电动卷扬机传动装置

1、电动卷扬机传动装置目 录1、设计题目 32、系统总体方案的确定 32.1、系统总体方案 32.2、系统方案总体评价 43、传动系统的确定 44、传动装置的运动和动力参数 64.1、确定传动比分配 65、齿轮设计 85.1、高速轴齿轮传动设计 85.2、低速级齿轮传动设计 165.3、开式齿轮设计 216、轴的设计计算 246.1、中间轴的设计计算 246.2、高速轴的设计计算 326.3、低速轴的设计计算 357、轴承校核 377.1、高速轴轴承校核 377.2、中间轴上轴承校核 387.3、低速轴上轴承校核 388、键的选择以及校核 399、联轴器选择 4110、润滑油及其润滑方式选择 42

2、11、箱体设计 4312、参考文献 44计 算 及 说 明主要结果4413、附录设计任务书5计 算 及 说 明1设计题目主要结果1.1设计题目方案2:间歇工作，每班工作时间不超过 15%, 每次工作时间不超过10min,满载起动，工作中有中等 振动，两班制工作，钢？速度允许误差土 5%。小批量 生产，设计寿命10年。传动简图及设计原始参数如表：数据编号钢？拉力 F(KN钢？速度V(m/s)滚筒直径 D( mm81215220表1-1原始数据2系统总体方案的确定.1系统总体方案电动机T传动系统T执行机构，初选三种传动方案,如下：图2.1二级圆柱齿轮传动减速器系统方案总体评价比较上述方案，在图2.

3、2中，此方案为整体布局小， 传动不平稳，虽然可以实现较大的传动比，但是传动效 率低。图2.1中的方案结构简单，且传动平稳，适合要 求。图2.3中的方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较 困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采 用。最终方案确定：采用二级圆柱齿轮减速器，其传 动系统为：电动机T传动系统T执行机构（如下图）选择方案111v =21.7r min图2-4选择方案3传动系统的确定=0.733.1 选择电动机类型1. 功率计算电动机的速度计算：nDn工VX1000151000 j .v -= n21.7 r minR = 4.11KW60 1000-：D -： 220=0.99 2

4、0.97 20.98 50.970.9=0.73( 3-2 )输出所需要功率：Pw=FV=12*15/60=3KW(3-1)传动效率计算:% -弹性联轴器的效率取0.99;I -闭式齿轮（8级精度）的传动效率取0.97;气-滚动轴承的效率取0.98;气-开式齿轮传动效率取0.95;气-卷筒传递效率取0.9。电机所需要的功率：Pd =4.11KW根据所算的功率查资料2表9-39和表9-40 ,查的有计 算 及 说 明主要结果三种电机可选择：Y132S-4, Y132M2-6和Y132M2-8将它们各个参数比较如下表：总传动比6.54.33.6i = i 2 = 4.0选用方案（一）型号额定功率(

5、KW)湎载 转速(r/min)轴伸出段直径(mm)价格Y132S-45.5144038900.001100.00Y132M2-65.5960381300.001500.00Y132M2-85.5720381800.002000.002、方案比较：由上面图表显示，Y132S-4价格更便宜，满足所需 工作要求，优先选用。方案(一)：按所给设计参数，选用直齿圆柱齿轮传动。查表得 直齿圆柱齿轮的传动比的取值范围是35。转速为n=1440r/min,传动比为i=66.35。由丁是直齿圆柱齿 轮，故传动比可以平均分配i 1 = i 2 = i 3 = 66.35 = 4.05根据经验，双级减速器的齿轮传动

6、比最好不要超过4,以免齿数比太大导致齿轮受破坏程度相差太大。方案（二）：转速 n=960r/min, 功率 P=5.5KW。'壬=4423.54,满足要求。故选用方案（二）。4传动装置的运动和动力参数4.1.确定传动比分配1、选用电机 Y132M2-4,转速 n=960r/min,功率P=5.5KW因是直齿圆柱齿轮传动，传动比可以平均分配为：i i = i 2 = i 3 = *44.23 = 3.542. 各轴转速计算n1 = n = 960 r / min n2 =11 =271.19/minn3 = n2/i2 =76.61r / minn4 = n3 = 76.61 r / m

