剪式升降台的驱动机构设计

摘要剪式升降台存在着多种的驱动方式，它的工作形式主要是通过驱动作用使工作平台进行升降运动。它的驱动方式有液压式、半液压式、机械式。本论文就是以机械式驱动进行设计，通过对叉臂底部施以水平力，使升降台按要求进行升降运动。本设计包含受力分析、设计螺杆和推板、选用电机、设计减速箱、设计螺杆和推板。计算过程中有按要求进行强度校核及结构优化，确保了设计的可行性。最后根据设计结果绘制零件图、装配图和升降台的结构图。关键词：剪式升降台；机械驱动；减速箱第1章绪论背景介绍剪式升降机构是一种具备收缩和伸展两种不同工作状态的机械装置。该装置分为收缩和伸展两种工作状态，在不工作的时候可以被压缩成较小的体积，不但节省空间，而且还便于运送和保存。在需要它工作的时候可以很快的伸展到需要的高度来使用，非常的方便快捷，由于它在实际使用时方便快捷的特点，工作效率也得以提高[1]。剪式升降机构还具拥有如下的特点：(1)平台运动距离可以根据工作要求，将设计成单体结构的运动装置按需进行组合；(2)工作平台可以在设定的行程范围里进行伸缩运动，调整范围较大；(3)为了提高平台的承载能力，可以根据实际需要将多组机构并联起来工作；(4)机械结构简单，操作维护简便，制造成本较低，便于推广使用[2]。1.2剪式升降台的国内外现状根据提供传动方式的不同，升降台发展趋势大致有部分液压传动、全液压传动和机械传动三种。机械传动可以分为齿轮齿条式、丝杠式、钢丝绳式三种方式。各种不同传动方式的特点分述如下：1.2.1丝杠剪式升降台这种剪式升降台通过驱动装置作用于丝杆，使滚珠丝杠旋转并推动两个剪刀臂之间的滚轮进行前后移动。通过展开或收缩内侧和外侧剪刀臂来调整它们之间距离，即控制内外剪刀叉的张合程度，从而调整升降平台的高度。由于该机构具有自锁功能，可以根据实际需要在工作行程范围内随时安全锁定在所需的高度。驱动装置既可以利用电动机，也可以用人工手动来实现，能够在多种工作场所灵活转换使用。图1-1丝杠剪式升降台[3]1.2.2齿轮齿条剪式升降台齿轮齿条式升降机的工作原理：通过齿轮齿条啮合方式，把齿轮的转动运动改变为齿条的水平直线进给，从而带动载重箱体进行升降运动。但是由于电机转速较大，通常需要使用减速器进行减速。齿轮齿条升降机的优点是：运行平稳、具有较高的工作效率和能承受较大的载荷，尤其适合机建行业使用。1.2.3钢丝绳剪式升降台钢丝绳式升降机的运动方式类似于套在定滑轮上的绳子，当一端被拖下去的时候，另一端会升高；当升降机上的平衡物因为其重量而下降时，另一端的负载平台就会被抬升，通过曳引绳与曳引轮摩擦所差生的牵引力，实现升降运动。当吊笼载重产生变化时，需要改变对重的重量，通过曳引轮与钢丝绳之间的摩擦力让吊笼提升。不过前提是需要曳引轮能克服吊笼与对重之间的重量差。其实钢丝绳式升降机就是通过曳引轮与钢丝绳之间的摩擦作用来提升下降重物的机器[4]。1.3设计的目的和意义由于社会的不断发展，人们的需求越来越多，生产力不断增加，生活水平也因此而不断提高，升降机的需求量也很自然地变得越来越大。生活中用到升降机的地方都确确实实的给我们带来了实际的便利，可见其在我们的生活中发挥着越来越重要的作用。升降机的工作绝大部分都是进行上下的动作达到我们的需要，而且能给我们提供一个安全稳定的平台。让我们能没有任何后顾之忧地在高空进行工作，不用担心安全方面的问题。升降机传动系统的基本构成有：电动机、联轴器（或皮带轮）、减速器及安装在减速器输出轴的传动件等。剪式升降台，可以方便维修安装人员对施工场地、工厂等大型建筑的高空悬挂设备进行安装或者清洁检修的工作。剪式机构是一种提供升降运动的装置，普遍应用于登高作业平台、起重平台等日常生活及施工生产中，通常都是通过利用它能在较小的空间里进行较大的平台位移的工作特点来进行工作。1.4设计应达到的要求本设计将通过机械传动的方式让剪式升降机平台进行上升或下降的运动，从而达到提升或降低工作面或重物的功能。