0120.80346.432 轴6.136.061430.3796.9095.933 轴5.895.824623.01344.48341.044 轴5.655.374485.251156.651099.284.803.73.5三、传动零件的设计计算三、传动零件的设计计算（一）高速级斜齿轮副的设计计算（一）高速级斜齿轮副的设计计算1、选精度等级、材料及齿数（1）材料及热处理由课本表 10-

12、1 选得小齿轮的材料均为并经调质及表面淬火，齿面硬度为 280HBS,而大40rc齿轮的材料为 45 钢（调质），吃面硬度为 240HBS，两者相差为 40HBS；（2）精度等级选用 8 级,选取小齿轮比为，则大齿轮,120z 21120 4.8096zzi取，螺旋角296z 142、按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即 2113111()2HEtdHitiTkZ Zd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数。1.6tk2）计算小齿轮传递的转矩由前面计算可知， 11195500009550000 6.38290021010PTN3）由课本表 10-7 取。1d4）由表 10-6 查得材

13、料的弹性影响系数。12189.8EazMP5）由图 10-21d 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim1lim2600550HHMPAMPa小齿轮大齿轮6）由式计算应力循环次数60hNn jL9116060 2900 12 8 250 106.96 10hjLNn 9926.96 101.45 104.80N7）由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，。10.87HNK20.89HNK8）计算接触疲劳许用应力(失效概率 1%,安全系数 S=1) 1lim110.87 600522HNHMPaSK 2lim220.89 550489.5HNHMPaSK9）许用接触应力。 12522+489

14、.5505.7522HHHMPaMPa 10）由图 10-30 选取区域系数。2.433Hz11）1 由图 10-26 查得，则。10.7320.88120.760.901.66（2）计算1）试计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得1td32144.80 12.433 189.8()34.431 1.664.8505.752 1.6 2.1 10tmmmmd2）计算齿轮的圆周速度113.14 34.43 29005.2260 100060 1000td nmvs3）计算齿宽 b 及模数ntm11 34.4334.43dtbdmmmm 11cos34.43 cos141.6720tntdmmzm得

15、模数取 22.252.25 1.673.76nthmmm34.439.163.76bh4）计算纵向重合度10.318tan0.318 0.8 20 tan141.27dZ5）计算载荷系数已知使用系数，根据，8 级精度，由课本图 10-8 查得动载荷系数1AK5.22mvs由表 10-3 查得,从表 10-4 中的硬齿面栏查得小齿轮相对轴承1.20vK1.4HFKK非对称布置、8 级精度、。另由图 10-13 查得=1.32,故载荷系数1.450HKFK1 1.20 1.450 1.322.297AVHHKK K K K 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 33112.29734.4338

16、.841.6ttKmmddK7）计算模数nm11cos1438.84 cos141.8820nmmdmZ取模数为 23、按齿根弯曲强度设计由式213212cosFaSanFdKTYY YmZ（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数1 1.20 1.450 1.322.297AVHHKK K K K 2）根据纵向重合度,从图 10-28 查得螺旋角影响系数。1.2710.88Y3）由图 10-20d 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限12620FEFEMPa4）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 10.82FNK20.88FNK5）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1110.8

17、2 620363.141.4FNFEFMPaSK2220.88 620389.711.4FNFEFMPaSK6）计算当量齿数11332021.89coscos 14vzz 223396105.09coscos 14vzz7）查取齿形系数由表 10-5 查得 12.80FaY22.18FaY8）查取应力校正系数由表 10-5 查得 11.55SaY21.79SaY9）计算大小齿轮的并加以比较FaSaFY Y1112.80 1.550.01195363.14FaSaFYY2222.18 1.790.01001389.71FaSaFYY经比较得小齿轮的数值大。（2) 设计计算221332212cos

18、2 2.297 21010 0.88cos 140.011951.131.661 20FaSanFdKTYY YmmmZ对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的模nm数相差不大，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，1.5nmmm需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 138.84mmd ，取，11cos38.84cos1425.1241.5ndZm126Z则，取。2126 4.80124.8iZZ 2125Z4、几何尺寸计算（1）计算中心距1225 1251.5115.942cos2cos14nmammZZ将中心距圆整后取。116

19、amm（2）按圆整后的中心距修整螺旋角1225 1251.5arccosarccos14.1122 116nmaZZ因值改变不大，所以参数、等不必修正。KHZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径 1125 1.538.67coscos14.11ndmmmZ21125 1.5193.33coscos14.11ndmmmZ（4）计算齿轮宽度 11 38.6738.67dbmmd 取齿宽 ：=40mm, =45mm2B1B（三）低速级直齿轮的设计计算（三）低速级直齿轮的设计计算1、精度等级、材料及齿数（1）材料及热处理由课本表 10-1 选得大、小齿轮的材料均为钢并经调质及表面淬火，齿面硬度为45280H