7、inn5 = nu/i3 =21.64r/min转筒的实际转速为nw =21.64 r/minn w n wnw100%_ 21.71 -21.64一 21.71100% =0.32% ：5%传动分配合适。3.各轴输入转矩计算1= 53.122 103 N.mmE =178.540 103N.mm 3 一一T3 =600.84810 N .mmT4 = 582.149103 N .mm _3T5 =1765.25 103N.mm计 算 及 说 明主要结果L = 9550 x 10 3 x P1 / n1 = 955010 5.34 / 960= 53.122 x 103 N .mmT2 =95

8、50 妇03 x P2/n2 = 9550 x103 x 5.07 /271.19= 178.540 x103N.mm3_3T3 = 9550 X 10 3 X P3 / n3 = 9550 x 10 x 4.82 / 76.61 3= 600.848 x 10 3N .mm33T4 = 9550 x 10 xP4/n4 = 955010 乂 4.67 / 76.613= 582.149 尺10 N .mmT5 = 9550 乂103 x P5 /n5 = 9550 乂 103乂 4/21.64 = 1765.25 >M03N.mm终上，各轴的参数如下表：表4-1轴的参数1)8级精度材料

9、为40Cr45钢Zi=22Z2=72a = 20。编号功率（KVV转 速(r/min)转矩（N.mn15.3496053.122x10325.07271.19_ _ 3178.540x10334.8276.613600.848x1044.6776.61一一_一 3582.149x1035421.6431765.25x105齿轮设计5.1高速轴齿轮传动设计1.选*轮精度等级、材料和齿数1）按给定设计方案，选用直齿圆柱齿轮。2） 卷扬机为f 工作机，速度不高，V=15m/min, 故选用8级精度（GB10095-88。3）材料选择由资料1表10 1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬计 算 及 说

10、 明主要结果度为250HBS大齿轮选用45钢(调质)，硬度为220HBS 二者差为30HBS心=1.34)选小齿轮的齿数为：Z 1=22,则大齿轮的齿数为Z2 = 22 x 3凤=7乙88 ,取乙=72 。齿数比为5 = z1 / z2 = 3.54 ,取压力角 a = 20 '。由丁减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲T =3.5414x104N，m劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。d = 1.013Ze = 189.8MPa1/2(5-1)1)确定公式的各计算值二 H lim1 = 700 MPa(D试选载荷系数K t=1.3。h 响2 = 490MPa(2)齿轮传递的转矩T

11、1 = 3.541410 4 N mN1=4.15 107(3)由资料1表10-7选取齿系数ed =1.0N2=1.17 10(4)由资料1表10-6查得材料的弹性影响系数Z e = 189.8 MPa 1/ 2o(5)从资料1图10 21 (d)查得，小齿轮疲劳Khni = 0.95Khn2 = 0.98极限为：c-Hlim1 = 700 MPa大齿轮疲劳极限为：QHlim2 =490MPa。* =665MPa, kH I 一 480.2MPa2.按齿面接触疲劳强度设计按设计计算公式计算KtT1 u - 1,Ze、2,()(6)计算应力循环次数N1=60njLh= 60 960 1 (300

12、 2 8 15%) = 4.15 107N2 =4.15 107/3.54= 1.17 107(5-2)d u - H(7)查资料1图1019得接触疲劳寿命系数为:Khni = 0.95,Khn2 = 0.98d = 55.70mm(8)计算接触疲劳许用应力:KHN"：Hlim1 0.95 700665MPa, 10.98 490sK HN 1 H lim 2=480.2MPa(5-4)b = 55.70 mm2) 计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1 ，代入bHl】中较小值:1.3 5.3122 104d1t -2.32 3 (3.51 + 1)189.8m = 2.53=55.70

