电动卷扬机传动装置设计

1、机械设计课程设计电动卷扬机传动装置设计年 级: 2009级学 号: 姓 名: 专 业: 工程机械指导老师: 二零一二年五月机械综合设计课程设计任务书学生姓名： 学号：一、设计题目 电动卷扬机传动装置设计二、工作原理电动机产生动力，通过由多个齿轮和其他零部件组装成的传动装置传递动力给绳索，从而实现其功能。三、原始数据 （1）设计参数：间歇工作，每班工作时间不超过15%，每次工作时间不超过10分钟，满载启动，工作中有中等振动，两班制工作，钢索速度允许误差5% ，钢索拉力12KN，钢索速度15m/s,滚筒直径220mm使用期限：10年生产批量：小批量生产条件：铸造，精加工动力来源：电力工作转速允许误

2、差：5%；四、设计任务总体结构设计：以传动系统为核心进行布局规划，根据零部件强度、刚度确定形状和尺寸，并对所有零件选择材料及热处理方法等，将课程中学习的连接、传动和支撑等部分知识应用到设计中；零部件设计：成型产品（如动力源、变速箱、联轴器）进行选型，标准件进行强度计算依据手册选择，非标零件根据强度进行设计；解决零件在运转中的固定、润滑、密封等问题编写说明书设计完成工作量 （ = 1 * CHINESENUM3 一）在考试前完成整个机器的三维设计，所有零件均需准确绘出；在考试前编写设计说明书，尤其是设计计算内容和部分部件的选型理由均需写明（三）在考试后两周内完成机器的二维总体装配图（0#或1#）

3、，要按照装配图要求进行，尺寸标注完善，公差配合选择合理，布局合理（四）主要零件的二维图两张（箱体或轴、齿轮等2#或3#）（五）打印设计计算说明书1份（要求全部设计内容，可以计算机编辑文档也可以手写体）。六、设计说明书包括的主要内容目录设计题目工作原理原始数据设计任务总体方案设计结论建议或意见心得体会主要参考文献 注：说明书第六部分应包含所有零部件结构设计的全过程，各个结构尺寸确定原理及方法。七、考核方法考核根据学生平时学习态度（含出勤率）、设计完成情况（包括图纸、说明书质量、考试成绩）和答辩成绩确定。考试前部分作为平时成绩记录入课程成绩，考试后两周的二维图及说明书，作为课程设计成绩单独记录。摘

4、 要电动卷扬机顾名思义，是由机械动力驱动卷筒、卷绕绳索来完成牵引工作的装置。可以垂直提升、水平或倾斜拽引重物。电动卷扬机由电动机、联轴节、制动器、齿轮箱和卷筒组成，共同安装在机架上。对于起升高度和装卸量大工作频繁的情况，调速性能好，能令空钩快速下降。对安装就位或敏感的物料，能用较小速度,通用性高、结构紧凑、体积小、重量轻、起重大、使用转移方便，被广泛应用于建筑、水利工程、林业、矿山、码头等的物料升降或平拖，还可作现代化电控自动作业线的配套设备。Jm系列为齿轮减速机传动卷扬机。主要用于卷扬、拉卸、推、拖重物。如各种大中型砼、钢结构及机械设备的安装和拆卸。适用于建筑安装公司、矿区、工厂的土木建筑及

5、安装工程。关键词：电动机； 齿轮传动； 轴及轴承； 联轴器； 减速箱； 润滑目录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc325888510 摘 要 PAGEREF _Toc325888510 h 4 HYPERLINK l _Toc325888511 一设计题目 PAGEREF _Toc325888511 h 6 HYPERLINK l _Toc325888512 二确定电动卷扬机的总体方案 PAGEREF _Toc325888512 h 6 HYPERLINK l _Toc325888513 三电动机的选择 PAGEREF _Toc325888513 h 7 HYP

6、ERLINK l _Toc325888514 3.1 电动机功率计算 PAGEREF _Toc325888514 h 7 HYPERLINK l _Toc325888515 3.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 PAGEREF _Toc325888515 h 8 HYPERLINK l _Toc325888516 3.3计算各轴转速、功率及转矩 PAGEREF _Toc325888516 h 9 HYPERLINK l _Toc325888517 3.3.1各轴转速计算： PAGEREF _Toc325888517 h 9 HYPERLINK l _Toc325888518 3.3.2