工作原理：利用电机或人力提供驱动动力，通过皮带传动的方式把驱动力传递给减速箱，由减速箱内部齿轮机构进行减速，再通过减速箱输出齿轮轴输出动力，（输出的齿轮轴借助联轴器与螺杆联接），最后通过螺旋传动让推板相对螺杆进行水平运动，以及推板两端轴承使升降机以一定的速度进行上升（下降）运动。升降台的升降运动可以通过控制电动机的转向来达到要求。另外，由于螺杆上的梯形螺纹被设计成自锁螺纹，所以升降机在上升下降时可随时停止运动，定位在所需的高度并且能自锁，因而具备相当高的安全性。第2章剪式升降平台设计2.1剪式升降机驱动机构设计参数总负载m=2300kg，提升最大高度1800mm，电机额定功率2.2kW，平台升降速度5m/min。2.2工作平台和剪臂的参数设计表2-1车辆基本尺寸车型长度（m）宽度（m）高度（m）轴距（m）夏利小型两厢轿车3.6~41.5~1.61.3~1.52.2~2.5根据上表夏利小型两厢轿车参数作为平台设计依据，选择剪式升降平台长度b为2500mm，宽度a为1600mm。已知平台提升的最大高度为1800mm，设定最低高度为600mm。工作台面的长度b应比剪臂的长度L长一点，才能避免当工作平面下降至最低位置时剪臂端的滚轮脱离轨道。所以：L臂=(0.8~0.9)b[6]，取以水平移动为定速设计，工作平面与剪臂的夹角θ取经验值为15°~70°[6]。首先，设定剪臂的上下端铰点分别与工作台面、地面之间的距离为50mm（综合轮子、固定端、工作台厚度、底座厚度等因素）。当升降机达到所需的1800mm高度时具有如下关系：sinθ=ℎmaxl=1800−2×502000，即θ=58°≤70°，符合要求。同样道理，当升降机降到600mm的最低设计高度时，相关参数关系如下式：sin2.3平台受力分析：图2-1升降机整体受力情况图2-2升降机工作台及叉臂受力情况FAy=FAx=FEx根据力矩平衡的平衡原理：F'Lcosθ=所以：FEx由于当升降机处于最低高度时，水平推力F最大，根据前面计算得出的夹角θ=10°，得：FF所以处于最低高度时所需的水平推力为F=第3章螺旋传动设计3.1螺旋传动的构件设计3.1.1设计螺杆梯形螺纹为等腰梯形。它的优点是：内外螺纹配合紧密，不易松动，具有自锁功能。本方案的螺杆选用梯形螺纹螺杆。本设计方案选用45号钢。如图3-1所示，螺纹中径、螺距、高度与工作高度分别用d2、P、H和h来表示，它们的单位均为mm，作用螺纹承压面积A上的单位为mm2，作用于螺杆的轴向力F的单位为N，螺纹工作圈数u=H图3-1螺旋副受力则螺纹承压面上耐磨性条件为：p=FA=F螺杆的校核计算可以采用以上公式。为了得出螺杆设计所需公式，令φ=Hdd2≥FPπℎφ[p]（3-由于选用的是梯形螺纹，故取h=0.5P，则：d2≥0.8Fφ[p]式中，[p]为材料的许用压力，MPa；φ值一般取1.2-3.5，由于螺母是无缺口的整体，为使力学性能较好，螺纹工作圈数最好不超过10。故取φ=1.2−2.5，暂取φ=1.4取p=21MPa。故：d根据GB/T5796.3-2005，d2取44mm，故P取12mm。螺纹升角α:

tanα=Pℎ即α=螺母高度H：H=φd2=1.4×螺母的螺纹工作圈数：u=HP=61.612≈5.1所以u取圈数为6，符合要求。螺纹牙工作高度：h=0.5P=6mm可得：p=Fπ3.1.2自锁验算自锁条件是α≤φφv=tan−1f由于螺杆和螺母选用的材料类型都是钢，所以取fv=因为：α≤φ3.1.3螺杆的强度计算由于螺杆工作时受力强度较大，按规范要求需要进行强度计算。螺杆在工作时既要承受扭矩T的作用，又要承受轴向压力（或拉力）F。螺杆危险截面上既有切应力，又有拉伸（压缩）应力。通过第四强度理论计算处危险截面的应力来校核螺杆强度，其强度条件为：σca=σ2+3τ式中：F为螺杆所受的轴向压力（或拉力），N；A为螺杆螺纹段的危险截面面积，mm2；WT为螺杆螺纹段的抗扭截面系数，mm3；d1为螺杆螺纹小径，mm；T为螺杆所受的扭矩，N∙mm；[σ]为螺杆材料的许用应力，MPa，见表5-13[7]。由于选用的螺杆为标准件，故d1A=WT[σ]的取值根据表5-13[7]，由于螺杆材料为45号钢，且