13、mm(2)计算圆周速度-d1t *n1 v =60 10003.54<480.2h = 5.15= 9.79一 55.709602.80 m s60 1000(3)计算齿数b= d，d1t=1 55.70 55.70nm(5-5)(4)计算齿宽与齿高之比b/h校数：""55.722 = 2.53(5-6)%=1.2Ka=1.50齿高：h = 2.25mt = 2.25 2.53 =5.15"叽创勇79(5-7)(5)计算载荷系数根据v - 2 80 m / s ，8级精度，查资料117图10 8得，载荷系数为,因为是直齿轮，假设K A Ft / b - 10

14、0 N / mm,有资料1表103查得Kf%=1.35K = 1.825K"=1.2由资料1表102查得使用系数为Ka=1.50 (*中等冲,由资料1包10 4查的小齿轮7级精度，非对称布置时:d1 = 62.69m = 2.849Kh ! =1.12 0.18 (1 0.6 d2) d2 0.23 10逾 =1.408由 b/9.79P-1.408 查资料1图 10 - 13 得K F E = 1.35 ,故载荷系数为K = Kv，Ka M ： *Kh 一： =1 1.08 1.2 1.408 = 1.825K V -动载荷系数；K A - -使用系数；K h营- -齿间载荷分配系

15、数；K h日- -齿向载荷分配系数。(6)按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径d 1 =心 JiF=弭7 * 寸82= 62-69> K t、1.3(5-8)(7)计算模数mm = d/o =62.29/22 =2.849(5-93. 按弯曲疲劳强度校核计 算 及 说 明主要结果由式（1-5）得弯曲强度的设计公式：m > J2KT .（Y，a Ysa）§FE1 =500MPamS，2( IE)(5-10)T1 输入转矩；K 载荷系数；Ysy -应力校正系数；YF°-齿形系数；Lf 一 许用应力；bFE2 =380MPaed -齿宽系数；Z1由齿面接触疲劳强

16、度设计计算所得齿数。1）确定公式内的各参数值：1 ）由资料1图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强 度极限为：Bfe1 =500MPa ,大齿轮的的弯曲疲劳 极限为：bFE2 =380MPaS = 1 .4（2 ）由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn 1=0.92, Kfn2=0.97（3 ）计算专曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S = 1.4，由资料1式K = 1.846(10-12)得：k F Kfn1 '"FE1 = 0.92 一 500 = 328.57 MPaF 1S1.4I。F K FN 2FE 2 一 09738 - 263.29 MPaYFa1 =2

17、.72,YSa2 = 2.224F 2S1.4(4)计算安全载荷系数：K = KA，KV，KF2，KFb =1乂 1.14 x 1.2X1.35=1.846Ysa2 = 1.766(5)计算齿形系数：查资料1表10 5得2.24-2.22 盘=2.72,&=2.24 一108 = 2.224(6)计算齿形校正系数:查资料1表 10- 5 得 Ysa1 =1.57、，”1.77 -1.75YSa2 =1.751.76610YFaYSa(7)计算大、小齿轮J并加以比较:YFa1YSa12.72 1.57Fa1 Sa1 =0.01299328.57(5-12)m = 1.81 mmYFa2Y

18、Sa224 仍6 =瞒咖263.29比较得，大齿轮的Y*数值大。F 12)设计计算:YFaYSaFa Sa将虹中较大值代入公式得:. 一 42 1.8255.3122100.01492= 1.81 mm21 22Z1 = 31(5-13)Z2 =107对此计算结果，由丁按齿面接触疲劳强度计算的模数(m=2.767)大丁由齿根弯曲强度计算的模数(m=1.81)。因为齿轮模数的大小主要取决丁弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所d 1 = 62 mmd 2 = 214 mm得的模数，并将模数圆整为标准值 m=2按接触强度得计 算 及

