起重机传动装置设计

1、 机械设计课程设计任务书设计题目： 起重机传动装置设计 系 部： 机械工程系 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名: 学 号: 起迄日期: 2014年12月8日 2014年12月29日 指导教师: 教研室主任： 机械设计课程设计任务书1课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：一、机械设计课程设计的内容机械设计基础课程设计是本门课程的一个重要实践性环节，是高等学校工科有关专业学生的一次全面的设计设计训练。本次设计的对象为普通减速器，具体内容是：1、 设计方案论述。2、 选择电动机。3、 减速器外部传动零件设计（含联轴器选择）。4、 减速器设计。 设计减速器传动零件，并验

2、算是否满足工作要求； 对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算各轴的强度； 根据工作载荷情况，选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命； 选择各键，验算输出轴上键连接的强度； 选择各配合尺寸处的公差与配合； 决定润滑方式，选择润滑剂；5、 绘制减速器的装配图和部分零件工作图。 减速器装配图一张（A0或A1）； 轴及轴上齿轮的零件图各一张（A3或A4）；6、 编写设计说明书（将1-4项整理成文，数字6000-8000）。二、原始数据及已知条件1、提升重量G = 720 kgf；2、重物提升速度 = 0.65 m/s；3、滚动槽底直径 D= 250mm 钢丝绳直径d= 11.0 mm；4、滚筒效率

3、j=0.96；5、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6、使用折旧期10年；7、工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35oC；8、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；9、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；10、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 机械设计课程设计任务书2对课程设计成果的要求包括图表、实物等硬件要求：1、说明书要认真，准确，条理清晰；2、按word排版，公式编辑器编辑公式；3、参考文献要注明出去；4、图纸按标准作图，数据处理准确，图面整洁。3主要参考文献：1 濮良贵，纪名刚.机械设计.第八版.北京:高等教育出版社,20092

4、 杨光，席伟光.机械设计课程设计.第二版.北京：高等教育出版社，20093 杨可桢，程光蕴.机械设计基础.第4版.北京：高等教育出版社，20064 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册. 北京：高等教育出版社，20035 张展，姚振甫.实用机械传动设计手册.北京：科学出版社，19994课程设计工作进度计划：序号起 迄 日 期工 作 内 容11214-1215设计前准备工作（明确任务，查阅查料、手册，观察）21216-1220确定传动方案、选择电动机、传动零件设计计算31221-1222轴的设计计算41223-1224轴承、键、联轴器及润滑剂的选择51225-1228装配图设计及复核计算6122

5、9-0101零件工作图设计70102整理设计说明书、准备答辩指导教师日期： 2011年 01 月 03 日目录前言前言 我们组本次接到的课程设计题为起重机传动装置的设计。传动装置的作用在于传递力或者是力矩。机械传动主要包括带传动、链传动、齿轮传动和蜗杆传动。实际生产中在原动机与工作机之间的传动装置往往不可能只是某一种单一的传动，车间零件传动设备亦是如此。同时通过设计计算，绘图及运用技术标准，规范，设计手册等有关资料，熟练掌握公式编辑器，AutoCAD绘图，掌握全面的机械设计技能。齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比，圆周速度和传递的范围都很大，以及传动效率，使用寿命长，结构紧凑，工作可靠等一系

6、列优点，因此，齿轮传动式各机器中应用最广的机械传动形式之一，齿轮是机械工业中的重要的基础件。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。机械设计课程设计任务书1.设计题目：起重机传动装置的设计1.1 传动布置方案 见图11 电动

7、机 2 联轴器 3 制动器 4 减速器 5 联轴器 6 卷筒支承7 钢丝绳 8 吊钩 9 卷筒 图1 传动布置方案简图1.2 设备工作条件：常温下工作，每日两班，工作10年，允许重物起升速度误差小于。车间有三相交流电源。1.3 原始数据，如下表：项目提升重量G(kg)重物提升速度V(m/s)钢丝绳直径d（mm）卷筒直径D(mm)负荷持续率（JC%）数据7200.6511.0250252. 电动机的选择2.1 确定电动机的功率(1)提升力：F=Gg=(2)提升速度(3)工作机（卷筒）所需要的功率:(4)传动总效率为式中 弹性联轴器效率，取0.99； 圆柱齿轮传动（8级精度）效率，取0.97； 滚