σ。σs为材料屈服极限，而且当所收轴向力近似于定值时，许用应力应选用可选范围中的最大值，故取σs=把所得的数据代入求强度条件的式中，得：σ螺杆强度符合要求。3.1.4螺母螺纹牙的强度计算由于螺杆采用的的材料强度一般都高于螺母，在使用过程中螺母螺纹牙相对容易发生剪切和挤压损坏现象，所以仅需对螺母的强度进行校核。如图3-1所示，螺母的螺纹大径和螺纹中径分别用D和D2表示，单位均为mm。螺纹大径展开后可作为悬臂梁，宽度为πD，同时假设每圈螺纹承受大小为Fu的平均压力。图3-2螺母螺纹圈受力τ=FπDb2u≤危险截面a-a的弯曲强度条件为σ=6FLπDb2u式中b为螺纹牙根部的厚度（单位mm），对于梯形螺纹，b=0.5P=0.5×12mm=6mm；L为弯曲力臂（单位为mm），L=D−[τ]为螺母材料的许用切应力（单位MPa），根据表5-13[7]取τ=40MPaσb为螺母材料的许用弯曲应力（单位MPa），根据表5-13[7]取σ把所得的数据分别代入（3-9）中，得：τ=螺纹牙危险截面a-a的弯曲强度符合条件σ=3.1.5推板的尺寸设计及校核根据实际情况，首先假设设计的螺母构件为非标准件，是长条状实心矩形块且中心有螺纹通孔（即截面为正方形），而且两侧面各有一个圆柱轴类部件装有轴承，与剪臂进行配合。由于两端剪臂底部与轴承连接处受力都为0.5F≈43000N，根据GB/T276-2013选用的深沟球轴承型号为6406，Cr为47.5kN，1600-（250/2）×2=1350mm。由于需要与矩形块端面保持一定距离，故取宽度S=2mm。故取轴类部件长度为23+19+2=44mm，所以矩形块长度为1350-44×2=1262mm。矩形块厚度为u×P=6×12=72mm，内螺纹螺距为12mm，螺纹中径为44mm。故假设的矩形块构件的尺寸1262×72×72mm，故截面尺寸为72×72mm，由于矩形块中心有螺纹通孔，所以抗弯截面系数为Wz=bℎ矩形块弯矩M=FL4=85837×1.为确定矩形块强度是否符合标准，需要校核其弯曲正应力强度。通过计算结果可以看到，在一般细长的非薄壁截面梁中（包括实心与厚壁截面梁），最大弯曲正应力与最大弯曲切应力的比值与梁的长高比（即l/h）值基本相近。由此可见，在一般细长的非薄壁截面梁中，主要应力是弯曲正应力，故只需对弯曲正应力进行校核。故：σmax=再次取截面尺寸72×107mm，通过如上计算可得σmax图3-3推板结构图把带有螺纹通孔的部分构件设计成方形螺母与上下两块长度为1262mm的矩形板进行焊接，两边表面有轴类构件的小矩形板也是和方形螺母一样，上下平面与两块矩形板进行焊接。焊接后的强度需符合所需强度。结构优化假设上下两块矩形板截面尺寸为20×120mm，通过也是上述计算，可得σmax=M两边矩形板选用20×72×72mm。3.1.6螺杆的稳定性计算长径比数值较大的螺杆在承受压力情况下，当所受的轴向压力F大于其临界载荷值时，螺杆的稳定性就会因突然发生侧向弯曲丧失。则螺杆的稳定性为：Ssc=Fcr式中--SscSs为螺杆稳定性安全系数，对于传导螺旋Ss=Fcr为螺杆的临界载荷（单位为N）；根据螺杆的柔度λs=μli。此处，μ为螺杆的长度系数，见表5-14[7]A=π4d由已知的参数，剪臂L臂=2000mm，最大高度hmax=1800mm，最小高度hminS=2000由于螺母内螺纹圈数为u=6，螺距P=12mm，所以螺母厚度约为72mm。