7、各轴功率计算： PAGEREF _Toc325888518 h 9 HYPERLINK l _Toc325888519 3.3.3各轴转矩计算： PAGEREF _Toc325888519 h 10 HYPERLINK l _Toc325888520 四齿轮设计 PAGEREF _Toc325888520 h 10 HYPERLINK l _Toc325888521 4.1高速级齿轮的设计计算 PAGEREF _Toc325888521 h 11 HYPERLINK l _Toc325888522 4.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及其齿数 PAGEREF _Toc325888522 h

8、 11 HYPERLINK l _Toc325888523 4.1.2按齿面接触疲劳强度设计 PAGEREF _Toc325888523 h 11 HYPERLINK l _Toc325888524 4.1.3按齿根弯曲疲劳强度校核 PAGEREF _Toc325888524 h 13 HYPERLINK l _Toc325888525 4.1.4几何尺寸计算： PAGEREF _Toc325888525 h 15 HYPERLINK l _Toc325888526 4.1.5高速级齿轮传动的几何尺寸 PAGEREF _Toc325888526 h 15 HYPERLINK l _Toc325

9、888527 4.1.6齿轮结构设计 PAGEREF _Toc325888527 h 16 HYPERLINK l _Toc325888528 4.2低速级齿轮传动设计 PAGEREF _Toc325888528 h 17 HYPERLINK l _Toc325888529 4.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及其齿数 PAGEREF _Toc325888529 h 17 HYPERLINK l _Toc325888530 4.2.2按齿面接触疲劳强度设计 PAGEREF _Toc325888530 h 17 HYPERLINK l _Toc325888531 4.2.3按齿根弯曲疲劳强度

10、校核 PAGEREF _Toc325888531 h 19 HYPERLINK l _Toc325888532 4.2.4几何尺寸计算： PAGEREF _Toc325888532 h 21 HYPERLINK l _Toc325888533 4.2.5低速级齿轮传动的几何尺寸 PAGEREF _Toc325888533 h 22 HYPERLINK l _Toc325888534 4.3开式齿轮设计 PAGEREF _Toc325888534 h 22 HYPERLINK l _Toc325888535 4.3.1选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数 PAGEREF _Toc325888535

11、 h 22 HYPERLINK l _Toc325888536 4.3.2按齿根弯曲强度设计 PAGEREF _Toc325888536 h 23 HYPERLINK l _Toc325888537 4.3.3开式齿轮传动的几何尺寸 PAGEREF _Toc325888537 h 24 HYPERLINK l _Toc325888538 五. 轴及轴承的设计计算 PAGEREF _Toc325888538 h 25 HYPERLINK l _Toc325888539 5.1中间轴的设计计算 PAGEREF _Toc325888539 h 25 HYPERLINK l _Toc325888540

12、 5.1.1 已知条件 PAGEREF _Toc325888540 h 25 HYPERLINK l _Toc325888541 5.1.2 选择轴的材料 PAGEREF _Toc325888541 h 26 HYPERLINK l _Toc325888542 5.1.3 初算轴径 PAGEREF _Toc325888542 h 26 HYPERLINK l _Toc325888543 5.1.4结构设计 PAGEREF _Toc325888543 h 26 HYPERLINK l _Toc325888544 5.1.5键连接 PAGEREF _Toc325888544 h 28 HYPERL

13、INK l _Toc325888545 5.1.6轴的受力分析 PAGEREF _Toc325888545 h 28 HYPERLINK l _Toc325888546 5.1.7校核轴的强度 PAGEREF _Toc325888546 h 30 HYPERLINK l _Toc325888547 5.1.8校核键连接的强度 PAGEREF _Toc325888547 h 31 HYPERLINK l _Toc325888548 5.1.9校核轴承寿命 PAGEREF _Toc325888548 h 31 HYPERLINK l _Toc325888549 5.2高速轴的设计计算 PAGERE

14、F _Toc325888549 h 31 HYPERLINK l _Toc325888550 5.2.1 已知条件 PAGEREF _Toc325888550 h 31 HYPERLINK l _Toc325888551 5.2.2 选择轴的材料 PAGEREF _Toc325888551 h 32 HYPERLINK l _Toc325888552 5.2.3 初算轴径和选择联轴器 PAGEREF _Toc325888552 h 32 HYPERLINK l _Toc325888553 5.2.4结构设计 PAGEREF _Toc325888553 h 32 HYPERLINK l _Toc

15、325888554 5.2.5键连接 PAGEREF _Toc325888554 h 34 HYPERLINK l _Toc325888555 5.2.6轴的受力分析 PAGEREF _Toc325888555 h 35 HYPERLINK l _Toc325888556 5.2.7校核轴的强度 PAGEREF _Toc325888556 h 36 HYPERLINK l _Toc325888557 5.2.8校核键连接的强度 PAGEREF _Toc325888557 h 37 HYPERLINK l _Toc325888558 5.2.9校核轴承寿命 PAGEREF _Toc3258885

