卷扬机传动装置毕业设计

1、目录 TOC o 1-5 h z 前言2 HYPERLINK l bookmark0 o Current Document 机械设计课程设计任务书3第二章传动装置的总体设计4 HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 2.1电动机的选择4 HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 2.2 减速器中各主要参数的确定5 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 2.3减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算6 HYPERLINK l bookmark12 o Current Do

2、cument 2.4减速器机体结构尺寸7 HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 第三章齿轮传动的设计计算9 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 3.1、高速齿轮传动的设计计算9 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 3.2减速器蜗轮蜗杆设计15 HYPERLINK l bookmark44 o Current Document 第四章轴系零件的设计计算18 HYPERLINK l bookmark46 o Current Document 4.1输入轴的设

3、计与计算18 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document 4.2中间轴的设计与计算23 HYPERLINK l bookmark62 o Current Document 4.3中间轴的设计与计算25 HYPERLINK l bookmark64 o Current Document 第七章轴承的校核26 HYPERLINK l bookmark66 o Current Document 结束语28 HYPERLINK l bookmark68 o Current Document 参考文献29摘要:减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿

4、轮一蜗杆传动所组 成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增 速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、 使用维护简单，并可成批生产，故在现代机措中应用很广。我所设计的慢动卷扬机传动装置，是以减数器为主体，外加电动机和滚筒，实现以规 定得速度推动物体的功能。性能可靠，结构简单，紧凑，便于制造。其主要设计思路来自于对推力机工作原理的分解,然后按照相应功能的机构部件进行 设计，对比，选定，以及优化组合。综合利用电动机、推头、丝杠、减速器等部件的协调运动, 来实现推力机得预设功能。所有部件的设计都经过科学得数据处理并利用Aut

5、o Cad软件强 大绘图功能和Word的编辑功能,使设计方案图文并茂，栩栩如生.关键字:减速器齿轮轴电动机机械设计课程设计任务书慢动卷扬机传动装置设计原始数据学 号方案一1-91-101-111-121-151-16方案二2-82-92-112-122-132-14F冈绳拉力 彳（kN）151820252830钢绳速度 V ( m/min )101111121110滚筒直径D （mm）250300350400400450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：三班制，间歇工作，载荷变动小；5）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35 C左右;6）使用折旧期15年

6、，3年大修一次；7）制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。3参考传动方案方案一：齿轮-蜗杆第二章 传动装置的总体设计2.1电动机的选择（一）、电动机转速的确定（1）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_ P电动机的所需工作功率为：卩d =孑亠KWarFV因为P二KWw 1000传动装置的总效率n耳二耳耳 4耳二 0.97*0.984*0.992*0.72 二 0.69 ；a 12 34耳,耳，耳，耳分别为齿轮传动，轴承，齿轮联轴器，蜗杆传动1234因此p =d因此p =dP110001a28*1000*111000*60*

7、0.69=7.4 KW（3）确定电动机转速1000V1000*11n = 8.76 r /mm兀 D 3.14*400按表1推荐的传动比合理范围，一级圆柱齿轮减速器传动比订=36,蜗杆传动一级 减速器传动比i2=1040,则总传动比合理范围ia=30240，故电动机转速的可选范 围为：n = i *n = （30 240）*8.76 = 262.8 2102.4r/mind a根据电动机所需功率和转速范围，由有关手册查出有三种适用的电动机型号如下 表所示：方案电动机型号额定功率（kw ）电动机转速min电流A效 率功率 因数 cos申同步转速满载转速1Y132L-811750730686.50

8、.772Y1601-61110009706.5870.783Y132M-47.5150014407870.83综合考虑电动机的功率、转速和传动装置的尺寸、减速器的传动比等因素，方案 3相对比较合适。(3)所选电动机的结构图如下：2.2减速器中各主要参数的确定(一)、传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比的确定由选定的电动机满载转速n戕和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 ia =n町n= 1440/8.76 = 164.4(2)分配减速器的各级传动比:i 二 i ia 0 1 式中i , i分别为齿轮和蜗杆的传动比。0 1齿轮蜗杆减速器可取齿轮传动比i =8,取6 =16机盖壁厚