另外，由于需要减速箱的齿轮轴输出转速给螺杆，所以螺杆与齿轮轴之间通过联轴器联接，根据实际情况通过GB/T5014-2003选择联轴器型号LX4，轴孔长度按照J型标准，所以与螺杆相配合一端的轴孔深度为112mm。考虑到需要为螺母的位移留一定余量，所以初步设定螺杆总长度为L杆=得：λs=临界载荷Fcr可按欧拉公式计算，即：Fcr=π2EIμl式中--E为螺杆材料的拉压弹性模量，E=2.06×I为螺杆危险截面的惯性矩，I=π得：F得：S故螺杆稳定性符合要求。螺杆的尺寸如下：螺杆总长度为1139mm，螺纹长度为991mm，螺距为12mm，螺纹公称直径为50mm。根据GB/T1096-2003，GB/T1095-2001选用键A16×100GB/T1096-2003。第4章减速器设计4.1剪式升降台运动参数计算图4-1升降台的结构简图，通过分析可得升降台运动参数为：图4-1升降台运动简图台面的上升速度：Vh=wlcos螺旋传动的水平速度：V1=wlsinθ得：V1Vh=tanθ，即：V已知：VVh为剪式升降台处于最低高度启动时的速度。当升降台处于最低高度时需要的水平推力最大，故以最低高度时的推理作为升降台升降时的恒定推力，所以水平直线运动速度V1也为恒定值。由于处于最低高度，所以上式中的θ取值为所以VV1速度即为螺旋传动中螺母移动的水平速度。通过V1可得出螺杆所需要的转速V1V1（单位：mm/min）n（单位：r/min）Ph得：n4.2电机选择及相关参数计算4.2.1电动机类型选择及电动控制原理设定工作时间为每年工作300天，两班工作制，每天工作16h。根据设计要求及相关参数，选用工作电压为三相380V，封闭式结构的三相笼型异步电动机。可通过分别控制正反转继电器KM1、KM2工作，来改变输入电动机三根相线相序，使电机分别进行正反向旋转，从而带动升降平台进行升降运动。另外，也可以通过设置上下限位行程开关K1、K2，使平台上升或下降到设计的最高或最低位置时，能自动停止运行，使装置具有更高的安全性能。电机正反转过程：合上电源开关QS，电源引入→正转时，按下SB1→反转时先按下停止按钮SB3→再按下SB2，电机反转→断开QS，电源被切断。升降平台电动控制原理图如图4-2所示。图4-2电动控制原理图4.2.2选择电动机容量已知需要选用2.2kW的电动机。从电动机到减速箱及联轴器间各个运动轴的总机械效率如下：a=1×22×3×4×51=0.96带传动效率;2=0.98轴承效率;3=0.97齿轮传动效率;4=0.99联轴器效率所以：a=1×22×3×45=0.96×0.982×0.97×0.99=0.894.2.3确定电动机转速螺旋传动所需转速为：n根据表1[7]推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i0=2~4，单级减速器传动比i=3~6，总传动比ia=6~24，故nd=ia×n=（6~24×111.67）=670.02~2680.08r/min，符合这一范围的同步转速为750r/min（8极），1000r/min（6极），1500r/min（4极）电动机，故有三种方案。查机械设计手册“Y系列（IP44）三相异步电动机技术数据（摘自JB/T10391-2008）”综合考虑各因素后，决定选用电动机型号为Y112M—6。表4-1电动机参数型号额定功率kW额定转速r/min额定电流A最大转矩N·MY112M—62.29405.62.24.2.4传动比分配（1）总传动比ia=nmn=940111.67（2）分配传动装置传动比ia=i0·i（4-5）式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取io=2.1（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为：i=iai4.2.5运动参数计算（1）各轴转速