电动卷扬机电葫芦毕业设计

1、电动卷扬机的设计 XINYU UNIVERSITY 毕业设计（论文） （ 14 届 ）题 目 电动卷扬机的设计 二级学院 机械工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 10机制本三班 学 号 1001210325 学生姓名 王 霞 指导教师 陈 萍 电动卷扬机的设计摘 要随着当今社会机械行业的快速发展，人力越来越被机械操作所替代。从机械行业的发展史看来，它由简单到复杂，由手动操作到全自动化的操作，真的可以说是越来越方便，越来越经济实用了，电动卷扬机的发明就很好的证明了这一点。卷扬机主要分为电动和手动两种，随着社会的飞速发展，电动卷扬机已经成为社会起重运输机构不可或缺的部分，它在我们身边

2、随处可见，例如：我们平时乘坐的电梯和家用电卷门，还有提升集装箱等重物的起升机构。本次设计的电动卷扬机，主要是针对它的卷筒，钢丝绳，电动机和减速器部分的设计。由于设计的篇幅有限，所以有些部分就只是简单的介绍了一下。关键词：卷扬机；卷筒；钢丝绳；电动机；减速器；联轴器AbstractWith the rapid development of machinery industry in today's society, the human is more and more replaced by a mechanical operation. By the history of mechan

3、ical industry, it appears to be from simple to complex, from manual to fully automated operation, really is more and more convenient, more and more economic and practical, the invention of the electric hoist is very good to prove it. Hoist is mainly divided into two of manual and electric, with the

4、rapid development of society, electric hoist has become an integral part of the social lifting transportation agency, it can be seen everywhere around us, for example, We usually take the elevator and household electric door, and container weight lifting mechanism. The design of electric hoist, main

5、ly for its drum, wire rope, the design of the motor and reducer parts. Due to the design of the space is limited, so some part is simply introduced.Key words: hoist; Drum; Wire rope; Motor; Gear reducer; coupling III目 录摘 要IAbstractII第1章 概 论11.1卷扬机发展概况11.1.1 卷扬机的发展概况及应用11.1.2 卷扬机的发展趋势11.2 卷扬机主要类型1第2章

6、 起升机构的组成和型式22.1 起升机构的组成32.2 起升机构的典型传动型式3第3章 钢丝绳的选择43.1 钢丝绳的种类和构造43.2 钢丝绳直径的选择5第4章 卷筒的结构设计及尺寸确定54.1卷筒的分类54.2卷筒绳槽的确定64.3卷筒的设计64.3.1 卷筒的长度设计74.3.2 卷筒壁厚设计74.4 卷筒强度计算8第5章 电动机选择85.1 电动机选择8第6章 减速器的设计计算106.1传动比分配106.2 动力运动参数计算106.2.1各级转速106.2.2 每个轴的输入功率116.2.3 各个轴的转矩计算11第7章 普通V带传动设计127.1 普通V带的型号127.2确定带轮基准直

7、径127.3验算带速V127.4确定带的长度Ld和中心距a127.5验算小带轮的包角137.6确定普通型带的根数Z147.7计算带传动作用在轴上的力F147.7.1计算单根普通型带的张紧力147.7.2计算带传动作用在轴上的力147.8带轮结构设计14第8章 圆柱齿轮传动的设计计算158.1高速级直齿圆柱齿轮几何尺寸的设计计算158.1.1选定齿轮齿数158.1.2按齿面接触强度设计158.1.3按齿根弯曲强度设计178.1.4几何尺寸计算198.1.5高速级直齿圆柱齿轮的结构设计208.2低速级齿轮几何尺寸的设计计算208.2.1选定齿轮齿数208.2.2按齿面接触强度设计208.2.3按齿

8、根弯曲强度设计238.2.4几何尺寸计算248.2.5低速级直齿圆柱齿轮的结构设计25第9章各级轴的设计计算259.1高速轴的设计259.1.1轴的已知的运动参数和动力参数259.1.2轴的材料和热处理的选择269.1.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径269.1.4轴的结构设计279.1.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度309.2中间轴的设计309.2.1轴的已知的运动参数和动力参数309.2.2轴的材料和热处理的选择319.2.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径319.2.4轴的结构设计319.2.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度359.3 低速轴的设计359.3.1轴的已知的运动参数和动