9、& 1蜗杆在下：=0.856 =6.8，取6 =12机座凸缘厚b1.56 =24机盖凸缘厚1.56 ,=18机座底凸缘厚b22.56 ,=41地脚螺钉直径df0.036a+12=25地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径d10.75 df=19机盖与机座联接螺栓直 径d2（0.50.6） df=10联接螺栓d2的间距l150200，取 175轴承端盖螺钉直径d3（0.40.5） df=9窥视孔盖螺钉直径d4（0.30.4） df=7定位销直径d（0.70.8） d2=8df di d2至外机壁距离ci见下表df d2至凸缘边缘距离c2见下表轴承旁凸台半径RiC2凸台高度h根据底速级轴承座确定外机壁

10、至轴承座端面距 离11c1+c2+（812）=26+24+8=58大齿轮顶圆（蜗轮外圆） 与内机壁距离 11.26 =9.6,取 19.5蜗轮齿轮端面与内机壁 距离A 26 ,取16机盖机座肋厚m mm1 0.856 1=6.8 m0.856 =10轴承端盖外径D2轴承孔直径+ （55.5） d3=14轴承端盖凸缘厚度t（11.2） d3=9轴承旁联接螺栓距离s1=14第三章齿轮传动的设计计算31、高速齿轮传动的设计计算i选择齿轮类型，精度等级，材料，齿数及螺旋角选用斜圆柱齿轮传动运输机为一般工作机，速度不高，技选用7级精度(GB10095-88)(3 )材料选择由课本表10-1选择小齿轮选择

11、材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料 为45钢(调质)硬度为240HBS选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=i1Xz1=2.4X24=57.6,取z2=60选取螺旋角，初选螺旋角为0 =14。2按齿面接触强度设计由设计计算公式按公式(10-21)进行计算，即确定公式内各计算数值试选 K =1.6t由图10-30选取区域系数Z =2.433H由图 10-26 查得 *= 0.78，*= 0.87，则 仝 +e =1.65ai02aai02由表10-7选取齿轮系数0d =1由表10-6查得材料得弹性影响系数ZE=189.8MP 12,齿轮由图10-21 d按齿面硬度查得小齿

12、轮1得接触疲劳强度极限GHlim ,齿轮12的接触疲劳强度极限G lim =550MPaH 1计算小齿轮分度圆直径由10-13计算应力循环次数N =60n jL =60*1440*1* (3*6*300*15) =6.99*1091I nN =6.99*10 9/2.4=2.88*10 92（8）由图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.89, K =0.90H 1HN 2（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为10%,取安全系数s=1,由式（10-12）得Q = K b lim /s=510 MPa TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark18 o Current

13、Document H 1HN 1 H1Q = K b lim /s=495 MPaH 2HN 2 H2b = ( bH + bH )/2=502.5MPaH12112 x 1.6 x 49.24 x 103 3.4189.8x2.433、1 x 1.652.4502.5 丿2=48. 3mmd 1t TOC o 1-5 h z 计算圆周速度n 兀 x48.3x 1440/60 x 1000V=兀d1t 1= 3.64m 60 x 100060 x 1000计算齿宽b及模数mntb = d x d = 1 x 48.3 = 48.3mm1tmnt=d mnt=d x cos P / z1t148

14、.3 x cos14 24=1.95mmh = 2.25m = 4.38mmnt48.3mm4.38mm、计算纵向重合度p = 0.318xQd xZ xtanP = 0.318x 1x24xtan14 = 1.903、计算载荷系数由表10-2查得使用系数K =1A根据V=3.56m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数K# = 1.12 ；由表10-4查得K p的计算公式：祁K = 1.12 + 0.18(1 + 0.6d 2)xd 2 + 0.23 x 10 -3 bHP=1.12 + 0.18(1 + 0.6x 12)x 12 + 0.23x 10-3 x 48.3=1.24由图 1

15、0-13 查得 K.二 1.1.24 由图10-3查得K 二K 二1.5HaFa所以载荷系数：K 二 KKK K、二 1 x 1.12 x 1.5 x 1.24 二 2.08A V Ha HP、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径由式10-10a得:=由式10-10a得:=52.7 mm=d 3= 48.3x 3,-1t V K3 1.6t、计算模数mnd cos Pm =d cos Pm =n Z152.7 *cos1424二 2.1333、按齿根弯曲强度设计由式(10-17)得由式(10-17)得m n2KTY cosP2QdZ 2 81 aY YX Fa_saQ F、确定计算参数、确定