小齿轮轴：n1=nmi0大齿轮轴:n2=n1i螺杆：n3=n2=111.9r/min（2）各轴功率输入功率小齿轮轴：P1=Pd·1=2.2×0.96kW=2.112kW大齿轮轴：P2=P1·2·3=2.112×0.98×0.97kW=2.01kW螺杆：P3=P2·2·4=2.01×0.98×0.99kW=1.95kW输出功率小齿轮轴：P1＇=P1·0.98=2.07kW大齿轮轴：P2＇=P2·0.98=1.97kW螺杆：P3＇=P3·0.98=1.911kW（3）各轴转矩电动机轴输出转矩Td=9550Pdnm输入转矩小齿轮轴：T1=Td·i0·1=22.35×2.1×0.96N·m=45.06N·m大齿轮轴：T2=T1·i·2·3=45.06×4×0.98×0.97N·m=171.34N·m螺杆：T3=T2·2·4=171.34×0.98×0.99N·m=166.23N·m输出转矩小齿轮轴：T1＇=T1·0.98=44.16N·m大齿轮轴：T2＇=T2·0.98=167.91N·m螺杆：T3＇=T3·0.98=162.91N·m4.3V型带设计4.3.1确定计算功率（1）查表8-8[7],“工况系数KA”得：工况系数KA=1.2（2）带传动传递的功率即为电动机输出功率故Pca=KAPd=1.2×2.2kW=2.64kW（4-6）4.3.2选择V带的型号根据Pd=2.2kW和小带轮的转速nm=940r/min，在图8-11[7]“普通V带选型”，选用A型带。4.3.3确定小带轮和大带轮的基准直径（1）根据表8-7及表8-9[7]“普通V带轮最小基准直径ddmin及基准直径系列”，采用A型带时，小带轮的最小基准直径为75mm，初选取小带轮基准直径dd1=100mm（2）带传动分配的传动比为i0=2.1dd2=i0dd1=2.1×100mm=210mm（4-7）4.3.4计算其余参数（1）验算带速vv=πdd1nm60×1000=带传动的速度不在5~25m/s范围之内，不符合要求。所以需要重新选择小轮基准直径dd1，再取dd1=112mm。故dd2=iodd1=2.1×112=235.2mm，根据表8-9[7]选取dd2=224mm。验算带速v：v=π带传动的速度在5~25m/s范围之内，符合要求。（2）初定中心距一般按下式推荐初步确定中心距0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)本题中心距取值范围为235.2mm<a0<672mm故初选a0=500mm（3）计算带的基准长度LdL0=2a0+π2(dd1+dd2)+dd2−dd124a=2×500+π2×(112+224)+224−112=1534mm根据表8-2[7]选取基准长度Ld=1550mm（4）确定实际中心距a

≈a0+Ld−L02=(500+1550−15342)mm=508mm确定中心距变动调整范围：amax≈a+0.03Ld=508+0.03×1550=554.5mmamin≈a-0.015Ld=508-0.015×1550=484.75mm（5）验算小带轮上的包角α1α1≈180o-dd2−dd1a×57.3o=180o-224−112508×57.3o≈167.4o>120可用（6）确定单根V带额定功率P0由dd1=112mm和nm=940r/min，根据表8-4[7]得额定功率P0=1.12kW（7）确定功率增量∆P0根据nm=940r/min，i=2.1根据表8-5[7]得单根V带额定功率增量∆P0=0.108kW（8）确定V带根数zV带根数的计算式z=PcaPr=由α1=167.4o根据表8-6[7]得Kα由Ld=1550mm根据表8-2[7]得KL得：z取z=3根（9）计算单根V带的初拉力F0根据表8-3[7]得q=0.105kg/m得F（10）计算带对轴的压力FQ=2zF0sinα12=2×3×127.3×sin167.44.4主要设计结果带型号：A型普通V带带根数：3带轮基准直径：dd1=112mm，dd2=224mm中心距变动调整范围：484.75~554.5mm初拉力：F0=127.3N带对轴的压力：FQ=759N第5章减速器内齿轮传动设计5.1基本参数选择（1）齿轮类型选用圆柱直齿轮，压力角取为20o（2）带式输送机为一般工作机器,根据表10-6[7]，选用7级精度（3）材料选择。