9、力参数359.3.2轴的材料和热处理的选择359.3.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径369.3.4轴的结构设计369.3.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度40第10章 轴承、键和联轴器的选择4010.1 轴承的选择及校核4010.1.1高速级滚动轴承4010.1.2 中间级的轴承4110.1.3低速级的轴承4210.2 键的选择及强度校核4310.2.1 高速轴与联轴器处键联接4310.2.2. 中间轴与高速级大齿轮处键联接4310.2.3 中间轴与低速级小齿轮处键联接4310.2.4 低速轴与低速级大齿轮处键联接4410.2.5 低速轴与联轴器处键联接44103联轴器的选择45参考文献&

10、#160;46致 谢47第1章 概 论1.1卷扬机发展概况1.1.1 卷扬机的发展概况及应用现如今卷扬机已经发展到了一个十分成熟的境界，应用在我们的方方面面。但是我国的电动卷扬机发展还是相当慢的，明显的落后西方发达国家，我国还主要是在大型工厂大企业才会广泛的应用，解放前更是几乎所有的卷扬机都是外国生产的，但是现在随着我国的富强和创新，我们也发明了很多的卷扬机，基本满足了自己国家的需要。 卷扬机在我们身边随处可见，它是起重运输的重要组成部分，主要功能就是将物体提升，由于它有很多的优点，被广泛应用，在一些小的领域也应用很广，如家用电卷门就是一个最普遍最常见的例子。1.1.2 卷扬机的发展趋势 卷扬

11、机的发展绝对是越来越方便和实用的，随着社会的高科技的快速发展，卷扬机会越来越被需要，也会变的越来越适应社会的发展。1.2 卷扬机主要类型卷扬机有着广泛的应用，所以就会有不同类型的产品，去适应各种需求。其中：1 按钢丝绳额定拉力F分按钢丝绳所能承受的最大拉力来化分。按195588卷扬机中规定为5，7.5，10，12.5，16，20，25，32，50，80，120，160，200，320，500kN共15级。此参数为卷扬机的主要参数。2 按传动形式分（1） 开式齿轮传动 （2）闭式圆柱齿轮传动 （3）圆锥圆柱齿轮减速器（4）蜗杆传动减速器（5）圆柱齿轮减速器加开式齿轮传动（6）蜗杆减速器加开式齿轮

12、传动（7）行星齿轮传动 （8）液压传动3 按控制方法分（1） 手控卷扬机 （2）电控卷扬机 （3）液控卷扬机 （4）气控卷杨机（5）自动控制卷扬机 第2章 起升机构的组成和型式2.1 起升机构的组成起升机构是提升重物的机构，它是卷扬机必须的结构，也是设计卷扬机最最主要的部分，是卷扬机的核心部位。本次电动卷扬机的设计主要是由电动机、V带、联轴器、轴承、减速器、卷筒等组成（如图2-1）。图2-1 起升机构的示意图1、电动机 2、V带 3、减速器 4、轴承 5、联轴器 6、卷筒2.2 起升机构的典型传动型式电动机和卷筒之间除了有时增加一个V带外，其减速器主要是采用标准的效率高的二级减速器，只有速度十

13、分的小的时候才有可能采用三级减速器，所以本次设计也是选择二级减速器作为减速机构。当然在电动机和减速器之间是要有联轴器的，一般采用弹性柱销连轴器，本次设计同样选择弹性柱销连轴器。卷筒的直径在选择的时候都是取许可的最小值，因为直径越大，扭矩和传动比就越大，使制造的整个不见十分的庞大。往往都是通过增大直径的办法来减小它的长度。本次设计中卷筒的直径已经给出为：D320mm，所以不需计算卷筒的直径。滑轮组的型式有单联和双联，我们一般看到是单联，因为它的型式和倍率对设计起升机构的尺寸时影响很大。在设计过程中由于双联滑轮组的倍率比单联滑轮组小一倍，起升机构的传动比也需要增大一倍，这就使机构尺寸增大，所以此次