16、58 h 37 HYPERLINK l _Toc325888559 5.3低速轴的设计计算 PAGEREF _Toc325888559 h 38 HYPERLINK l _Toc325888560 5.3.1 已知条件 PAGEREF _Toc325888560 h 38 HYPERLINK l _Toc325888561 5.3.2 选择轴的材料 PAGEREF _Toc325888561 h 38 HYPERLINK l _Toc325888562 5.3.3 初算轴径 PAGEREF _Toc325888562 h 38 HYPERLINK l _Toc325888563 5.3.4结构

17、设计 PAGEREF _Toc325888563 h 38 HYPERLINK l _Toc325888564 5.3.5键连接 PAGEREF _Toc325888564 h 41 HYPERLINK l _Toc325888565 5.3.6轴的受力分析 PAGEREF _Toc325888565 h 41 HYPERLINK l _Toc325888566 5.3.7校核轴的强度 PAGEREF _Toc325888566 h 42 HYPERLINK l _Toc325888567 5.3.8校核键连接的强度 PAGEREF _Toc325888567 h 43 HYPERLINK l

18、 _Toc325888568 5.3.9校核轴承寿命 PAGEREF _Toc325888568 h 43 HYPERLINK l _Toc325888569 5.4开式齿轮高速轴的设计计算 PAGEREF _Toc325888569 h 44 HYPERLINK l _Toc325888570 5.4.1 已知条件 PAGEREF _Toc325888570 h 44 HYPERLINK l _Toc325888571 5.4.2 选择轴的材料 PAGEREF _Toc325888571 h 44 HYPERLINK l _Toc325888572 5.4.3 初算轴径 PAGEREF _T

19、oc325888572 h 44 HYPERLINK l _Toc325888573 5.4.4结构设计 PAGEREF _Toc325888573 h 44 HYPERLINK l _Toc325888574 5.4.5键连接 PAGEREF _Toc325888574 h 46 HYPERLINK l _Toc325888575 5.4.6轴的受力分析 PAGEREF _Toc325888575 h 46 HYPERLINK l _Toc325888576 5.4.7校核轴的强度 PAGEREF _Toc325888576 h 48 HYPERLINK l _Toc325888577 5.

20、4.8校核键连接的强度 PAGEREF _Toc325888577 h 48 HYPERLINK l _Toc325888578 5.4.9校核轴承寿命 PAGEREF _Toc325888578 h 49 HYPERLINK l _Toc325888579 5.5开式齿轮低速轴的设计计算 PAGEREF _Toc325888579 h 49 HYPERLINK l _Toc325888580 5.5.1 已知条件 PAGEREF _Toc325888580 h 49 HYPERLINK l _Toc325888581 5.5.2 选择轴的材料 PAGEREF _Toc325888581 h

21、49 HYPERLINK l _Toc325888582 5.5.3 初算轴径 PAGEREF _Toc325888582 h 50 HYPERLINK l _Toc325888583 5.5.4结构设计 PAGEREF _Toc325888583 h 50 HYPERLINK l _Toc325888584 5.5.5键连接 PAGEREF _Toc325888584 h 51 HYPERLINK l _Toc325888585 5.5.6轴的受力分析 PAGEREF _Toc325888585 h 51 HYPERLINK l _Toc325888586 5.5.7校核轴的强度 PAGER

22、EF _Toc325888586 h 53 HYPERLINK l _Toc325888587 5.5.8校核键连接的强度 PAGEREF _Toc325888587 h 54 HYPERLINK l _Toc325888588 5.5.9校核轴承寿命 PAGEREF _Toc325888588 h 54 HYPERLINK l _Toc325888589 六润滑油及其润滑方式选择 PAGEREF _Toc325888589 h 54 HYPERLINK l _Toc325888590 七箱体设计 PAGEREF _Toc325888590 h 55一设计题目设计电动卷扬机的传动装置，设计要求

23、：间歇工作，每班工作时间不超过15（如每班时间为8小时，则卷扬机每班总的工作时间不超过1.2小时），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5。小批量生产，设计寿命10年。钢绳拉力F(KN)钢绳速度V(m/min)滚筒直径D(mm)1512200图1.1二确定电动卷扬机的总体方案电动机传动系统执行机构，有三种方案可作参考：图2.1 蜗轮蜗杆减速器图2.2 二级圆柱圆锥减速器图2.3 圆柱齿轮减速器加开式齿轮传动比较上述方案，图2.1蜗轮蜗杆减速器方案，虽然可以实现较大的传动比，但是蜗杆传动的啮合处有相对滑动，传动不平稳，并且容易产生严重的摩擦和磨损，