由表10-1[7]，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。（4）选小齿轮齿数z1=23（一般取20~25,必须大于17），大齿轮齿数z2=iz1=4×23=925.2按齿面接触疲劳强度设计5.2.1试算小齿轮分度圆直径d1t≥32KHtT1∅1）确定公式中各参数值=1\*GB3①试选KHt=1.2（当用设计公式初步计算齿轮的分度圆直径d1（或模数m）时动载系数Kv、齿间载荷分配系数KHα（或KFα）及齿向载荷分布系数KHt（或KFt=2\*GB3②计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106P=1\∗ROMANIn=1\∗ROMANI=9.55×=3\*GB3③根据表10-7[7]选取齿宽系数∅d=1=4\*GB3④根据图10-20[7]查得区域系数ZH=2.5=5\*GB3⑤根据表10-5[7]查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa=6\*GB3⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zεα=cos=30.172oαa2=cos=23.118oε==1.719z=7\*GB3⑦计算接触疲劳许用应力σH根据图10-25d[7]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σ计算应力循环次数：N1=60n1jL=1.289N2=N1i=1.289根据图10-23[7]查得接触疲劳寿命系数KHN取失效效率为1%、安全系数S=1，所以σH1=KHN1σH2=KHN2取σHσ2）试算小齿轮分度圆直径d1t≥32KHtT1∅=3=42.61mm5.2.2调整小齿轮分度圆直径1）实际载荷系数计算所需的数据=1\*GB3①圆周速度vv=πd1tn160×=2\*GB3②齿宽bb=∅dd1t=1×42.61mm=42.612）计算实际载荷系数K=1\*GB3①根据表10-2[7]查得使用系数KA=1=2\*GB3②根据v=1m/s、7级精度，根据图10-8[7]查得动载系数KV=1.04=3\*GB3③齿轮的圆周力Ft1=2T1dKAFt1b=1×根据表10-3[7]得齿间载荷分配系数K=4\*GB3④根据表10-4[7]用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.310。由此，得到实际载荷系数KH=KAKvK3）根据上式中实际载荷系数，计算得到分度圆直径d1=d1t3及相应的齿轮模数m=d1z1=5.3按齿根弯曲疲劳强度设计5.3.1试算模数mt≥32KFtT(1)确定公式中的各参数值=1\*GB3①试选KFt=1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数=2\*GB3②Yε=0.25+=3\*GB3③计算YFaYsa根据图10-17[7]查得外齿轮齿形系数Y根据图10-18[7]查得外齿轮应力修正系数Y根据图10-24c[7]查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为根据