20、BS（2）精度等级选用 7 级,选取小齿轮比为，则大齿轮,取。125z 21125 3.7092.5zzi293z 2、按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即 22231212.32()EtdHiiTkZd（1）确定公式内的各计算 数值1）试选载荷系数。1.3tk2）计算小齿轮传递的转矩由前面计算可知，4296.90 10TN mm3）取。0.8d4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数。12189.8EazMP5）由图由图 10-21d 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限lim2lim1600HHMPa6）由式计算应力循环次数60hNn jL9116060 2900 12 8 250

21、106.96 10hjLNn 9926.96 101.45 104.80N7）由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，。10.88HNK20.90HNK8）计算接触疲劳许用应力(失效概率 1%,安全系数 S=1)1lim110.88 600528HNHHMPaSK 2lim220.90 600540HNHHMPaSK （2）计算1）试计算小齿轮的分度圆直径，代入中较小的值。1tdH32143.7 1189.82.32()60.030.83.75281.3 9.7 10tmmmmd2）计算齿轮的圆周速度113.14 60.03 604.171.9060 100060 1000td nmvs3）计

22、算齿宽 b10.8 60.0348.02dtbdmmmm4）计算齿宽与齿高之比bh1n160.033.0025ttdmmzm2.252.25 3.006.75nthmmm48.027.116.75bh5）计算载荷系数已知使用系数，根据，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数1AK6.25mvs1.20vK直齿轮1HFKK从表 10-4 中的硬齿面栏查得小齿轮相对轴承非对称布置、6 级精度、,考虑到1.1HK齿轮为 7 级精度，取。另由图 10-13 查得=1.289,故载荷系数1.2HKFK1 1.2 1.2 1.2891.856AVHHKK K K K 6）按实际的载荷系数校正所得的分度

23、圆直径 33111.85648.0254.051.3ttKmmddK7）计算模数m1154.052.1625mmdmZ3、按齿根弯曲强度设计由式23212FaSaFdY YKTmZ（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数 1 1.2 1.2 1.2891.856AVHHKK K K K 2）由图 10-20d 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限12500FEFEMPa 3)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 10.82FNK20.88FNK4)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1110.82 550322.141.4FNFEFMPaSK2220.88 550345.711.4

24、FNFEFMPaSK5)查取齿形系数由表 10-5 查得 12.62FaY22.20FaY6)查取应力校正系数由表 10-5 查得 11.59SaY21.78SaY7)计算大小齿轮的并加以比较FaSaFY Y1112.62 1.590.01293322.14FaSaFYY2222.20 1.780.01133345.7FaSaFYY经比较得小齿轮的数值大。(2) 设计计算4322 1.3 9.69 100.012931.870.8 25mmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的m模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触2mmm疲劳强

25、度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 154.05mmd ，取，1154.0527.022dZm127Z则，取。2127 3.799.99iZZ 2100Z4、几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径 1127 254dmmmZ 22100 2200dmmmZ(2)计算中心距125420012722ammdd(3)计算齿轮宽度 10.8 5443.2dbmmd取齿宽 ：=50mm, =55mm2B1B高、低速级齿轮参数名称高速级低速级中心距 a(mm)116127法面摸数(mm)1.52螺旋角（）14.11无齿顶高系数*ah11顶隙系数c0.250.25压力角20202527齿数125

26、100（mm）37.554分度圆直径(mm)187.5200（mm）4555齿宽（mm）4050齿轮等级精度 87材料及热处理小齿轮的材料均为，大40rc齿轮材料为并经调质及45表面淬火，小齿面硬度为280，大齿面硬度 240HBS大、小齿轮的材料均为并经调质及表面淬火，45齿面硬度为 280HBS四、轴系零件的设计计算四、轴系零件的设计计算（一）（一） 、输入轴的设计计算、输入轴的设计计算1、输入轴上的功率、转速、转矩 1p1n1T 1116.38,2900 / min,21.01,KWrN mpnT2、求作用在齿轮 1 上的力因已知齿轮分度圆直径1 =37.5mm d411122 2.1

27、10 = =1120N37.5TdtF1tan1120 tan20 =420.33Ncoscos14.11FtnrF1 = tg =112014.53 =281.53N FattgF3、初步确定轴的最小直径先按式（152）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为钢，调质处理。根据表45rC153，取，于是得：0=110A133omin16.38=110=14.31mm2900dAPn高速轴的最小直径显然是装联轴器处的直径，即联轴器的轴孔直径，因为装联轴器的轴上有键槽，故将最小直径增加 7%，为了使轴与联轴器孔相适应，故需选min15.31dmm联轴器的型号 。联轴器的计算转矩，查表 14-1，故选