24、因此蜗杆传动效率低，所以不选用此种方案。图2.2二级圆柱圆锥减速器，此方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，成本高昂，不经济，所以一般不采用。图2.3圆柱齿轮减速器加开式齿轮传动，此方案结构简单，且传动平稳，经济性好，满足要求。因此采用二级圆柱齿轮减速器：图2-4 最终确定方案三电动机的选择3.1 电动机功率计算电动机输出滚筒所需要功率：=FV=15*12/60=3.0 (KW) （3-1）传动效率计算：查资料【1】表2-1 机械传动效率概略值 可得以下数据：弹性联轴器传动效率取0.99 闭式齿轮，选用8级精度（油润滑），传动效率取0.97滚动轴承，采用球轴承，传动效率取0.99开式齿轮，选

25、用8级精度，传动效率取0.95滚筒传动效率取0.94电机所需要的功率：=3.0/0.78=3.85 (KW)查资料【1】，可供选择电机：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)启动转矩/额定转矩价格Y112M-2428902.2525800Y112M-4414402.2468777Y132M1-649602.0750802Y160M1-847202.012001345表3-13.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比设卷扬机滚筒的工作转速为，从表3-1可以看出，选Y112M-4型号电动机比较合适，所以P=4.0KW,n=1440(r/min)总传动比选定方案中齿轮全为直齿圆柱齿轮，查

26、资料【1】表2-2：圆柱齿轮传动比范围37， 平均分配各级齿轮传动比:，但根据经验，双级减速器的齿轮传动比最好不要超过4，以免齿数比太大导致齿轮受破坏程度相差太大，所以此方案不用。 再选择Y132M1-6电机，平均分配各级齿轮传动比:，满足要求，因此，选用Y132M1-6电机电动机。3.3计算各轴转速、功率及转矩 轴 = 4 * ROMAN IV 轴 = 5 * ROMAN V 轴 = 2 * ROMAN II轴 = 1 * ROMAN I轴 = 3 * ROMAN III图3-13.3.1各轴转速计算：所以滚筒实际转速为19.1r/min，误差为零，传动分配合适。3.3.2各轴功率计算：电动

27、机按额定功率计算，3.3.3各轴转矩计算：综上所述，轴转速n/(r/min)功率P/kw转矩T/(Nm) = 1 * ROMAN I9603.9240.00 = 2 * ROMAN II260.163.76138.02 = 3 * ROMAN III70.53.61489.01 = 4 * ROMAN IV70.53.54479.53 = 5 * ROMAN V19.13.331665.00表3-2四齿轮设计4.1高速级齿轮的设计计算4.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及其齿数1）按选择的传动方案，选用直齿圆柱齿轮。2）卷扬机为一般工作机器，速度不高，V=12m/min,故选用7级精度（G

28、B10095-88）。3）材料选择，由资料2表101选择小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS，二者差为40HBS。4）选小齿轮的齿数为，则大齿轮的齿数，取,取压力角。由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。4.1.2按齿面接触疲劳强度设计按资料【2】（10-9a）设计计算公式计算:1.确定公式的各计算值（1）试选载荷系数=1.3（2）齿轮传递的转矩（3）由资料【2】表10-7选取齿宽系数=1.0。（4）由资料【2】表10-6查得材料的弹性影响系数。（5）从资料【2】图1021（d)查得，小齿轮疲劳

29、极限为： 大齿轮疲劳极限为：。（6）由资料【2】式10-13计算应力循环次数 （7）查资料【2】图1019得接触疲劳寿命系数为：（8）由资料【2】式10-12计算接触疲劳许用应力：取安全系数， 2.计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值： (2）计算圆周速度v （3）计算齿宽b（4）计算齿宽与齿高之比。模数：齿高：（5）计算载荷系数根据v=2.31m/s，7级精度，查资料【2】图10-8得动载荷系数为，因为是直齿轮，查资料【2】表103查得由资料【2】表102查得使用系数为= 1.50（中等冲击），由资料【2】表10-4用插值法得7级精度、小齿轮相对支撑，非对称布置时：=1.418由 ，

30、=1.418，查资料【2】图10-13得=1.38，故载荷系数为 （6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径由资料【2】式10-10a得： (7) 计算模数m 4.1.3按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10-5）得弯曲强度的设计公式： 1.确定公式内的各参数值：(1)由资料【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为： ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为： (2)由资料【2】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数， (3)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由资料【2】式（10-12）得： （4）计算安全载荷系数：（5）计算齿形系数：查资料【2】表10-5得 用插值法计算：， （6）计算齿形