14、设计的卷扬机选用单联滑轮组如图（23）。 图 23 单联滑轮组 1、卷筒 2、钢丝绳 3、动滑轮 此次设计的主要参数有：载荷： 3/4负载工作循环周期： 10min钢绳拉力： 20KN提升高度： 6m钢绳速度： 8（m/min） 钢绳速度允许误差±5% 滚筒直径: 320（mm） 设计寿命： 10年 工作制： 二班制工作，每班工作8小时，每年工作300天第3章 钢丝绳的选择钢丝绳是卷扬机提升重物的工具，如果在提升重物的时候钢丝绳发生断裂等问题，那么后果是十分的严重，再加上它在工作的时候所受的力和外界的影响都十分的复杂，所以对钢丝绳的选择是十分严谨的一件事，必须做到合理的选择才能达到预

15、期的效果。3.1 钢丝绳的种类和构造卷扬机有多层缠绕，也有单层缠绕，由于本设计提升高度小所以采用单层，选用多捻制金属丝芯钢丝绳。3.2 钢丝绳直径的选择本次卷扬机选择单层缠绕，钢丝绳受力不是太复杂。虽然可以通过查表直接查取出来，但是根据国际标准钢丝绳的选择，我们进行一下运算：该方如下；（机械设计手册第二册）钢丝绳直径不小于dmin Fmax钢丝绳最大静拉力c钢丝绳选择系数，可参考机械设计手册第二册进行选取。本设计卷扬机的载荷已经给出为20KN，又由于上面选用单联滑轮起重滑轮组，所以每根承受载荷 Fmax1/2F总 0.5×2KN=10000N 取钢绳系数选择c0.11。 10 mm

16、依据设计所给的原始数据，通过查机械设计管理手册中电动葫芦主要参数。可以得到本设计所需钢丝绳的直径为d=11mm，规格为：6×37（GB1102-74）所以最终确定本设计所需钢丝绳的直径为d=11mm，规格为：6×37（GB1102-74）第4章 卷筒的结构设计及尺寸确定卷筒是用来缠绕钢丝绳，把原动力最后传递给钢丝绳提升重物，卷筒的中心一般是中空的圆柱状，里面有一个轴带动卷筒转动，本设计给出了卷筒的直径。 4.1卷筒的分类按照钢丝绳在卷筒上缠绕的层数，可分为单层和多层两种，在前面我们已经选用了单层缠绕的方式进行缠绕。只有在缠绳量大，提升高度非常高或特殊要求的情况下才选择多层缠

17、绕。本设计采用单层绕。4.2卷筒绳槽的确定查机械设计指导书知，卷筒绳槽槽底半径R，槽深c，槽的节矩t 其尺寸关系为： R=（0.540.6）d（ d 为钢丝绳直径 ） 绳槽深度：标准槽：=（0.250.4）d （mm） 深槽： =（0.60.9） d （mm） 绳槽节距：标准槽：d（24） （mm） 深槽： d（68） （mm） 本设计选用标准槽，钢丝绳直径选用11mm， R=（0.540.6）d mm=5.946.6mm 取R=6.6mmc=（0.250.4）d mm =2.754.4mm 取c=4.4mm td（24）mm=1315mm 取t=15mm由于上面计算出了钢丝绳的直径为11mm

18、，则可以通过这一信息查机械设计手册中卷筒槽尺寸可以得到以下数据：R=6.7mm，t=14mm，r=1.5mm，c=4mm由于计算和查表的数据基本一致，则出于方便计算的考虑最后决定选用查表所得到的数据进行下面的计算。4.3卷筒的设计卷筒主要设计的部分包括：卷筒直径D 、卷筒长度 L 、卷筒壁厚 。在本设计的原始数据中已经给出D=320mm4.3.1 卷筒的长度设计本设计采用单联滑轮组卷筒的长度为： 卷筒上的螺旋槽部分的长度=204mm 卷筒的总长度Ld=L+2L1+L2 式中 Ld卷筒总长度； 绳槽部分长度 H最大起升高度； a滑轮组倍率； 卷筒卷绕直径；=D+d t 绳槽节矩， n 额外安全圈