8、动轴承效率，取0.98。(5) 电动机所需功率为：所以，取电动机的功率。2.2确定电动机的转速（1）卷筒角速度（2）卷筒的转速 取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围，故电动机转速的可选范围为：根据电源和工作条件，电动机的类型选取Y系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min和1000r/min确定电动机型号根据电动机的功率和同步转速，查【2】P207表8-53确定电动机型号为Y160M-4或Y160L-6。传动系统的总的传动比为 式中 电动机满载转速； 卷筒的转速。根据电动机的型号查【2】P208表8-54确定外伸轴径、外伸轴长度、中心高等参数。将计算数据和查表数据

9、填入表1中，便于比较。表1 电动机的数据及总传动比方案电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比外伸轴径/mm外伸轴长度/mm中心高/mm1Y132S-45.51500144015.3538801322Y132M2-65.5100096010.203880132由表1可知，方案一转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过二级齿轮传动实现，所以选用方案一。3.运动和动力参数的计算3.1传动比分配（1）总传动比为（2）分配各级传动比设二级斜齿圆柱齿轮减速器高速机的传动比为，低速级传动比为。则；3.2计算各轴的转速如图一，对各轴编号为A、B、C、D。

10、A轴的转速：B轴的转速：C轴的转速：D轴的转速：3.计算各轴的输入功率A轴：B轴：C轴：D轴：4计算各轴的输入扭矩A轴： B轴：C轴：D轴：将上述结果列入表2，以供查用。表2 各轴运动与动力参数轴号转速n/(r/min)功率P/kW扭矩T/(N.m)A14405.44536.11B324.325.18152.53C95.114.92494.02D95.114.77478.964.齿轮传动的设计计算4.1高速级齿轮传动（1）按图1的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮。（2）根据【1】P210表10-8选用8级精度（GB1009588）。（3）材料选择。由【1】P191表10-1选择小齿轮材料为40Cr（

11、调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮的齿数，大齿轮齿数，式中,取。（5）选取螺旋角。初选螺旋角。根据【1】P218式（10-21）试算，即： 式中，小齿轮的节圆直径，mm； K载荷系数； 小齿轮传递的转矩，； 齿宽系数，mm;端面重合度；齿轮齿数比； 区域系数； 弹性影响系数，； 许用接触应力。（1）、确定公式中的各计算数值：1）试选。2）由表二，小齿轮传递的扭矩3）由【1】P205表10-7取。4）由【1】P201表10-6查得材料的弹性影响系数。5）由【1】P209图10-21（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触

12、疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6) 由【1】P206式1013计算应力循环次数：7) 由【1】P207图10-19查得接触疲劳寿命系数;8) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式得： 9）根据【1】P217图10-30选取区域系数。10）根据【1】P215图10-26查得，则。（2）、计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得：2） 计算圆周速度v=2.0m/s3） 计算齿宽b及模数b=1×39.86=39.86mm=1.61mmh=2.25=2.25×1.61mm=3.62mm4） 计算纵向重合度 5） 计算载荷系数K由【1】P193表

13、10-2查得使用系数；根据v=2.0m/s,8级精度，由【1】P194图10-8查得动载系数=1.14；由【1】P196表104查得；由【1】P198图1013查得 =1.4由【1】P195表103查得 = =1.4。故载荷系数 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由【1】P204式（1010a）得=51.82mm7） 计算模数 =根据【3】P180表10-1圆柱齿轮标准模数系列表，查取模数。由【1】P216式(1017)（1）确定计算参数1）计算载荷系数K=2) 根据纵向重合度，从【1】P217图1028查得螺旋角影响系数 0.883) 计算当量齿数 4) 查取齿型系数由【1】P20

14、0表105查得=2.592；=2.1665) 查取应力校正系数由【1】P200表105查得=1.596；=1.8046) 由【1】P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限=380Mpa；7) 由【1】P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 =0.85；=0.88；8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由【1】P205式（10-12）得：=303.57Mpa=238.86MPa9）计算大、小齿轮的并加以比较=0.01363=0.01636 大齿轮的数值大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲

15、疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数0.827并就进圆整为标准值m=1mm 接触强度算得的分度圆直径=51.82mm，算出小齿轮齿数。于是由=50.28取=50，则,取。（1）计算中心距a=280.33mm将中心距圆整后取281mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=由于值改变不大，故参数、等不大，不用修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径=103.29mm=458.61mm（4）计算齿轮宽度 b=mm=103.29mm圆整后取=104mm；=

16、109mm。（5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。4.2低速啮合齿轮的设计试选小齿轮齿数；大齿轮齿数，取。其他参数和上对齿轮一样。按式（1021）试算，即 (1)确定公式内的各计算数值1) 计算小齿轮传递的转矩2) 根据【1】P215图10-26查得，则。3) 由【1】P206式1013计算应力循环次数：60j60×324.32×1×（2×8×365×10）/由【1】P207图10-19查得接触疲劳寿命系数;计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式得：

17、 其他数据和上对齿轮的数据一样。(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得：2）计算圆周速度v=1.12m/s3）计算齿宽b及模数b=1×66.08mm=66.08mm=2.67h=2.25=2.25×2.67mm=6mmb/h=66.08/6=11.014）计算纵向重合度5）计算载荷系数K由【1】P193表10-2查得使用系数；根据v=1.02 m/s,8级精度，由【1】P194图10-8查得动载系数=1.07；由【1】P196表104查得；由【1】P198图1013查得 =1.38由【1】P195表103查得 = =1.4。故载荷系数 6) 按实际的载荷系数校正所

18、得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=83.92mm计算模数 =mm=3.39mm由【1】P216式(1017) （1）确定计算参数1）计算载荷系数K=2)根据纵向重合度，从【1】P217图1028查得螺旋角影响系数 0.883)计算当量齿数 4)查取齿型系数由【1】P200表105查得=2.592；=2.225)查取应力校正系数由【1】P200表105查得=1.596；=1.7786)由【1】P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限=380Mpa；7)由【1】P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 =0.85；=0.88；8)计算弯曲疲劳

19、许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由【1】P205式（10-12）得：=303.57Mpa=238.86MPa9）计算大、小齿轮的并加以比较=0.01363=0.01652 大齿轮的数值大（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.42并就进圆整为标准值m=2.5mm 接触强度算得的分度圆直径=66.08mm，算出小齿轮齿数 =25.65取=25，则,取。（1）计算中心距将中

20、心距圆整后取143mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角由于值改变不大，故参数、等不大，不用修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度 圆整后取；。（5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。5. 轴的设计5.1 高速轴A的设计因为轴的受力大，对材料的强度和硬度比较高，可选取轴的材料为45钢，调质处理。求输入轴上的功率、转速、转矩 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 =103.29而 F= = F图 4 圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图4所示。根据【1】P370表15-3，取=112,于是得；输出轴的最小直径显然是安装联轴器处

21、轴的直径(图5)。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=1.5,则：=1.5×36110N·mm=54165N·mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T58432003，选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63000N·mm。半联轴器的孔径mm，故取=18mm，半联轴器长度mm。(1) 拟定轴上零件的装配方案图5 高速轴的结构与装配 1(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轴向定位要求，轴端右端需制出

22、一轴肩，故取段的直径=22mm；左端用轴端挡圈定位，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=22mm，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30305.其尺寸为25mm×62mm×18.25mm，故=25mm；而=18.25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30305型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取=30mm.3)

23、 因为此轴为齿轮轴，所以-的直径=45mm，已知齿轮轮毂的宽度为109mm.4) 轴承端盖的总宽度为15mm。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的间距l=20mm,故取=35mm。5) 取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm，齿轮3到此齿轮之间的距离c=15mm，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=5mm，已知滚动轴承的宽度T=18.25mm，齿轮3的轮毂长L=70mm。则mmmm至此，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半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，选用平键为6mm×6mm

24、5;32mm，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) 确定轴上的的圆角和倒角尺寸参考【1】P265表15-2，取轴端倒角为2×45o，各轴肩处的圆倒角半径为2mm。首先根据轴的结构图5做出轴的计算简图6。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于30305型圆锥滚子轴承。由手册查a=13mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距mm。(1)求支反力水平面支反力=523.62N=175.58N垂直面支反力=54.14N=53.33N(2)作弯矩图水平弯矩MH图，如图6所示。21992.04 N·mm垂直面弯矩图，如图6