16、计算参数、计算载荷系数K 二 KKK K 、二 1 x 1.12 x 1.5 x 1.08 二 1.81A V Fa FP、根据纵向重合度8 P = .1.903从图10-28查得螺旋角影响系数：=088、计算当量齿数：Z24Z =1= 26.27V1cos P 3(cos14 )3Z2cos Z2cos P 360(cos14 )3=84.29、查取齿形系数由表10-5查得Y二2.592Fa1、查取应力校正系数Y 二 2.211Fa1由表10-5查得耗厂I596Y 二 、查取齿形系数由表10-5查得Y二2.592Fa1、查取应力校正系数Y 二 2.211Fa1由表10-5查得耗厂I596Y

17、二 1.774Sa 2、由图10-20c查得齿轮1的弯曲疲劳强度极限b = 500MPaFE1曲疲劳强度极限b= 380MPaFE 2、由图10- 18查得弯曲疲劳寿命系数K= 0.82 K = 0.85FN1FN 2、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由公式10-12得齿轮2得弯K bb = FN1_F-E1F 1 S0.82 x 50014=292.86MPaK b b =-F 2 S0.85 x 38014=230.71MPaY Y(9)、计算大、小齿轮Fa Sa 并加以比较b FY YFa1_Sa1b F 12.592 x 1.596292.86=0.01413Y YFa

18、2_Sa2b F 22.211 x 1.774230.71=0.01700Y Y通过比较大齿轮的Fa Sa数值大b F设计计算,2KTY cos 卩 2 y Y m 31_PX Fa san 3QdZ2 8b 1 aF12 x 1.81 x 49.24 x 103 x 0.88 x (cosl4o)2。口m 3|1 x 242 x 1.65n I=1.38mm对此计算结果，由齿面的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n法面模数，现取m =2.0 ，已可满足齿面接触疲劳强度的设计要求。nd cos B 52.7 x cos14。宀Z =1= 25.6m2n取 Z = 281Z

19、 = i x Z = 2.4 x 27 = 651 1取 Z = 652由图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.89, K =0.90HN 1 HN2计算接触疲劳许用应力取失效概率为10%,取安全系数s=1,由式(10-12)得b = K b lim /s=510 MPa TOC o 1-5 h z H 1HN 1 H1b = K b lim /s=495 MPaH 2HN 2 H2b = ( bH + bH )/2=502.5MPaH12(2)V=兀计算圆周速度(2)V=兀计算圆周速度n 兀 x 48.3 x 1440 宀 / d 1t 1 = 3.64m / s60 x 100060 x

20、 1000112 x 1.6 x 49.24 x 103 3.4189.8x2.433、1 x 1.652.4(502.5 丿2=48. 3mmd 1t计算齿宽b及模数mntb = d x d = 1 x 48.3 = 48.3mm1tmnt=d x mnt=d x cos P / z1t148.3 x cos14 o24=1.95mmh = 2.25m = 4.38mmnt48.3mm4.38mm、计算纵向重合度P = 0.318 d x Z1 x tan P= 0.318 x 1x 24 x tan14 O = 1.903、计算载荷系数 由表10-2查得使用系数K =1由表10-4由表10

21、-4查得根据V=3.56m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数K二1.12； 气卩的计算公式:K = 1.12 + 0.18(1 + 0.6d 2) xQd 2 + 0.23 x 10 -3 bH0=1.12 + 0.18(1 + 0.6x 12) x 12 + 0.23x 10-3 x 48.3=1.24由图 10-13 查得 K。二 1.1.24F0由图10-3查得K 二K 二1.5HaFa所以载荷系数：K 二 KKK K、二 1 x 1.12 x 1.5 x 1.24 二 2.08A V Ha HP、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径由式10-10a得:, 疋由式10-10a得