31、校正系数： 查资料【2】表10-5得：用插值法计算：，（7）计算大小齿轮的 , 比较得，大齿轮的数值大。2.设计计算：将中较大值代入公式得： 对比计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数（m=2.48 mm）大于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于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=2。按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数： 大齿轮齿数：4.1.4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4.1.5高速级齿轮传动的

32、几何尺寸如下表所示：名称计算公式数值（单位：mm)模 数2压 力 角分 度 圆 直 径60222齿 顶 圆 直 径64226齿 根 圆 直 径55217中 心 距 141齿 宽6055由于小齿轮（齿轮1）直径较小，故采用齿轮轴设计，大齿轮（齿轮2）采用腹板齿轮设计。4.2低速级齿轮传动设计4.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及其齿数低速级传动齿轮类型、精度等级、材料与高速级齿轮1、2相同，小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS，二者差为40HBS。选小齿轮的齿数为: =24，则大齿轮的齿数，取=89,4.2.2按齿面接触疲劳强度设计按

33、资料【2】（10-9a）设计计算公式计算:1.确定公式的各计算值（1）试选载荷系数=1.3（2）齿轮传递的转矩（3）由资料【2】表10-7选取齿宽系数=1.0。（4）由资料【2】表10-6查得材料的弹性影响系数。（5）从资料【2】图1021（d)查得，小齿轮疲劳极限为： 大齿轮疲劳极限为：。（6）由资料【2】式10-13计算应力循环次数 （7）查资料【2】图1019得接触疲劳寿命系数为：=0.93；=0.97。（8）由资料【2】式10-12计算接触疲劳许用应力：2.计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值： (2）计算圆周速度 （3）计算齿宽b（4）计算齿宽与齿高之比。模数：齿高：（5）计

34、算载荷系数根据v=0.94m/s，7级精度，查资料【2】图10-8得动载荷系数为=1.04，因为是直齿轮，查资料【2】表103查得由资料【2】表102查得使用系数为= 1.50（中等冲击），由资料【2】表10-4用插值法得7级精度、小齿轮相对支撑，非对称布置时：=1.423由 ，=1.423，查资料【2】图10-13得=1.35，故载荷系数为（6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径由资料【2】式10-10a得： (7) 计算模数m 4.2.3按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10-5）得弯曲强度的设计公式： 1.确定公式内的各参数值：(1)由资料【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极

35、限为： ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为： (2)由资料【2】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数= 0.93，= 0.97 (3)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由资料【2】式（10-12）得： （4）计算安全载荷系数：（5）计算齿形系数：查资料【2】表10-5得 ， （6）计算齿形校正系数： 查资料【2】表10-5得： ，（7）计算大小齿轮的 比较得，大齿轮的数值大。2.设计计算：将中较大值代入公式得：解得： 对比计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数（m=3.63 mm）大于由齿根弯曲强度计算的模数（m=2.62)。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触

36、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。按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：，大齿轮齿数：4.2.4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4.2.5低速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：名称计算公式数值（单位：mm)模 数3压 力 角分 度 圆 直 径69255齿 顶 圆 直 径75261齿 根 圆 直 径61.5247.5中 心 距 162齿 宽69644.3开式齿轮设计4.3.1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，

37、速度不高，所以选用7级精度（GB/T1009558）3）材料选择。由【2】表10-1选择小齿轮的材料为40Cr，并经调质及表面淬火；大齿轮用45钢：硬度4050HRC。4）选择齿数。由于的开式传动，为使齿轮不至于过小，选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取，由于是开式传动，故选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。 4.3.2按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式进行计算1.确定公式的各计算值（1）由资料【2】图10-20e查得齿轮的弯曲疲劳强度极限： （2）由资料【2】式10-13计算应力循环次数 （3）由资料【2】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数（4）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数S=1.4，由式（10-1

38、2）得（5）载荷系数：K =1.8（6）计算齿形系数：查资料【2】表10-5得 （7）计算齿形校正系数： 查资料【2】表10-5得： （8）计算大小齿轮的 比较得，小齿轮的数值大。（8）由资料【2】表10-7选取齿宽系数：=1.02.设计计算解得：由于是开式传动，计算模数将加大10%得：,就近圆整得m=43.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4、工作机速度验算：，故设计合理。4.3.3开式齿轮传动的几何尺寸如下表所示：名称计算公式数值（单位：mm)模 数4压 力 角分 度 圆 直 径80296齿 顶 圆 直 径88304齿 根 圆 直 径70286中 心 距