图10-22[7]查得弯曲疲劳寿命系数K取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得σσYY因为大齿轮的YFaY(2)试算模数mt=1.326mm5.3.2调整齿轮模数(1)计算实际载荷系数所需的数据=1\*GB3①圆周速度vd1v=πd1n1=2\*GB3②齿宽bb=∅=3\*GB3③宽高比b/hℎ=2ℎa∗+b(2)计算实际载荷系数K根据v=0.763m/s，7级精度,根据图10-8[7]查得动载系数K由Ft1K根据表10-3[7]得齿间载荷分配系数K根据表10-4[7]用插值法查得KHβ=1.309,结合b/h=10.22根据图10-13[7]，得KF=KAKV(3)按实际载荷系数算得齿轮模数m=mt3KF虽然通过齿面和齿根疲劳强度计算出的齿轮模数大小有一定区别，但是由于弯曲疲劳强度确定的承载能力与齿轮模数有直接关系。所以取模数1.41mm并就近圆整为1.5mm。按照接触疲劳强度求得的分度圆直径d1=47.24取z1=32这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径dd（2）计算中心距a=(d1（3）计算齿轮宽度b=∅考虑到实际安装中存在一定的误差，为了保证设计宽度b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm，即取b1=5.5圆整中心距后的强度校核由于上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造，所以采用变位法将中心距就近圆整到ａ＇=121mm。根据图10-21a[7]中推荐的范围来设定变位系数和，其他几何参数，如z1、z2、m、α、b等保持不变。因为齿轮副的尺寸会由于变位计算产生改变，并在工作能力上发生一定变化，所以需要再次进行相关校核来确定是否符合要求。5.5.1计算变位系数(1)计算啮合角、齿轮和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。αzxy=∆根据图10-21a[7]可知，当前变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。(2)分配变位系数x1、x2由图10-21b[7]可知，坐标点zΣ2,xΣ2=80.5,0.085位于L11线和L12线之间。按这两条线做射线，再从横坐标的z1、(3)齿面接触疲劳强度校核σH=2KHtT计算式中的各参数KH=1.635，T1=4.22×104σH=2KHT1=515.56MPa<σ(4)齿根弯曲疲劳强度校核m≥32KFT1计算式中各参数KF=1.57，T1=4.22σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.6主要设计结论齿数z1=32、z2=129齿宽b1=55mm、b2=48mm第6章轴的结构设计6.1小齿轮轴设计6.1.1确定轴结构形式由于小齿轮的圆周速度v<2m/s，所以滚动轴承适宜采用脂润滑。故轴的结构选择如图6-1所示1—毡圈油封；2—齿轮；3—挡油板；4—调整垫片；5—轴承端盖图6-1轴承采用脂润滑的齿轮轴结构6.1.2小齿轮轴选择材料及几何尺寸确定（1）选择材料因传递功率不大，选择材料为经调质处理的45号钢。（2）初步估算最小直径，利用公式dmin=A03P根据表15-3[7]“轴常用几种材料的A0值”，取A0=112，代入上式得d考虑到轴上有键槽，轴径增大3%~5%，所以d1=轴段1长度l1要根据V带轮大齿轮的宽度决定，B带=(1.5~2)d1=30~40mm，取L=40mm，轴段1长度略比B带长，则取L1=45mm。（3）密封圈的选择与轴段2几何尺寸的确定轴段2的直径由轴肩高公式h=(0.07~0.10)d，得d2=25mm。