22、:d = d 3= 48.3 x 3= 52.7mm11t； K3 1.6t、计算模数mnd cos Pd cos Pm =n Z152.7 *cos1424二 2.134、几何尺寸计算、计算中心距(4、几何尺寸计算、计算中心距(Z + Z n(27 + 65)x 2a =12 n = 94.89mm2 x cos p 2 x cos140将中心距圆整为95mm、按圆整后的中心距修正螺旋角(Z + Zp = arccos12n = 14.4 2a因p值改变不多，故参数 ，K ，Z等不必再修正。a p h、计算大，小齿轮的分度圆直径:7 Z md = 1n1 7 Z md = 1n1 cos P

23、27 x 2cosl4.4=55.79mmt Z md = 2 cos P65 x 2cos14.4=134.3mm、计算齿轮宽度b =Qd x d = 1 x 55.79 = 55.79mmi圆整后取B = 60mm1B = 55mm25、设计结果中心距a 12模数mn螺旋角P齿轮1 齿数Z1齿轮2 齿数Z2传动比i齿轮1 分度圆 直径d1齿轮1的宽 度B1齿轮1 分度圆 直径d1齿轮2 的宽 度B295mm2.0mm14.4 27652.455.79mm60mm134.3mm55mm3.2减速器蜗轮蜗杆设计选择蜗杆传动类型根据GB/T 100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。选择

24、材料根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度是中等，故蜗杆用45钢； 因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45 55HRC。蜗杆用铸 锡磷青铜ZCuSnlOPl,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯 用灰铸铁HT100制造。按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强 度。由式（11-12）,传动中心距Z Zp TOC o 1-5 h z a KT e）22 Q 1H1）确定作用在蜗轮上的转矩T = 6033.11N .mI口2）确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布

25、不均匀系数k = 1,由表115选取使用系数K = 1.15, pA由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数K = 1.05,则：VK 二 K -K -K 二 1.15xlxl.05 二 1.21A B V3）确定弹影响系数Z，因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故Z二160MPa 12。EE4）确定接触系数ZP先假设蜗杆分度圆直径d和传动中心距a比值dla = 0.30,从机械设计图11-18中可 1 1得 Z 二 3.1。P5）确定许用接触应力b H根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSnlOPl,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从表11-7 中查得蜗轮的基本许用应力0丿=268MPa。

26、H应力循环次数N 二 60 jn L 二 60 x1x 8.76x (300 x15 x 3x 6)二 3.78x172 h寿命系数K寿命系数KHN8107二 0.84693.78 x107所以， 0 = K - c = 0.8469 x 268MPa - 227MPa。HHN H6）计算中心距a 3：1.21x 6033110 x （x）2mm - 326.65mm227取中心距a=355mm,因i=31故从表11-2取模数m=8蜗杆分度圆直径d1=140mm，这时 d1/a=0.39,因为Z Z，因此以上计算可用。p p蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸计算1）蜗杆轴向齿距 P =兀-m -

27、3.14x 8 - 25.133mm，直径系数 q= 17.5;a齿顶圆直径d - 156mm，齿根圆直径d - 120.8mm ；分度圆导程角丫 - 5.09;a1f 1蜗杆轴向齿厚s - 12.5664mm。a2）蜗轮蜗轮齿数Z2=71,变位系数x2-+0.125 ;一 .Z 71“验算传动比i = z = 1 =71，是允许的。1蜗轮的分度圆直径：d = m - z = 8 x 71 = 586mm2 2蜗轮喉圆直径：d = d + 2h = 568 + 2 x 8 x 1.125 = 586mma 22a 2蜗轮齿根圆直径：d = d -2h = 568一 1.075x2x8 = 55

28、0.8mmf 22f 2外圆直径：D = d + 1.5m = 586 +12 = 598mmwa 2蜗轮宽度B：0.7 x d = 117mm,取 B = 117mmal5.校核齿根弯曲疲劳强度1.53KTG =2 Y Y AA由查表15-3得，初步选定为公式d A7.28d = 120 x 3= 19.7mm ；min1440轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-直径与联轴器的孔径，以及电动机的输 出轴相适应，故需先确定联轴器的型号。联轴器的计算转矩：T = KT ；caA由于提升机的工作效率不大，工作转矩变化小，原动机为电动机。查表14-1，考虑到转矩变化很小，故选K = 1.3