39、188齿 宽8075五. 轴、轴承及联轴器的设计计算5.1中间轴的设计计算轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。因箱体内壁宽度主要由中间轴的结构尺寸确定，故先对中间轴进行设计，然后对干高速轴和低速轴进行设计。5.1.1 已知条件 中间轴传递功率，转速=260.16 r/min，齿轮分度圆直径=222 mm，=69 mm，齿轮宽度=55 mm，=69 mm5.1.2 选择轴的材料因传递的功率不大，查资料【1】表8-26选常用材料45钢，调质处理5.1.3 初算轴径查资料【1】表9-8得C=106135，考虑轴端不承受转矩，

40、只承受少量的弯矩，故取较小值C=110，则5.1.4结构设计轴的结构构想图如下图所示：+图5-1中间轴构想图（1）轴承部件的设计 轴不长，故轴承采用两端固定式。然后，按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计（2）轴承的选择与轴段 eq oac(,1)和轴段 eq oac(,5)的设计该轴段上安装轴承，其设计与轴承的选择同步进行。考虑无轴向力的存在，选用深沟球轴承。轴段 eq oac(,1)和轴段 eq oac(,5)上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。查资料【3】表13-11取轴承为6308，与轴承配合的轴径d1=40mm,外径D=90mm，宽度B=23mm，定位轴肩直

41、径da=49mm，外径定位直径Da=81mm，对轴的力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=11.5mm，通常一根轴上的两个轴承取相同型号，所以d5=40mm（3）轴段 eq oac(,2)和 eq oac(,4)的设计轴段 eq oac(,2)上安装齿轮3，轴段 eq oac(,4)安装齿轮2，为了便于安装齿轮， d2和d4应分别大于d1 和d5，可初定d2=d4=42mm，齿轮2上轮毂宽度范围为（1.21.5）d2=50.463mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度=55 mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度=69 mm，其右端采用轴

42、肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒断面能够顶到齿轮端面，轴段 eq oac(,2)和 eq oac(,4)的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取L2=67mm，L4=53mm（4）轴段 eq oac(,3)该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）d2=2.944.2mm，取其高度为h=4mm，故d3=50mm,齿轮3端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面内壁距离均取为=10mm，齿轮2和齿轮3距离初定为=10mm，则箱体内壁之间的距离：=156.5mm，取=10.5mm，则=157mm。齿轮2的右端面与箱体内壁的距离=12.5mm，则轴段 eq oac(,3)的长度为L3

43、=10.5mm（5）轴段 eq oac(,1)和轴段 eq oac(,5)的长度 该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取=12mm，中间轴上两个齿轮的固定由挡油环完成，则轴段 eq oac(,1)的长度为：L1=23+12+10+3=48mm轴段 eq oac(,5)的长度：L5=23+12+12.5+2=49.5mm（6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=14.7mm则可得轴的支点及受力点之间的距离为：= L1+- a3-3mm=48+69/2-11.5-3=68mm= L3+=

44、10.5+(55+69)/2=72.5mm= L5+- a3-2mm=42.5+55/2-11.5-2=63.5mm5.1.5键连接 齿轮与轴间采用A型普通平键连接，由资料【3】表11-1查得键的型号分别为1264 GB/T 10961990和1250 GB/T 109619905.1.6轴的受力分析（1）齿轮2的受力分析：=1243.4N=452.56N齿轮3的受力分析：=4000.6 N=1456.1 N（2）画轴的受力简图 受力简图如下所示：图5-2 轴受力以及弯矩图（3）计算支承反力 在水平面：=-866.3N=-137.24N式中负号表示与图中所画力的方向相反。 在垂直面上：=310

45、2.1 N=2141.9N轴承1的总支反力：=3220.8 N轴承2的总支反力：=2146.3 N（4）画弯矩图如图5-2在水平面上，a-a截面处：=-50.07 b-b截面处：=-7.314 在垂直面上，a-a截面处： =179.30 b-b截面处：=114.16合成弯矩，a-a截面处： =186.16 b-b截面处：=114.39（5）画转矩图如图5-25.1.7校核轴的强度由以上计算可得出a-a截面处有最大弯矩，因此a-a截面为危险截面，计算该截面的抗弯截面系数：=8782.0抗扭截面系数：=18974.8a截面处弯曲应力:=21.2扭剪应力：=7.27按弯扭合成强度进行校核计算，对于单