19、数，通常以n1.53倍； 为无绳槽卷筒部尺寸，由结构需要决定这里取为：100mm 钢丝绳固定需要的长度，=3t=3×14=72 所以Ld=L+2L1+L2=204+2×100+72=476mm 选取标准卷筒长度为500mm4.3.2 卷筒壁厚设计对于铸铁筒壁厚 mm 根据已知数据求得： mm 0.02×320（610） 6.4（610） 12.416.4 选mm所以卷筒的设计参数选择为：绳槽节距t14mm、槽深c4mm、卷筒节距D320mm、卷筒长度L=500mm、卷筒壁厚mm、槽底半径R=6.7mm4.4 卷筒强度计算本设计中L=500mm D=320 mm，符

20、合3的要求，所以只要计算压应力就可以了。因为前面选择的是单层卷绕，所以卷筒所受压应力按下式来计算：=A 为卷筒所受压应力 为钢丝绳最大拉力（N） 为卷筒壁厚 A 为应力减小系数，一般取A=0.75 为许用压力，对于铸铁= 为铸铁抗压强度极限所以=A=0.75×10000÷（15×14）36查机械设计书195，所以39。所以 通过检验计算，本设计卷筒抗压强度符合设计要求。第5章 电动机选择5.1 电动机选择根据运输带的工作拉力F，工作速度V，可以求出选择的卷筒的功率电动机到工作机的总效率为：总效率等于带轮、齿轮、联轴器、滚筒和轴承的效率之积。通过查机械设计手册得到它

21、们的取值如下：带轮的效率联轴器的效率齿轮的效率轴承的效率滚筒的效率 =0.85所需电动机功率为：选择电动机根据设计给出的数据，就可以求出卷筒的转速根据常见机械传动推荐的合理的传动比范围，初选V带的传动，二级圆柱齿轮的传动比范围为，得出，可知电动机的转速范围为。由于是电动卷扬机，通过查阅机械设计手册中电动机的选择表，所以可选用YZR132M2-6型电动机，额定功率：=3.7kw，满额转速：=908r/min，额定电压：380v第6章 减速器的设计计算6.1传动比分配已知电动机的转速=908r/min根据关系式得：取=3，即则减速器的传动比；由于，可取，则=3.566.2 动力运动参数计算6.2.

22、1各级转速电动机输出轴的转速高速轴的转速中间轴的转速低速轴的转速滚筒的转速6.2.2 每个轴的输入功率电动机输出轴的功率高速轴的功率 中间轴的功率 低速轴的功率 滚筒轴的功率 6.2.3 各个轴的转矩计算 将上述结果列于表中：轴号功率P（KW）转矩T(N.m)转速传动比i效率电机轴3.1433.0390830.95高速轴2.9894.18302.675.340.96中间轴2.89487.9358.773.560.96低速轴2.801685.2715.9210.98卷筒轴2.771651.7315.92第7章 普通V带传动设计7.1 普通V带的型号查机械设计手册表13-4得 计算功率 由机械设计

23、手册图13-1选用B型普通V带。7.2确定带轮基准直径查设计手册，普通V带B型带轮的最小基准直径是选取主动带轮直径取带的滑动率则从动轮直径选取从动带轮基准直径普通V带传动的实际传动比7.3验算带速V V在525m/s范围内。7.4确定带的长度Ld和中心距a 初定中心距 按照 初取 计算所需带长 查机械设计手册表13-2，选取V带的标准基准长度，标注为B2000 GB/T 115441997 确定实际中心距 安装中心距 7.5验算小带轮的包角 7.6确定普通型带的根数Z查机械设计手册表13-3 查机械设计手册表13-2 查机械设计手册表13-7 故需V带根数为 7.7计算带传动作用在轴上的力F7

24、.7.1计算单根普通型带的张紧力查机械设计手册表13-1 7.7.2计算带传动作用在轴上的力 7.8带轮材料的选择根据上面的计算，查机械设计手册选取带轮材料为HT200。第8章 圆柱齿轮传动的设计计算1.通过分析本次卷扬机的条件，最后选用7级精度（GB 10095-88 ）2.材料的选择。选小齿轮材料40Cr（调质），硬度为250HBS，大齿轮45钢（调质），硬度为220HBS，二者材料硬度差为30HBS。8.1高速级直齿圆柱齿轮几何尺寸的设计计算8.1.1选定齿轮齿数选小齿轮齿数大齿轮齿数，取。8.1.2按齿面接触强度设计由设计的计算公式进行试算1.确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数（