25、所示。C点左边=2273.88N·mmC点右边=6679.58N·mm(3) 求合成弯矩M，做出合成弯矩图，如图6所示。C点左边22109.28N·mmC点右边22984.05N·mm做弯矩图，如图6所示.T=36110N·mm(a)FNV2=Fa(b)(c)(e)(d)TM21M1MV2MV11FaFNH1FNH1MHMHFNH2DL3L2L1FNV1FNH2FaATBFtFNV2FNV1FNH1wCFtFNV2FrMa=FaD/2MV1MTFr图6 高速轴的载荷分析图 1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。进行校核时

26、，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=3.4MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由【1】表15-1查得=60 MPa，因此，故安全。5.2 中间轴B的设计齿轮2250.17N齿轮3NNN圆周力，径向力及轴向力的方向如图4所示选取轴的材料为45钢，调质处理。根据【1】P370表15-3，取=112,于是得mm=28.06mm(1) 拟定轴上零件的装配方案图 7 中间轴的结构与装配(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。因轴承同时受有径向力和轴向

27、力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=28.06mm，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30306.其尺寸为30mm×72mm×20.75mm，故=30mm；而=20.75mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30305型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取=50mm. 2) 取安装齿轮2的轴端=50mm；齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为104mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取=101mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=3mm

28、，则轴环处的直径=42mm，轴环宽度b>1.4h,取=15m。取安装齿轮3的轴端=50mm；齿轮的右端与右轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取=67mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=3mm，则轴环处的直径=42mm，轴环宽度b>1.4h,取=15mm。3) 取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm，齿轮3到此齿轮之间的距离c=15mm，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=5mm，已知滚动轴承的宽度T=20.75mm，齿轮3的轮毂长L=70mm。则m

29、mmm至此，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齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按由手册查得齿轮2与轴的链接平键 =8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合；按由手册查得齿轮3与轴的链接平键=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合。(4) 确定轴轴上的的圆角和倒角尺寸参考【1】P265表15-2，取轴端倒角为2×45o，各轴肩处的圆倒角半径为2mm。首先根据轴的结构图7做出轴的计算简图8。在确定

30、轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于30306型圆锥滚子轴承。由手册查a=15mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距mmmmmm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图(如图8)。1)求支反力水平面支反力=4533.85N=10163.90N垂直面支反力=-966.68N2) 作弯矩图水平弯矩MH图，如图6所示。223292.11N·mmN·mm垂直面弯矩图，如图8所示。B点左边=-47606.99N·mmB点右边=-87054.33N·mmC点右边=-245411.28N·mmC点左边=-491391.14N·mm3) 求合成弯

31、矩M，做出合成弯矩图，如图6所示。B点左边228310.6N·mmB点右边239661.7·mmC点左边331791.9N·mmC点右边539744.8N·mm做弯矩图，如图8所示.T=16525.9N·mm图8 中间轴的载荷分布图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。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1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=43.46MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由【1】表15-1查得=60 MPa，因此，故安

32、全。5.3 低速轴C的设计(1) 求输出轴上的功率、转速、转矩4.92kW =95.11r/min(2) 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =221.56而 F= = F 圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图4所示。(3)初步确定轴的最小直径先估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据轴常用几种材料的及表，查的=35MP,=112。 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算扭矩为，查工作系数表，取=2.3因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查弹性柱销联轴器表，根据，选择型弹性柱销联轴器，mm，其公

33、称转矩为2500,半联轴器的长度为，半联轴器与轴的配合长度。(1) 拟定轴上的装订方案如图9所示。 A B C D 图9 轴的结构与装配(2)根据轴向定位 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为，保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比略短一些,现取。选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的接触球轴承7212C型. 对于选取的角接触球轴承其尺寸的为,故 。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。手册上查得7212C型轴承定位轴肩直径mm，

34、故取。取安装齿轮处的轴段，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为122mm,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。齿轮的右端采用轴肩定位, 取轴肩高h=4mm,取.轴环宽度,取b=12mm。 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .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.取齿轮距箱体内壁之距离a=16,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=22mm,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。 绘制轴承的弯扭矩图，对危险