46、向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为:=22.9由资料【1】表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，由表8-32用插值法得轴的许用弯曲应力=60， ，强度满足要求。5.1.8校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力：=36.25取键、轴及齿轮的材料都为钢，由资料【1】表8-33查得，强度足够。齿轮3的键长于齿轮2的键，故其强度也足够。5.1.9校核轴承寿命1）轴承已初步定为6308，基本额定负荷2）计算当量动载荷，根据式资料【2】（13-9a）：=3220.8 N=2146.3 N查资料【2】表13-6，得，取，选两者中较大者，故：校核此轴承的寿命：= 38585h

47、轴承满足工作需求。工作年限=53.6年，故轴承寿命满足要求。5.2高速轴的设计计算5.2.1 已知条件高速轴传递功率，转速，小齿轮分度圆直径=60mm，齿轮宽度=60 mm。5.2.2 选择轴的材料因传递的功率不大，查资料【1】表8-26选常用材料45钢，调质处理5.2.3 初算轴径和选择联轴器查资料【1】表9-8得C=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值C=110，则考虑该轴径取得太小，轴承的寿命可能不能满足要求，取d1=30mm。由资料【1】表8-38查得GB/T 5014-2003中LX2型联轴器符合要求：公称转矩为560许用转速6300r/min，轴孔范围为2

48、035mm，满足要求，轴孔长度为60mm，J型轴孔，联轴器主动端代号为LX2 3060 GB/T 5014-2003，故轴段 eq oac(,1)的长度略小于轴孔长度，取L1=58mm。5.2.4结构设计轴的结构构想图如下图所示：图5-3高速轴构想图(1)划分轴段轴伸出段d1，端盖以及密封圈处轴段d2，轴承安装轴段d3、d7，轴颈段d4、d6，齿轮轴段d5。(2)密封圈和轴段 eq oac(,2)查资料【3】表15-11得，选用直径为35mm的油封毡圈，因此确定d2=35mm。查资料【3】表13-11，选择深沟球轴承6308，与轴承配合的轴径d3=40mm,外径D=90mm，宽度B=23mm，

49、定位轴肩直径da=49mm，外径定位直径Da=81mm，对轴的力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=11.5mm，通常一根轴上的两个轴承取相同型号，所以d7=40mm，轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取=12mm，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁1 2mm，挡油环轴孔宽度定为=15mm,则L3=L7= =38mm。(3)齿轮和轴段 eq oac(,5)由于该轴直径与齿轮分度圆直径相差不大，故设计成齿轮轴，齿轮轴段直径与齿轮1直径尺寸相同，为d5=60mm，da5=64mm，df5=55mm。轴段 e

50、q oac(,5)长度L5=60 mm。(4)轴段 eq oac(,4)和轴段 eq oac(,6)的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则d4= d6=50mm，齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段 eq oac(,6)的长度L6=7mm，轴段 eq oac(,4)的长度L4=84mm。(5)轴段 eq oac(,2)的长度 该轴段的长度与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖有关。轴承座的宽度L=，由资料【1】表4-1得，下箱座壁厚=0.025+3mm=0.025162+3=7.058mm，（为低速级齿轮传动的中心距），取=8mm，=141+162=303mm400mm,去轴承

51、旁连接螺栓为M16，则部分面凸缘尺寸（扳手空间），=24mm,=20mm，箱体轴承座宽度L=5760mm，取L=58mm，可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为=M20，则有轴承端盖连接螺钉为0.4=8mm，由资料【1】表8-30得轴承端盖凸缘厚度为=10mm，取端盖与轴承座之间的调整垫片厚度为=2mm，端盖连接螺栓由资料【1】表8-29得，采用螺栓GB/T 5781 M825，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间相干涉，故联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为=10mm，则L2=L+=45mm。(5)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=11.5

52、mm，则可得轴的支点及受力点间的距离： L2+ a3=29+45+11.5=85.5mm= L3+ L4+L5/2- a3=140.5mm= L5/2+ L6+ L7- a3=63.5mm5.2.5键连接 联轴器与轴段 eq oac(,1)采用A型普通平键连接，由资料【1】表8-31查得其型号为856 GB/T 1096-19905.2.6轴的受力分析（1）齿轮1的受力分析：=1333.3N=485.3N（2） 画出轴的受力简图图5-4（3）计算支反力在水平面：=-151.43N=-333.87 N式中负号表示与图中所画力的方向相反。 在垂直面上：=416.04 N=917.26 N轴承1的总

53、支反力：=442.7 N轴承2的总支反力：=976.13 N（4）画弯矩图在水平面上，a-a截面处：=-21.2 在垂直面上，a-a截面处： =-58.25 合成弯矩，a-a截面处： =61.99如图5-4（5）画转矩图，如图5-45.2.7校核轴的强度a-a截面上弯矩最大，且作用有转矩，故a-a截面为危险截面，计算该截面的抗弯截面系数：=21205.8抗扭截面系数：=42411.6a截面处弯曲应力:=2.92扭剪应力：=0.94按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为:=3.13由资料【1】表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，由表8