29、；A则：T = K T = 1.3 x 48260 = 62738 N - mmcaA按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用LT6型弹性套柱ca销联轴器，其公称转矩为2050 N -m。半联轴器的孔径d =38mm，故取d =38mm；半联轴 11-2器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 60mm。1轴的结构设计图41输出轴的结构与装配（1）根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度1、 为使12轴段满足半联轴器的配合要求，需制出一轴肩，取12段直径 d = 42mm。32、初步选择滚动轴承因所选用的齿轮为斜齿轮，则轴承同时承受有径向和轴向力的作用，鼓选用单

30、列圆锥滚 子轴承。参照工作要求并根据d =42mm，查手册，初步选取0基本游隙组标准精度级 2-3的单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为d x D x T = 45mm x 75mm x 20.75mm，故3一4 轴的直径 d = d = 52mm，而 l = 26mm。45-65-63；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为125mm，为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l = 56mm。54、轴承端盖的总宽度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l=30mm5、取齿轮距箱体内壁之距离a=1

31、6mm,蜗轮与圆柱大齿轮之间的距离为c=20mm。考虑到 箱体的铸造误差，在确定滚动轴位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=80mm。至此，已知初步确定了轴的各段直径和长度。（2）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按d 由手册选用平键为4-5bxh二32mm x 18mm，键槽用键槽铳刀加工，长为108mm，同时为了保证齿轮与轴的配合 有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6。同样，半联轴器与轴的连接，选 用平键为28mmx 16mmx90mm，半联轴器与轴的配合为H7/K6，滚动轴承与轴的周向定 位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3）确定

32、轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取左轴端倒角为2x 45，右轴端倒角2.5 x 45， 2出处倒圆R=2.0mm，其它 处倒圆R=2.5mm。4.求轴上的载荷根据轴的结构图45，在确定轴承的支点位置时，应根据手册查取a值。对于32217 型的滚动轴承，由手册查得a=34mm。又滚动轴承如图5-3正装，则作为简支梁的轴承跨距L=匕+ L3二44-4 + 33-4二77-8mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图46。MHFh-i=r ；HHWninninimTrnmrrTFqMvMHFh-i=r ；HHWninninimTrnmrrTFqMv图46输出轴的弯矩图和扭矩图从轴的机构图以及扭矩

33、图中可以看出，C截面是轴的危险截面。求轴上轴承的支座反力F 和F ，截面C上的M、M、M NH NVHV】、求轴承的支反力Fnh和FnvFL 33 4F = = x 1730 = 724.7NNH 1 L + L 77.823FL 44 4F = 亠=x 1730 = 987.3NNH 2L + L 77.823FNV 1FNV 2FNV 1FNV 2F xL + F xD/2?a= 279NL + L23F xL -F xD/2=r2 a= -370.9N-2aL + L23 TOC o 1-5 h z 2、截面C上的M、M、M HVM = F x L = 32176.68N - mmH N

34、H 12M = F x L = 279 x 44.4 = 12387.6N - mmV1NV 12M = F x L = -843.6N - mmV2NV23则：总弯矩M为：M = i；M 2 + M 2 = *32176.682 +12387.62 = 34478.9N - mmHV1M = M 2 + M 2 = p32776.682 + 843.62 = 32187.7N - mmVHV 2=48260N - mm ；5扭矩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，根据以上所算得的数据，并取a =0.6，轴的计算应力为：M 2 +(aT )2344

35、78.92 +(0.6 x 48.26 )21b =1 丄=MPa = 2.5MPa v la caW13556.46-1前已选定轴的材料为45钢，由表15-1查得t =60MPa，故轴工作安全。1(6)危险截面4校核：截面4左侧：抗弯截面系数：W = 0.1d3 = 0.1x 493 = 11764.9mm3 ；抗扭截面系数：W = 0.2x d3 = 0.2x 493 = 23529.8mm3 ；44.4 26 截面左侧的弯矩 M 为：M = 34478.9 xN - mm = 14288.5N - mm ；44.4截面上的弯曲应力：bM截面上的弯曲应力：b=1.2 MPa ；b W 11