19、 说 明主要结果的分度圆直径di = 62.69 mm ,算出小齿轮齿数：Z1 =也=62.69 = 31.345 凶 31 m2大齿轮齿数:Z2 =Z1= 3E.45 =106.95 出 1074、几何尺寸计算：1) 计算分度圆直径：d1 = Z1,m =31 x2 = 62mmd 2 = Z 2 m = 107 x 2 = 214 mm(5-14)2) 计算中心距：(d+d2)/ (62+214)/ 皿 a12=138mm/2/2(5-14)3) 计算齿轮宽度：b = 8 d d 1 = 1 k 62 = 62 mm取：B 2 = 62 mm , B 1 = 56 mm5、验算：务= &l

20、t;=1700.73N d162Ka *Ft 1勺700.73 ccszr“c-一 28.56 N/mm < 100 N/mmb62故尺寸计算合适。高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：表5-1高速级齿轮传动的几何尺寸a = 138mmB2 = 62mm, B1 = 56mmmm名称计算公式数值（单位：模数m2计 算 及 说 明主要结果压力角a20分度圆直径di62d2214齿顶圆直径da = d十 2kn a iia66. . * da2 = d2 + 2 han a 22a218齿根圆直径*d f = d - 2h f n57*d f 2 = d 2 - h f nI 209中心距a

21、= m (z + z2 ' i2)138齿宽b =、 di32b2 =b 一(5 10)577.齿轮结构设计由丁小齿轮（齿轮 设计，大齿轮（齿轮2）的结构 计算如卜表：表5-21）直径较小，故采用齿轮轴J尺寸和后续设计出的轴孔直径野轮结构设计名称结构尺寸设计数值:单轮毂处直径DDi =d f -2岛轮毂轴长度LL = (1.2 1.5) d 芝 B19计 算 及 说 明主要结果倒角尺寸nn = 0.5 mn齿根圆处厚度汀080 芝 810mm腹板最大直径DoD 0 = 0.5( D 1 + d1)板孔直径dod0 =0.25(D1 d1) N10mm腹板厚度CC = 0.3 B8.高速

22、级齿轮设计草图如下：图5-1齿轮的结构设计5.2低速级齿轮传动设计1、选*轮类型、精度等级、材料（与齿轮 1、2相同）及齿数；直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮选用40Cr（调质），调质后硬度为250HBS,大齿轮选用45（调Z4 =85质），硬度为220HBS.选小凶轮凶数为Z 3 - 24 ,大齿轮齿数Z 4 = i2Z 3 = 3.54 x 24 = 84.96取 Z 4 = 852、按齿面接触强度设计：由设计公式（10-9a）进行计算：心=1 .323d3t -2.32, 3'KEZe 2()178.5410(5-15)1)确定公式内的各计算数值:(1 )试选载荷系数Kt1 .3(

23、2 )11轴的转矩178.5410(3 )由资料1表10-7选取齿轮宽系数巾d(4 )由资料1表10-6查得材料弹性影响系数为Zz E89.8 MPa1/2(5 )由资料1图10-21d)和图10 21c)查得齿面的接触疲劳强度极限H lim1= 700 MPaH lim 2=560 MPa(6计算应力循环次数:N 3 = 60 n 2 j Lh=60271.1912 8 3001015%= 1.1710 8(7)N 1 _ 1.171083.54= 3.31107(5-16)由资料1图10-19查得接触疲劳寿命系数NH 3 = 0.93K NH 4 = °.95(8)计算接触疲劳许

24、用应力:>1K HN 1 H lim10.93560=520.8 MPa ,K HN 1 , c- H lim 20.95700=665 MPa(5-17)Zz = 189.8 MPa 1/2H lim1 = 700 MPaH lim 2 = 560 MPa3=1.17 1084 = 3.3110 7K NH 3 = 0.93K NH 4 = 0.95h520.8 MPa ,H 2 = 665 MPa计 算 及 说 明主要结果2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1 ，代入uHl】中较小 值：v = 1.12 /b = 78.95 mmmt = 2.55h = 5.73%=13.7KHa

25、= KFa =1.2K" = 1.611K = 2.09J ccc1.3 号.78 号05(3.54 + 1) 189.8)d1t 芝 2.32 x 3 - 113.54V 520.8 )=78.95 mm(2) 计算圆周速度兀 d1t，n2伞 78.95 乂 271.19m/v = = 1.12 mz60 x 100060 x 1000/s(3) 计算宽bid “壮=仆 78.95 = 78.95mm(4) 计算齿宽与齿高之比b/h模数:mt =d1t/z1 = 78.95% =2.55齿高：h = 2.25 mt = 2.25 乂 2.54 = 5.73h = 78.95/ 5.