25、2）通过查阅机械设计手册选取齿宽系数（3）通过查阅机械设计手册查得弹性系数（4）查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。（5）计算应力循环次数。（6）取接触疲劳寿命系数；。（7）计算接触疲劳许用应力。 一般情况取取失效概率为1%，安全系数，得2.计算（1）试算小齿轮分度圆直径（2）计算圆周速度（3）计算齿宽（4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 所以（5）计算载荷系数根据，7级精度，通过查阅机械设计手册得动载系数；直齿轮，；通过查阅机械设计手册得使用系数；通过查阅机械设计手册查得7级精度，取。由，又，所以载荷系数 （6）分度圆直径 （7）计算模数m8.1.3按齿根弯曲强度设计 弯曲

26、强度的设计公式为1.确定公式内的各计算数值（1）取小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（2）取弯曲疲劳寿命系数，；（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安慰系数，得（4）计算载荷系数K（5）查取齿形系数由表10-5查得，。（6）查取应力校正系数由表10-5查得，。（7）计算大、小齿轮的通过比较，大齿轮的数值大。2.设计计算按圆整，分度圆直径,算出小齿轮齿数大齿轮齿数，取。8.1.4几何尺寸计算1.计算分度圆直径2.计算中心距3.计算齿轮宽度取，。齿轮参数见表1。表1 齿轮参数表(单位：mm)参 数齿数Z分度圆直径d齿宽B齿顶圆直径齿根圆直径模数m中心距a小齿轮2665706762

27、2.5207.5大齿轮140350653523478.1.5高速级直齿圆柱齿轮的结构设计1.确定齿轮的外形尺寸查设计手册，根据齿顶圆直径时做成实心结构的齿轮，时做成腹板式结构。从表1中可以看出小齿轮应该做成实心式结构，大齿轮应该做成腹板式结构。则大齿轮的外形图如下：图2 腹板式结构的齿轮根据腹板式结构的计算公式 取，则2. 确定检验项目及其允许值大齿轮分度圆直径为350mm，查机械设计手册与互换性与测量基础，得：单个齿距极限偏差齿距累积总公差齿廓总公差螺旋线总公差径向跳动公差3. 确定中心距极限偏差中心距为207.5mm，查表互换性与测量基础得，因此，中心距表示为：4. 确定侧隙和齿厚偏差（1

28、）确定最小侧隙，由式得：（2）确定齿厚上偏差，由式得：取负值为（3）确定齿厚下偏差，查表得：切齿径向进刀公差按式计算所以，（4）计算公法线平均长度极限偏差通常用检查公法线平均长度极限偏差来代替检查齿厚极限偏差。按式和式得，公法线平均长度上偏差：公法线平均长度下偏差：参考式，跨齿数，取。根据式，公法线公称长度 mm则，公法线长度偏差为5. 确定齿坯精度（1）内孔尺寸公差，查表得，即。（2）齿顶圆直径偏差，查表得（3）查表得，端面圆跳动公差和顶圆径向圆跳动公差为0.022mm。（4）齿坯表面粗糙度由表查得齿面的上限值为1.25，由表查得齿坯内孔表面的上限值为1.25，端面的上限值为2.5，顶圆的上

29、限值为3.2，其余加工表面粗糙度的上限值取12.5。8.2低速级齿轮几何尺寸的设计计算8.2.1选定齿轮齿数选小齿轮齿数大齿轮齿数，取。8.2.2按齿面接触强度设计由设计计算进行计算1.确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数（2）选取齿宽系数（3）取材料的弹性影响系数（4）查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。（5）计算应力循环次数。（6）查的接触疲劳寿命系数 （7）计算接触疲劳许用应力。一般情况失效概率为1%，安全系数为，则 2.计算（1）试算小齿轮分度圆直径（2）计算圆周速度（3）计算齿宽（4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 所以（5）计算载荷系数根据，7级精度，查得动载

30、系数；直齿轮，；通过查阅机械设计手册查得使用系数；由机械设计表10-4的用插值法的为7级精度，在小齿轮相对支承不是对称布置时，。由，通过查表得，所以载荷系数（6）求分度圆直径，得（7）计算模数m8.2.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为1.确定公式内的各计算数值（1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（2）弯曲疲劳寿命系数，；（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安慰系数，则（4）计算载荷系数K（5）查取齿形系数通过查机械设计手册得，。（6）查取应力校正系数由表10-5查得，。（7）计算大、小齿轮的然后进行比较所以，大齿轮的数值大。2.设计计算按圆整，分度圆直径,算出