36、764.9截面上的扭转切应力:T 48260 cc ”t = - = 2.05MPa ；截面上的扭转切应力:t W 23529.8T轴的材料为45钢,轴的材料为45钢,调质处理。由表15-1查得b b = 640MPa，b-i275MPa，t = 155 MPa。-1截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a及a按附表3-2查取。 b t TOC o 1-5 h z r 2.0D52因为下=0.040 ； = L06，经插值后可查得：d 49d49a = 1.90 ； a = 1.30bt又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为：q = 0.82 ； q = 0.85 ；bt有效集中系数：k =

37、1 + q(a -1) = 1 + 0.82x(1.9-1) = 1.738 ；bbk = 1 + q (a -1) = 1 + 0.85x(1.30-1)= 1.255 ；tt t由附图3-2得尺寸系数 = 0.72 ；b由附图3-3得扭转尺寸系数： = 0.85 ；t轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数P =P = 0.94； b t轴未经表面强化，即P q = 1，则得综合系数值为: TOC o 1-5 h z “ k1| 1.7381| b p 0.720.94bbk111.2551K =y+ 1 =+ 1 = 1.74 ；t P 0.720.94t t碳钢的特性系数：申=0.1

38、0.2，取申=0.1 ； bb申=0.05 0.1，取申=0.05 ；tt275计算安全系数S值: ca275a=-1= 92.4 ；K a +申 a 2.48 x1.12 + 0.1x 0a a a mt-1t-1K t +qtt a t m1.74 x 兰+0.O5 x 匹二沖2 2ScaS St924X842= 62.2 S=1.5；92.42 ScaS St924X842= 62.2 S=1.5；92.42 + 84.22F = Ft1a12T G-di2x110090140=1639.5NF = Fa11222x110090568=387N ；S 2 + S 2 a t 故可知其安全

39、。4.2中间轴的设计与计算轴的材料的选择轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件,有的则直接用圆钢。 由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办 法提高其耐磨性和抗疲劳度，故采用碳钢制造尤为广泛。材料选择：45#钢，采用热处理（调质）和表面未强化处理，由机械手册查得，45号钢采用 调质处理硬度为217255HB。轴的初步计算（1）初步确定输入轴的受力计算：已知：输入轴上的输入功率P = 6.92KW ；口转速 n = 600r / min ；1转矩 T = 110.09N - mm ；口前面已经算出轴上蜗杆分度圆直径：d = 140mm

40、；1求作用在蜗杆上的力F = F = 387 x tg 20。= 140.9 Nr1 r2估算轴径选取轴的型号轴径计算公式轴II材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径,轴径计算公式Pd A 3查手册可知道A0=1O3126 mm,取二1050 n03d= 23.7mm取轴颈d = 24mm (3)轴承选取 圆锥滚子轴承(30000型)标准=摘自 GB/T 297-1994 参照 ISO355-1977 单位=(mm) 轴承代号=32009尺寸d=45尺寸D=75尺寸T=20尺寸B=193.轴的结构设计(1)轴的方案设计(2)各段直径及长度轴承处直径：d = 45mm23轴承处长

41、度：L =66 mm23齿轮处的直径：d1 2=38 mm (齿轮孔径大于所通过的轴径) 齿轮处长度：L2=54mm ,(轴段长度应略小于轮毂长度) 扌当油环处：L =18mm蜗杆齿处：d =117 mm L =117 mm5656轴承与箱体内壁距离s =5 mm蜗轮与箱体内壁距离a =10mm4.3中间轴的设计与计算确定输出轴上的功率P，转速n和转距T。由前面可知P =5.43KW, n =8. 76r/min,33333T =5912450NM。3求作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径为2 x T 2 x 5912 x103 _o1od 3 =568mm,F =3 = 20818 N

42、,t d5683tan 20。xtga = 20818 x二 7607.6N位=F r3= F13 b nCOS5.09。位=1.初步确定轴的最小直径：1.低速轴III材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取A = 1053d A d A x 3 = 105 x33 n=89.5mm，显然此处为轴的最小直径为使得出轴与链轮的孔8.76径相同，故需确定弹性联轴器。孔径丐=90mm，基本尺寸为D*d*T=105*90*394轴的结构设计拟订轴晌零件的装配方案图根据轴的轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d2-3=96.4mm L1=175mm 取 L1-2=173mm选择圆锥辊子轴承型号为(30221)d5-6=113mm d4-5=115mm d5-6=125mm L4-5=115mm L5-6