28、择1 =K T caAT =1.3 AK，按照转矩应小于联轴器的公称转矩条41 =K T =1.3 210102.73 10caANmmT caT件，查标准选用 LT3 型弹性套柱销，公称转矩 31.5，LT 型弹性套-表16 3或手册N mm柱销联轴器的公称直径 d=18mm，长度为 L=42mm，与轴配合的轮毂孔长度为 38mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下所示，（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）根据计算的最小直径取轴的直径=18mm。为了满足联轴器轴向定位要求，1-2 轴1 2d右端需制出一轴肩，故 2-3 段得直径。由联轴器的宽度而确定轴张2 3

29、23dmm。 2）初步选择滚动轴承。1 237mmL因轴承同时受到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,由参考文献表 14-7 中初步选取单列圆锥滚子轴承，其型号为 32905，其尺2 323dmm寸为,查得 a=8.7mm.故，而254212dD Tmmmmmm3 47 825mmdd7 811mml左边轴承采用套筒定位，右端滚动轴承采用轴肩进行定位。由手册查得 32905 型轴承的定位高度 h=2.5mm，因此取，。6 730dmm6 722.5lmm3）取齿轮与轴承为一体，根据齿轮的轮毂宽度，取齿轮轴段 5-6 的长度。5 645mml4）轴承端盖的总宽度为

30、 20mm，根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离，L=10 故取。2 330mml5）取齿轮距箱体内壁之间的距离,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置16amm时，应距箱体内壁一段距离 s，取是。已知滚动轴承宽度 T=12mm，则8smm3 4128 1636Tsamml 为使 1 轴与 2 轴齿轮正确啮合，两轴承之间距离相等，。4 572.5mml致此已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按，由参考资料表 12-1 查得平键截1 218mmd面，键槽用键槽铣刀加工，长为 32mm ，联轴

31、器与轴的配合采用66b hmmmm。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为76Hkm6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取左轴端与 2 处倒角为，2，3 处圆角 R=1mm,其余圆角 R=2mm。0.8 45（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承 32905,由手册中可查得 a=23.0mm,作为简支梁的轴的支承跨距 。对轴进行计算2356 131187mmll并做出弯矩图和扭矩图。如下：对水平面进行计算：121212321120()NHNHtNHtFFFNFFlll12335.40784.60NHNH

32、FNFN1218782.4HNHN mmlMF对垂直面进行计算： 12121232()NVNVrNVrFFFFFlll12294.46125.87NVNVFNFN11216489.52vNVN mmlMF22316488.97vNVN mmlMF求总的弯矩，即合成弯矩：2222212(16489.52)(16488.97)23319.31VVMMN mmM将计算结果列于下表：载荷水平面 H垂直面 V支反力 F12335.40,784.60NHNHFN FN12294.46,125.87NVNVFN FN弯矩M18782.4HMN mm223319.31MN mm总弯矩 M29942.27MN

33、mm扭矩T42000TN mm（6）按弯曲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的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 则：2222329942.270.6 4200025.0520.1 25caaTMPWM前以选定轴的材料为 40Cr 钢，调质处理，查表的70Mpa,因此均小于，11ca1故安全。( (二二) )、中间轴的设计计算、中间轴的设计计算1、中间轴上的功率、转速及转矩2p2n2T2226.12,604.17 / min,96.90KWrN mpnT2、求作用在齿轮上的力21 =1120ttNFF21 =420.3

34、3rrNFF21 =281.53aaNFF因已知齿轮分度圆直径3 =27mm d423322 9.69 = =7177.78N27T10dtF33 =tan=7177.78 tan20 =2612.50NFrtnF3、初步确定轴的最小直径先按式（152）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 40Cr，调质处理。根据表 153，取，于是得：0=110A233omin26.12=110=23.80mm604.17dAPn中间轴的最小直径显然是轴承处直径（图 4） 。为了使所选的轴直径与5 6,dd1 25 6,dd1 2轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承型号。查标准选用 LT3 型弹性套柱销，选取

35、型号为 32905 单列圆锥滚子轴承，0-表16 3或手册基本游隙组、标准精度级，其尺寸为。查得 a=8.7,所以。254212dD Tmmmmmm1 25 625ddmm4、轴的结构设计（1)拟定轴上零件的装配方案如下图（2）根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度1） 取安装齿轮处的轴段 23 的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒2 334dmm定位。已知齿轮轮毂的长度为 40mm，为了使套筒端面可靠地压紧大齿轮，此轴段应略短于轮毂长度，故取=38 mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取32l0.07hd，则轴环 34 处的直径。取。3hmm3 440dmm3 420lmm2） 5