31、小齿轮齿数大齿轮齿数，取。8.2.4几何尺寸计算1.计算分度圆直径2.计算中心距3.计算齿轮宽度取，。齿轮参数见表2。表2 齿轮参数表(单位：mm)参 数齿数Z分度圆直径d齿宽B齿顶圆直径齿根圆直径模数m中心距a小齿轮32112117 1151083.5255.5大齿轮1143991124033948.2.5低速级直齿圆柱齿轮的结构设计1.确定齿轮的外形尺寸查设计手册，根据齿顶圆直径时，做成实心结构的齿轮；时做成腹板式结构。从表2中可以看出小齿轮应该做成实心式结构，大齿轮应该做成腹板式结构。则大齿轮的外形图如下：图3 腹板式结构的齿轮第9章 各级轴的设计计算9.1高速轴的设计9.1.1轴的已知

32、的运动参数和动力参数1.轴上的转速、功率、转矩。 2作用在齿轮上的力已知高速轴上齿轮的分度圆直径为 =65而 F= 9.1.2轴的材料和热处理的选择选轴的材料为45钢,调质处理。9.1.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，查机械设计手册，最后得到，于是得轴的最小直径在与联轴器配合的那一段，所以首先先选择出联轴器的型号，查的它的孔径大小，那么轴的最小直径就应该与联轴器的孔径大小相等。则，首先确定联轴器的型号。计算联轴器的转矩，取按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5015-2003，选用TL7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为,半联轴器的孔径，故取=45m

33、m，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。9.1.4轴的结构设计（1） 结构分析由于高速级小齿轮的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。（2）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要求的轴向定位要求,在-轴段右端制出一轴肩, 所以取-的直径;左端采用轴端挡圈定位，半联轴器与，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故取。2） 初步选择滚动轴承。参照工作要求及故选用深沟球轴承,初步选取6211型号轴承，其尺寸为,故;。左右两端滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位，则，由文献2表17-1查出6211型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm,则。 3）齿轮处的轴段

34、，已知齿轮齿宽为70mm,故取。 4) 取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右端面间的距离 ,故取。5） 取齿轮距箱体内壁距离a=16,高速级的大齿轮与低速级的小齿轮之间的距离，考虑到箱体的铸造误差及在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁要有一段距离 s,取s=8,已知低速级小齿轮轮毂长T=117mm,则将所得数据整理成表9-1。表9-1 高速轴各轴段尺寸轴段-45505564676455825021151702421（3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按由表6-1查选用平键为14mm9 mm70mm,半联轴

35、器与轴的配合为H7/k6。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m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径标于零件图上。(5)绘制高速轴结构草图高速轴的结构草图如下图所示 （6）求轴上的载荷 根据结构图作出轴的计算简图,从手册中查取a值来确定轴承的支点位置。对于6011号轴承,a=B/2=9mm,所以做为简支梁的轴的支承跨距。轴的弯矩及扭矩计算如下,并画出其载荷图9-2。 图9-2为高速轴轴的载荷分析从上图中可以看出截面C是轴的危险截面。将截面C处的、及的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T=94180 Nmm9.1

36、.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度因为轴的最大弯矩和扭矩在C截面处为最大值，所以只需校核截面C处的强度。根据上面的数据，以及轴单向旋转，扭转切引力为脉动循环变应力时，取，轴的计算应力=a已选轴材料为45钢，调质处理。查得=60MP， > ，所以轴合理安全。9.2中间轴的设计9.2.1轴的已知的运动参数和动力参数1求作用在齿轮上的力由于高速轴的小齿轮要和中间轴的大齿轮啮合，因此中间轴大齿轮上的、都是作用力和反作用力的关系，故中间轴的大齿轮所受的力分别为同理，中间轴的小齿轮上要和低速轴的大齿轮啮合，因此中间轴小齿轮上的、也同样是作用力和反作用力的关系，故中间轴的小齿轮上所受的力为=9.2.2