26、73= 13.7(5) 计算载荷系数根据 V = 112 m / S，8级精度，查资料1图10-8得，载荷系数为kv = 1.08 ,因为是直齿轮，假设KAFt/b°00N/mm,有资料1表io3查得K Ha = K Fa = 1.2由资料1表102查得使用系数为Ka=1.50 (*中等冲击)一.、,由资料1表104查的小齿轮8级精度，非对称布置时：25计 算 及 说 明主要结果J： =1.15 0.18 (1 0.6 d2)d2 0.31 10加= 1.611由 b / h = 13.7, K " = 1.611 查资料1图 1013得K& = 1.35 ,故载荷

27、系数为K = KV , K A , Kh ： , Kh ： = 1 1.08 1.2 1.61 =2.09d = 92.46m = 4.20K v - -动载荷系数；K a -使用系数；K h ° - -齿间载荷分配系数； K h & - -齿向载荷分配系数。(6)按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直 径92.46(5-18). 2.09 d = d1t3, 78.953 Kt 1.3(7)计算模数mm = d1 /z1 = 92.46 / 22 = 4.203. 按弯曲疲劳强度校核由式(1-5)得弯曲强度的设计公式： m 3 '2KT 1.(YF，YSa )(5

28、-19)m "/12 Me f 1)*E1 = 500MPa*E2 = 380MPaTi -输入转矩； K -载荷系数； Ysu - -应力校正系数； YFa -齿形系数； o f】许用应力； 巾d -齿宽系数； zi - -由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。1 )确定公式内的各参数值:Kfni = 0.92Kfn2 = 0.97S = 1 .41 )由资料1图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强 度极限为：bFE1= 500MPa ,大齿轮的的弯曲疲31劳极限为：c、E2 = 380 MPa(2 )由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfni = 0.92Kfn2 = 0.97

29、(3 )计算弯曲疲劳许用应力:l-FI- F1 = 328.57 MPa2 = 263.29 MPa取弯曲疲劳安全系数由资料1(10-12)得:(4)>1K FN 2 '一 FE 2计算安全载荷系数:0.925001.40.973801.4=328.57=263.29K = Ka , Kv , Kf2 , Kfb =1 1.141.2MPaMPax 1.35Yf=1.846a1 = 2.72, YSa2= 2.224=1.846(5)计算齿形系数：查资料1表10-5得102.24-2.22 丫敏=2.72,YSa2 =2.24 一8 = 2.224(6)计算齿形校正系数:查资料1

30、表10- 5得Ysa1=1.571.77YSa2 =1.75-1.751.766丫商丫涕1 = 0.0129910YFaYSa1)计算大、小齿轮岳并加以比较:金金=0.01492丫 Fa 1丫 Sa 12.721.57328.570.01299YFa2YSa 22.2241.766Fa 2 Sa 20.01492263.29比较得，大齿轮的丫 丫丫数值大。2）设计计算:m = 2.56 mmYFaYsa将飞中较大值代入公式得:2 1.8251.7810 521 24 20.01492=2.56 mm对此计算结果，由丁按齿面接触疲劳强度计算的模数大丁由齿根弯曲强度计算的模数。因为齿轮模数的大小主