35、截面进行强度计算(1) 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置对于7212C型的角接触球轴承,a=22.4mm,因此,作为简支梁的轴的支承跨距。; ;(2) 受力分析 (3)作出轴的载荷分析图: 图10 低速轴的载荷分布图(4) 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=之前已选轴材料为45钢，调质处理。查轴的常用材料及其主要力学性能表表，得=60MP，此轴合理安全。6. 滚动轴承的选择6.1 高速轴A配合轴承的选择=0.6637根据【1】表13-5，圆锥滚子轴承的最大e=0.4，故此时按照【1】表13-6，取。按照【1】表13-5，X=0.4，Y值需在已知型号和基本额定静载荷C0后

36、才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则=27120N此轴承的基本额定静载荷C0=33200N。验算如下：(1)求相对轴向载荷对应的e值与Y值。相对轴向载荷为0.07105，在表中介于0.070.13之间，对应的e值为0.270.31，Y值为1.61.4.(2)用线性插值法求Y值。=1.597，(3) 求当量动载荷P。=383.46N(4) 验算30304轴承的寿命。=77819h>50000h所以轴承的选取合理6.2 中间轴B配合轴承的选择=0.6876根据机械设计表13-5，圆锥滚子轴承的最大e=0.4，故此时，按照机械设计表13-6，取。按照机械设计表13-5，X=0.4，Y

37、值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则=3269.7N=78435N此轴承的基本额定静载荷C0=48000N。验算如下：(1)求相对轴向载荷对应的e值与Y值。相对轴向载荷为0.07105，在表中介于0.070.13之间，对应的e值为0.270.31，Y值为2.(2)求当量动载荷P。=4058.3N(3)验算30305轴承的寿命。=73050h >50000h所以轴承的选取合理6.3 低速轴C配合轴承的选择= 0.7213根据机械设计表13-5，圆锥滚子轴承的最大e=0.4，故此时按照机械设计表13-6，取。按照机械设计表13-5，X=0.4，Y

38、值需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则=8060.9N=110043N此轴承的基本额定静载荷C0=65000N。验算如下：(1)求相对轴向载荷对应的e值与Y值。相对轴向载荷为0.07105，在表中介于0.070.13之间，对应的e值为0.270.31，Y值为2(2)求当量动载荷P。=8059.487N(3)验算30309轴承的寿命。=81346h>50000h所以轴承的选取合理7. 键选择与校核7.1 高速轴上键的选择根据d=18mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=6mm，高度h=6mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=40

39、mm。 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=34mm，键与轮毂键槽的接触高度=3mm，可得=40.752<(合适)键的标记：键6×6×40 GB/T10962003.7.2 中间轴上键的选择(1) 由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A)。根据d=30mm，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=36mm。(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=

40、4mm，可得=45.3208<(合适)键的标记为：键10×8×36 GB/T10962003.(1) 由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A)。根据d=30mm，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=60mm。(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=53mm，键与轮毂键槽的接触高度=4mm，可得=36.9291<(合适)键的标记为：键10×8×63 GB/T10962003.7.3 低速轴上键的选择(1) 由

41、与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键(A)。根据d=48mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=14mm，高度h=9mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=70mm。(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=56mm，键与轮毂键槽的接触高度=4.5mm，可得=81.68<(合适)键的标记：键14×9×70 GB/T10962003.（1）由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A)。根据d=66mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=20mm，高度h=12mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系

42、列，取键的长度L=56mm。（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=46mm，键与轮毂键槽的接触高度=6mm，可得=54.24<(合适)键的标记为：键20×12×56 GB/T10962003.8. 联轴器的选择与校核8.1 高速轴上联轴器的选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。 载荷计算由机械设计表14-1查得Ka=1.3=4.8633N·m 型号的选择从GB/T 43232002中查得LT2型弹性套柱联轴器的需用转矩为16N·m，许用最大转速为7600r/min，轴颈为1219

43、mm之间，故合用。8.2 低速轴上联轴器的选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。由机械设计表14-1查得Ka=1.3=72.2017N·m从GB/T 43232002中查得LT6型弹性套柱联轴器的需用转矩为250N·m，许用最大转速为3800r/min，轴颈为3242mm之间，故合用。9. 润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择9.1 润滑方式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。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。9.2 润滑油牌号 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。 .9.3 密封装置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120JB/ZQ4