37、轴的材料和热处理的选择选取轴的材料为45钢,调质处理。9.2.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径初步估算轴的最小直径，得，则轴的最小直径是安装轴承处，所以为了使轴承便于安装，且对于直径的轴有两个键槽时，应将其直径增大10%15%。然后将轴径圆整为标准直径。故取=50mm。9.2.4轴的结构设计（1） 轴结构分析由于高速级大齿轮和低速级小齿轮的尺寸均较大，因此把它们都设计成分离体，中间轴设计成普通阶梯轴。所以只能从轴的两端分别拆卸和装入轴上的高速级大齿轮和低速级小齿轮及两个轴承。两齿轮直接采用轴环定位，宽在高速轴齿轮轴设计时已经设计为10mm，故；两齿轮的另一端都采用套筒定位；齿轮和轴的连接选用

38、普通平键连接。（2）根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。由于轴主要承受径向载荷，所受轴向力较小，选用深沟球轴承。根据工作要求及=50mm,由文献2表17-1初步选取6210号轴承，其尺寸为,故=50mm。2) 取安装低速级小齿轮处的轴段-的直径。3）由于轴段-和-是齿轮段,因此轴段-和轴段-应略短于齿宽，故，；根据高速轴的设计，要使轴段-处的大齿轮与其轴上的小齿轮啮合，因此取-=(16+8+20)mm=44mm。4) 由前面腹板式高速级大齿轮的设计，则安装高速级大齿轮处的轴段的直径。5)使轴段-与轴段-设计相同，则，。 （3）轴上零件的周向定位轴的周向定位采用平键连

39、接。根据，查得平键截面bh=1811mm，键槽用键槽铣刀加工，长为100mm，并且为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，所以选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同理，对于选用平键为18mm11mm50mm, 选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6。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公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸选取轴端倒角为,各轴肩处圆角半径为2mm。(5)绘制中间轴结构草图中间轴的结构草图如下图所示 将所得数据整理成表9-3。表9-3 中间轴各轴段尺寸轴段-506070605044114106244（6）求轴上的载荷 对于6209号轴承,a=B/2=8.5mm

40、,所以做为简支梁的轴的支承跨距。轴的弯矩及扭矩计算如下,并画出其载荷图9-4。 图9-4为中间轴轴的载荷分析从上图中可以看出截面C是轴的危险截面。将截面C处的、及的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T=487930 Nmm9.2.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度因为轴的最大弯矩和扭矩在C截面处为最大值，所以只需校核截面D处的强度。取，轴的计算应力=a选轴材料为45钢，调质处理。查得=60MP， > ，所以此轴合理安全。9.3 低速轴的设计9.3.1轴的已知的运动参数和动力参数1.轴上的转速、功率、转矩。 2作用在齿轮上的力已知低速轴上齿轮的分度圆直径为 而 F=

41、9.3.2轴的材料和热处理的选择轴的材料为45钢,调质处理。9.3.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，得轴的最小直径是按照联轴器处轴的直径，所以为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，且对于直径的轴有两个键槽时轴的直径应增加10%-15%，然后再将轴的直径圆整，故取=65mm。同时选取联轴器的型号及联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化比较小，所以取，则：根据计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5015-2003，选取HL6弹性柱销联轴器，其公称转矩为,半联轴器的孔径，所以取=65mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。9.

42、3.4轴的结构设计（1） 结构分析由于低速级大齿轮的尺寸较大，齿轮与轴之间采用普通平键连接。（2）根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度1）为了符合半联轴器的轴向定位要求,在-轴段右端制出一轴肩, 所以取-的直径;左端采用轴端挡圈定位，半联轴器和，因为要保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故取-=105mm。3） 初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，根据工作要求及所以采用深沟球轴,初步选取6215型号轴承，其尺寸为,故;。左右两端滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位，则，由文献2表17-1查出6211型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm,则。 3）取齿轮处的轴段，已知齿轮齿宽为1

43、12mm,故取。 4) 取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右端面间的距离 ,故取。 5） 选取齿轮距箱体内壁距离a=16,已知高速级的大齿轮与低速级的小齿轮之间的距离，考虑到箱体的铸造误差,所以在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知高速级大齿轮轮毂长T=65mm,则（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平键连接。根据=65mm由表6-1查的平键截面bh=2012mm，键槽用键槽铣刀加工，长为90mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，所以选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半