31、要取决丁弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力,仅与齿轮直径有关,故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=3按接触强度算得的分度圆直径di =92.17 mm ,算出小齿轮齿数:Z1山=92.17 = 30.70331大齿轮齿数：Z2=Z1=31 3.45 = 106.95 107Z1Z2=31=107d1 =93mmd2 = 321mm3 = 93 mmd2 = Z2*m =1073 = 321 mma = 207 mm4、几何尺寸计算:1）计算分度圆直径:2）计算中心距:a =巾 °= 93327 = 207 mm223) 计算齿轮宽度：b

32、 = d , d 1 = 1 93 = 93 mm取：Bi = 93 mm , B2 = 85 mm5、验算：Ft2Ti _ 21.785410 5=3839.57=41.29N /mm < 100 N /mmK A Ft _ 13839.57b 一 93故设计的尺寸合理。5.3开式齿轮设计1. 选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数。1）按传动设计的方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 卷扬机为一般工作机，速度不高，所以选用8 级精度（GB/T1009砰58）3）材料选择。由表10-1选择选得大齿轮用45钢： 硬度4050HRC小齿轮的材料为40Cr,并经调质及表 面淬火；4）选择齿数。由丁的

33、开式传动，为使齿轮不至丁 过小，选小齿轮齿数Z 5 = 20 ,大齿轮齿数Z6 = UZ 5 = 3.45 * 20 = 69由于是开式传动，故 选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。2、按齿根弯曲强度设计：弯曲强度的设计公式进行计算32 ,心 f Jdu(5-20)1）确定公式的各计算值二 FE 61000 MPa670 MPa计 算 及 说 明主要结果1 )由资料1图10-20e查得齿轮的弯曲疲劳强度极限：。FE 5 = 1000 MPa § FE 6 = 670 MPa(2 )由资料1式10-13计算应力循环次数N5=60F5jLh=60 x 76.61 (2® 300 x

34、10 ><15% )=3.3区107n _ = 33 = 9牛106N 6 i 33.54(3 )由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn 5 = 1.3Kfn6 =1.65(4 )计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数S=1.4,由式(10-12)得 K FN5 '”FE5 = 1.3 300 = 928.67 MPaF 5S1.4k f Kfn 6 '“FE6 = 1.65 "70 = 789.64 MPaF 6S1.4(5-21 )(5戡荷系数：K f =1.7(6径取齿形系数及应力校正系数：由资料1表10-5查得YFA5 = 2.80YFa6 =

35、 2.224 , YSa5=1.55 , YSa6 =1.748(7 )计算大小齿轮的丫丫了并加以比较：N5 = 3.3乂107N6 = 9M106K FN 5 = 1.3Kfn 6 = 1.65虹=928.67MPaF 5虹 Z=789.64/IPaK f = 1.733计 算 及 说 明主要结果37YFa 5，Ysa5 _ 2.651.58、I5=928.57=0.00467YFa 6，Ysa6 _ 2.2441.748F .1789.646=0.00495小齿轮的数值大。(8 )由资料1表10-7选取齿宽系数：巾d = 12)设计计算2 1.758214910 4m 二320.00495

36、= 2.90 mm1 20.由丁是开式传动，计算模数将加大10%>:mt = 2.90+ 2.90M0%= 3® 就近圆整得m=43.尺寸计算计算分度圆直径：d5 = Z5 m = 20 4 = 80mmd6 = z6 mt = 69 4 = 276mm计算齿轮宽度：b5 = d d5 = 1 80 = 80 mm(5-22)d = 1m = 2.90 mmm=4d5 = 80mmd6 = 276mmt5 =80mmth =75mma=178nmb6 = d5 -(5 10) =75 mm计算中心距d5 d6 ca = 178 mm2(5-24)4、验算：2T32 x 374.