36、处为非定位轴肩，则取，由于小直齿轮的齿宽，所以除去4 534dmm55Bmm轴向紧固空隙，。4 553lmm3）确定两端轴承处的轴段长度取齿轮距箱体内壁之距离。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时应mma16距箱体内壁一段距离 S，取 S 值为 8mm。已知轴承宽度 T=12mm ，则1 2L(4038)128 16238Tsamm 5 6(5553)12 168238lTsamm （3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面，查表查得平键截面2 334mmd，键长为 32mm；按截面，查表查得平键截面10 8b hmm4 553mmd，键长为 50mm。齿轮轮毂与轴的

37、配合配合采用。滚动轴承与轴的16 10b hmm76Hn周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6.(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为，其余各处取圆角为 R=2mm。1 45 mm(5)求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承 32905,由手册中可查得 a=8.7mm,作为简支梁的轴的支承跨距 。1235667.563.5187mml ll对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下图：对水平面进行计算： 12231231232330()()0NHNHttNHttFFNFFNFFl lllllF123221.9750

38、75.81NHNHFNFN 111180430.32HNHN mmlMF 223322313.94HNHN mmlMF 对垂直面进行计算： 1232332312312()()NVNVrrrrFFFoNVFFFlllFlll12592.681599.49NVNVFNFN11133190.08vNVN mmlMF223101567.62vNVN mmlMF求总的弯矩，即合成弯矩：2222111(180430.32)(33190.08)183452.64HVMMN mmM2222222(322313.94)(101567.62)337938.24HVMMN mmM将各计算结果列于下表：载荷水平面 H

39、垂直面 V支反力 F123221.97,5075.81NHNHFN FN 12592.68,1599.49NVNVFN FN弯矩M12180430.32322313.94HHMN mmMN mm 1233190.08101567.62VVMN mmMN mm总弯矩 M1183457.64337938.24MN mmMN mm2，扭矩T945833.75TN mm6）按弯曲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的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 则：2222213337938.240.6 945833.7556.020.1

40、 25caaTMPWM前以选定轴的材料为 40Cr，调质处理，查表的70Mpa,因此0.07d,故取 h=5mm，则取5 648mml直径。4 570mmd左端轴承用套筒定位。4）轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离，,故取，20mml2 340mml取齿轮距箱体内壁之距离。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时应16amm距箱体内壁一段距离 S，取 S 值为 8mm。已知轴承宽度 T=10mm ，则3 41016834Tsamml由于跟中间轴在同一水平面上右一对齿轮啮合，故取，4 564.5mml6 73

41、8.5mml致此已初步确定了轴的各段直径和长度。(3) 轴上零件的周向定位联轴器、齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面，查表查得平键截面1 242mmd，键长为 56mm；按截面，查表查得平键截面128b hmmmm5 660mmd，键长为 45mm，齿轮轮毂与轴的配合配合采用。联轴器与轴1811b hmmmm76Hn的配合采用。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸76Hk公差为 m6.(4) 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为，3 处圆角半径 R=2mm，其余圆角半径1.6 45 mmR=2.5mm。(5)求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的

42、计算简图,作为简支梁的轴的支承跨距 。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下图：23123.563.5187mmll对水平面进行计算： 12414233()NHNHtNHtFFFFFlll122437.374740.41NHNHFNFN12301015.20HNHN mmlMF对垂直面进行计算： 124142330()0NVNVrNVrFFFFFlll12887.131725.65NVNVFNFN12109560.56vNVN mmlMF求总的弯矩，即合成弯矩：2222(301015.20)(109560.56)113619.96HVMMN mmM扭矩301466.76TN mm载荷水平面 H

43、垂直面 V支反力F122437.37,4740.41NHNHFN FN12887.13 ,1725.65NVNVFN FN弯矩M301015.20HMN mm109560.56VMN mm总弯矩M113619.96MN mm扭矩T301466.76TN mm(6）按弯曲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的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 则：222233113619.960.6 301466.7628.830.1 42caaTMPWM前以选定轴的材料为 40Cr，调质处理，查表的70Mpa,因此1.215齿轮端面与内机壁距离115机盖筋厚m1m10.85 18机座筋厚mm0.858输入160中间190轴承端盖外径D2轴承孔直径+（55.5）d3输出220轴承端盖凸缘厚度tt=（11.2）d310输入160中间220