44、联轴器与轴的连接，根据查表选用平键为25mm14mm90mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6。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公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸根据表15-2,选取轴端倒角为,各轴肩处圆角半径为2mm。(5)绘制低速轴结构草图低速轴的结构草图如下图所示 将所得数据整理成表9-5。表9-5 低速轴各轴段尺寸轴段-657275829082751055025991082425（6）求轴上的载荷对于6215号轴承,a=B/2=10mm,所以做为简支梁的轴的支承跨距。轴的弯矩及扭矩计算如下,并画出其载荷图9-6。图9-6为低速轴的载荷分析从上图中可以看

45、出截面C是轴的危险截面。将截面C处的、及的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T=1685270Nmm9.3.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度因为轴的最大弯矩和扭矩在C截面处为最大值，所以只需校核截面C处的强度。根据上面的数据，以及轴单向旋转，扭转切引力为脉动循环变应力时，取，轴的计算应力=a已选轴材料为45钢，调质处理。查得=60MP，>,所以此轴合理安全。第10章 轴承、键和联轴器的选择10.1 轴承的选择及校核10.1.1高速级滚动轴承（1） 作用在轴承上的载荷（2）高速级的轴承校核根据前面选定的标准精度级的深沟球轴承6211型号轴承。根据查询轴承样本和设计手

46、册得到轴承的基本额定动载荷C=43200N。根据。可以得到X=1,Y=0。按照机械设计表136，取。计算当量动载荷：轴承1：8061.2=967N，轴承2：,因为，所以轴承2比较危险验算6211号轴承的寿命，根据式：=10。选择合理，可以选择使用深沟球轴承6211型号轴承。10.1.2 中间级的轴承（1） 作用在轴承上的载荷（2）中间级的轴承校核根据前面选定的标准精度级的深沟球轴承6210型号。根据查询轴承样本和设计手册得到轴承的基本额定动载荷C=35000N。根据。可以得到Y=0，X=1。按照机械设计表136，取。计算当量动载荷：轴承1：49791.2=5975N，轴承2：,因为，所以轴承1

47、比较危险验算6210号轴承的寿命，根据式：=10。选择合理，可以选择使用深沟球轴承6210型号轴承。10.1.3低速级的轴承（1） 作用在轴承上的载荷（2）中间级的轴承校核根据前面选定的标准精度级的深沟球轴承6215型号。根据查询轴承样本和设计手册得到轴承的基本额定动载荷C=66000N。根据。可以得到Y=0，X=1。按照机械设计表136，取。计算当量动载荷：轴承1：31781.2=3814N，轴承2：,因为，所以轴承2比较危险验算6215号轴承的寿命，根据式：=10。选择合理，可以选择使用深沟球轴承6215型号轴承。10.2 键的选择及强度校核10.2.1 高速轴与联轴器处键联接高速轴与电动

48、机连接处，选用A型普通平键，由文献表6-1查得，键长，键的工作长度。联轴器的材料为钢，由文献表6-2查得键连接的挤压应力。由文献式6-1计算键连接工作面的挤压应力，得 所以安全。10.2.2. 中间轴与高速级大齿轮处键联接高速轴与高速级大齿轮处，选用A型普通平键，由文献表6-1查得，键长，键的工作长度。齿轮的材料为钢，由文献表6-2查得键连接的挤压应力。由文献式6-1计算键连接工作面的挤压应力，得 所以安全。 10.2.3 中间轴与低速级小齿轮处键联接中间轴与低速级小齿轮处，选用A型普通平键，由文献表6-1查得，键长，键的工作长度。齿轮的材料为钢，由文献表6-2查得键连接的挤压应力。由文献式6-1计算键连接工作面的挤压应力，得 所以安全。10.2.4 低速轴与低速级大齿轮处键联接低速轴与低速级大齿轮处，选用A型普通平键，由文献表6-1查得， ，键长，键的工作长度。齿轮的材料为钢，由文献表6-2查得键连接的挤压应力。由文献式6-1计算键连接工作面的挤压应力，得 所以安全。10.2.5 低速轴与联轴器处键联接低速轴与联轴器处，选用A型普通平键，由文献