37、68 x 103Ft 'd596KA Ft1.5 x 7805.833b =58.51=NN mm :f100设计合理5 、工作机速度验算:乙Z3Z521 .7 - 960135施-皈Z2Z4Z6vn理21 .721 .7 - 21 .5421 .7=0.7%故设计合理。6轴的设计计算6.1.中间轴的设计计算根据中间轴零件的定位，装配以及轴的工艺要求， 参考低速级齿轮与高速级齿轮传动尺寸，初步确定纣棍 件轴的装配草图如下：d1=d4=40mmd2 =54mmd3=93mmdf3=85.5mmda3=99mm图6-1中间轴的装配草图1. 轴主要尺寸设计1).各轴段的直径确定查资料4表8-

38、23初选深沟球轴承，代号为6308,与轴承配合的轴径 d=d4=40mm,齿轮2处轴头直径为d2=45mm;齿轮 2定位轴肩高度 hmin=(0.070.1)d 2=0.1*45=4.5,所'以该处直d2=54mm,齿轮轴处直径等丁低速级的小齿轮直径尺寸，d3=93mm,d=85.5mm,d3=99mm.2).确定各轴段长度按轴上零件的轴向尺寸以及零件间相对位置，参考高速级与低速级齿轮传动尺寸表，初步确定尺寸如附图(6-1 )2. 按许用弯曲应力校核轴1)轴上力作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点处， 因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。画出支点、跨距

39、、轴上各力作用点相互位置尺寸如上图 所示。2)绘制轴的受力图如下：计算及说明主要结果39图6-2轴的受力图3）计算轴上的作用力齿轮2:Ft22T2 _ 2 178.540 103d2214=1669NFr2 = Ft2 tan ： n =1669 tan 20 = 607 N齿轮3:Ft2 = 1669NFr2 = 607N匕=384(NF3 = 1398JIRbz = 766N计 算 及 说 明主要结果2T22 x 178.540 乂103Ft3 = = 3840Nd393R3 =Ft3tan% =3840xtan20' = 1398N4)计算支反力垂直支反回(XZ平面)，亲图(6-

40、2 )，绕支点B的力矩和F M _0得，L IVI BZ 0RAZ = Fr2(84.5+ 71.5)- Fr3 X 71.5/(57 + 84.5+ 71.5)=岭07(84.5+ 71.5)-1398 71.5/213= -25N司理 L5 £ Maz =0RBZ =【Fr3(84.5+ 71.5)- Fr2 x 71.5】/(57 + 84.5+ 71.5)=1398(84.571.5)-607乂71.5】/213= 766N£ Z = Raz + Fr3 Fr2 R BZ校核：=-25 + 1398 - 607 - 766 = 0 ；计算无误。同样，由绕B的力矩和M

41、by °,得(水平面XY平面，见图6-2 (c)Ray =蛆2(84.5+ 71.5)+ Ft3 x 71.5】/(57 + 84.5+ 71.5)=1669(84.5+ 71.5)+3840乂 71.5】/213= 2511N由 £ May =0得；Ray = 2511 NRby = 2998N#计算及说明主要结果Rby = I.Ft3(84.5 57) J 571 57 84.5 71.5 =3840 (84.5 57) 1669 57213 =2998NT2 = 178540 N mm=0.58江=10355N，mm*六修、M 丫 = Ray . Rby 一 Ft2

42、一 Ft3 校核：= 25112998 -1669 - 3840 = 0计算无误。5) 绘制转矩、弯矩图垂直平面内的弯矩图(图 6-2 (b) C处弯矩：MCZ 左=MCZ 右=RAZK57 = 94164N,mmD处弯矩：Mdz = Mdz -财 71.5-17467N -mm水平面内弯矩图(图6-2 (c)C处弯矩：Mcy左-Mcy =Ray 57=171324J,mmD处弯矩：MDZ左=Mdz = &z 71.5=27651Nmm6) 合成弯矩图(图6-2 (d)C处弯矩：Me =JmCz mCy ='、941642 1431272 =171324N，mmD处弯矩：MD

43、= mDz mDy = ,(-1746742 214357 =27651N *mm7) 转矩以及转矩图(图6-2 (e)T2 = 178540 N mmo8) 计算当量弯矩，绘制弯矩图，(图6-2 (f) 应力校正系数一 -E0b一 55 /'95 = 0.58丁2 = 0.58 178540 = 103553 N - mmC处当量弯矩：b h = 12 8Me = . M： （© -1713242 10355寸=200177N，mmD处当量弯矩：圆角r=3Md =£mD （一丁2）= ；27651 10355§ =295267N，mm9）校核轴径根据弯矩