54、-32用插值法得轴的许用弯曲应力=60， ，强度满足要求。5.2.8校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力：=10.88取键、轴及齿轮的材料都为钢，由资料【1】表8-33查得，故其强度足够。5.2.9校核轴承寿命1）轴承已初步定为6308，基本额定负荷2）计算当量动载荷，根据式资料【2】（13-9a）：=442.7 N=976.13 N查资料【2】表13-6，得，取，选两者中较大者，故：校核此轴承的寿命：= 3.76h 轴承满足工作需求。工作年限=522年，故轴承寿命满足要求。5.3低速轴的设计计算5.3.1 已知条件低速轴传递功率，转速，齿轮分度圆直径=255mm，齿轮宽度=64 mm。5

55、.3.2 选择轴的材料因传递的功率不大，查资料【1】表8-26选常用材料45钢，调质处理5.3.3 初算轴径查资料【1】表9-8得C=106135，考虑轴端承受转矩，不承受弯矩，故取较小值C=110，则轴与联轴器相连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径为d141.7242.90mm5.3.4结构设计轴的结构构想图如下图所示：图5-5低速轴构想图(1)轴承部件的设计 轴不长，故轴承采用两端固定式。然后，按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计 (2)联轴器及轴段 eq oac(,1) 轴段 eq oac(,1)上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行，为补偿联轴器所连接两轴

56、的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器，查资料【1】表8-37，取=3，则计算转矩：=3489.01=1467.03，由资料【1】表8-38查得GB/T 5014-2003中LX4型联轴器符合要求：公称转矩为2500，许用转速3870r/min，轴孔范围为4063mm，轴孔长度为84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX4 4284 GB/T 5014-2003，d1=42mm,故轴段 eq oac(,1)的长度略小于轴孔长度，取L1=82mm。（3）密封圈和轴段 eq oac(,2)联轴器采用轴肩定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）d1=2.944.2mm，则轴段 eq oac

57、(,2)轴径d2=47.8850.4mm,最终由密封圈确定。查资料【3】表15-11得，选用直径为50mm的油封毡圈，因此确定d2=50mm。（4）轴承与轴段 eq oac(,3)和轴段 eq oac(,6)的设计轴段 eq oac(,3)和轴段 eq oac(,6)上安装轴承，其直径既要便于安装，又要符合轴承内径系列，查资料【3】表13-11，选择深沟球轴承6211，与轴承配合的轴径d3=55mm,外径D=100mm，宽度B=21mm，定位轴肩直径da=64mm，外径定位直径Da=91mm，对轴的力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=10.5mm，通常一根轴上的两个轴承取相同型号，所以d6=

58、55mm，轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取=12mm，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁1 2mm，挡油环轴孔宽度定为=15mm,则L3 =36mm。(5)齿轮和轴段 eq oac(,5) 该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d5应略大于d6，可初定d5=57mm，齿轮4上轮毂宽度范围为（1.21.5）d5=68.485.5mm，而齿轮宽度为=64 mm取其轮毂宽度为70mm，右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，轴段 eq oac(,5)的长度应比轮毂略短，故取L5=68mm。(6)轴段 eq oa

59、c(,4) 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩高度为（0.070.1）d5=3.995.7mm，取h=5mm，则d4=67mm，齿轮左端面距箱体内壁距离为=12.5mm，则轴段 eq oac(,4)的长度为L4=77.5mm。(7)轴段 eq oac(,2)和轴段 eq oac(,6)的长度 该轴段的长度与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖有关。轴承端盖连接采用螺栓GB/T 5781 M825，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间相干涉，故联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为=10mm，则L2=L+=47mm。轴段 eq oac(,6)的长度L6=47.5m

60、m(8)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=10.5mm，则可得轴的支点及受力点间的距离： L5- a3=47.5+68-32-10.5=73mm= L3+ L4+- a3=135mm= L1/2+ L2+ +a3=98.5mm5.3.5键连接 联轴器与轴段 eq oac(,1)及齿轮4与轴段 eq oac(,5)间均采用A型普通平键连接，由资料【1】表8-31查得其型号分别为1280 GB/T 1096-1990，1666 GB/T 1096-19905.3.6轴的受力分析（1）齿轮4的受力分析：=3835.4N=1396.0N（2） 画出轴的受力简图图5-6（3）