44、图可知，危险面为 C和D剖面。C剖面：de = 3；Mc= 3 200177 = 33.13mm ： 45mm 0.1 k：也 10.1 55!IU强度足够D剖面:43dDD剖面强度也足够。J295267 0.1 55=33.72mm 85.5mm厂 24MPa广 0.18,= 0.25V所以，该轴强度足够。3. 轴的细节部位结构设计查资料2表9-14得键槽尺寸为：b * h = 12 * 8(t=5.0,r=0.3)键长为 L=45mm,查资料3表4-5得表面过度圆角r=3.由资料3查得各过度圆角尺寸见零件图计 算 及 说 明主要结果4.安全系数法校核该轴的疲劳强度（对一般减速器的转轴仅仅使

45、用弯曲应力法校核强度即可，而不必进行安全系数法校核）1）判断危险截面对照弯矩图和结构图，从强度，应力集中分析，C和1,2都可能是危险截面，现对 C剖面进行校核。2）轴材料的机械性能材料为45钢，调质处理，有资料1表15-1查得，b =640MPa s = 355MPa ,0J = 0.43 b = 0.43 k 640 = 275.2 MPab ob =1.7 Jb = 1.7 k 275.2 = 468 MPa七=155MPa, % = 1.G = = 1.6乂 155= 248MPa2 七L0b=2、2752248=Lb468=登些丝= 0.25 %2483）剖面C的按系数抗弯段面系数：3

46、.2Hdcbt（dc-1）Wc - c -c322dc3,2伞 453 14X5.5U45-5.5）3=-* = 7611.3mm3322 x 45抗扭断面系数：W(=7611.mm以= 16557.mmcr0 =22.5MPa%= 5.39MPaEm =喝=5.39 MPaK = 1, K 壬=1.54.计 算 及 说 明主要结果3. 2ndcbt(dc-1)W =162dcc3_ 2兀尺4514乂5.5乂 45 5.53=16557.47mm162乂45弯曲应力幅：% = Mc/W4 =171324+ 7611.3= 22.5MPa弯曲平均应力：0扭转切应力幅：T178540% = 5.3

47、9 MPa2Wtc2乂 16557.47即+土t w = 5.39 MPa平均切网力： ma键槽所引起的效应力集中系数有资料4表查得：K。= 1, K 丁 = 1.54.同样，由资料2表查得表面状态系数为：'-0.92尺寸系数为：8。= °.84, % = 0.78kJ(膈)=八=1.29 e " /( 0.92 x 0.84)弯曲配合零件的综合影响系数：'K° 一 2.3取(J)d=2.3进行计算：K /f E & 1 = /=139"/(0.92乂0.78)取剪切配合零件的综合影响系数(心)d = 0.4 + 0.6(Kq)d

48、=1.78（K）d=1.78Kn=145计 算 及 说 明主要结果由齿轮计算的循环次数4.1516 <0162516, 寿命系数Kn =1d1=32mm则:1 275.21.78 5.39 0.25 5.39= 25.15,d2=34mmd3=d7=35mmd4=d6=44mmd5=62mm,d=66mmdf5=57mml_0=223mmSC :1 155=14.17C K "m 1.78 5.39 0.25 5.39 综合安全系数：S = Sc Sc = 25.15 14.17 ,S：C2 Sc2'25.1$ 14.172= 12.4 0 -1.51.8故，剖面C有足够的强度。6.2高速轴的设计计算1. 轴的材料选择；因为是齿轮轴，材料与齿轮材料相同，为 40Cr（调质）2. 按切应力估算轴径有资料1查得A0=106,轴段伸出段直径为：S - A。"=106 3 5.336960 =18.7mm' ，考虑与电动机半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取d1=32mm3.1 ）划分轴段轴伸出段d1,端盖以