由于轴承用脂润滑和轴径圆周速度较低，用毡圈密封，根据标准JB/ZQ4606-1986取轴径d2=25mm,此时圆周速度V=πd2n满足毡圈密封条件，型号：毡圈25JB/ZQ4606-1986。该轴段的长度L2由绘图确定。（4）滚动轴承的选择与轴段3的几何尺寸确定轴段3与轴段2之间形成的轴肩为非定位轴肩，轴径差取d3-d2=1~3mm即可，但轴段3要安装滚动轴承标准件，故取d3=30mm，根据标准GB/T276-2013取轴承型号为6206，型号：滚动轴承6206GB/T276-2013。轴承宽B为16mm，外径D该轴段的长度尺寸L3由绘图确定（5）安装齿轮轴段4几何尺寸确定轴段4与轴段3形成非定位轴肩，取轴径d4=33mm。对于小齿轮轴，这时应该考虑齿轮与轴之间的关系。根据标准(GB/T1095-2003，GB/T1096-2003)可知，当轴的公称直径为33mm时,键的尺寸b×ℎ=10mm×8mm,轮毂键槽深t1=3.3mm，轮毂键槽与轴中心距离d4/2+t1=（16.5+3.3）mm=19.8mm，小齿轮的齿根圆直径df1=（mz1-2×(1-x1+c×)×m）=（1.5×32-2×(1-0.25+0.25)×1.5）=45mm，齿根圆半径df1=22.5mm。两者相距e=（22.5-19.8）mm=2.7mm<2.5×1.5mm，所以小齿轮应该与轴制作为一体，设计成齿轮轴。轴段长L4就是小齿轮的齿宽b1，即L4=b1=（6）轴段5、6几何尺寸的确定对于齿轮轴，小齿轮不需轴环定位，故小齿轮轴只有五段。轴段5、6合二为一，该轴段安装轴承6206，直径为d5=d3=30mm。（7）其他尺寸的确定根据轴承的位置及轴承的宽度，通过绘图可得L3=36mm、L5=36mm，由轴承端盖的位置及所需进行配合的V型带轮的参数，将轴段2向端盖外伸出20mm左右，通过绘图可取L2=50mm。（8）平键的确定轴段1上零件需要进行轴向定位。皮带轮定位采用A型普通平键连接，根据标准GB/T1096-2003，轴段1平键型号为6×32GB/T1096-2003。（9）计算结果L1=45mm;L2=50mm;L3=36mm;L4=55mm;L5=36mm;d1=20mm;d2=25mm;d3=30mm;d4=33mm;d5=30mm。轴段1平键型号：6×32GB/T1096-2003轴承型号：滚动轴承6206GB/T276-2013毡圈型号：25JB/ZQ4606-19866.2大齿轮轴设计6.2.1确定结构形式由于大齿轮的圆周速度v<2m/s，所以滚动轴承适宜采用脂润滑。故轴的结构选择如图6-1所示6.2.2小齿轮轴选择材料及几何尺寸确定（1）因传递功率不大，选择材料为45钢，经调质处理。（2）初步估算最小直径利用公式dmin≥A03P根据表15-3[7]“轴常用几种材料的A0值”，取A0=112，代入上式得dmin≥Ao3P考虑到轴上有键槽，轴径增大3%~5%，所以d（3）联轴器的选择和轴段1几何尺寸的确定轴段1为最小径，为补偿联轴器所连接的齿轮轴与螺杆安装误差，隔离振动，选用了弹性柱销联轴器，根据表14-1[7]，取KA=1.3。则计算转矩Tc=KA×TII=1.3×171.34N·m=222.74N·m。根据标准GB/T5014-2003选用Z型轴孔LX4型号，其公称转矩T=1250N·m，许用转速[n]=4750r/min，轴孔直径为40~63mm，符合要求。轴径取d1=40mm，联轴器孔径是40mm，选用轴孔长度84mm,因为轴段长度应比联轴器主动端轴孔长度略短，故取L1=82mm（联轴器另一头连接螺杆，根据螺杆公称轴径50mm，选用J型轴孔LX4型号，选用轴孔直径为50mm）。（4）密封圈的选择与轴段2几何尺寸确定轴段2与轴段1之间形成的定位轴肩对联轴器进行定位；轴承用脂润滑和轴径圆周速度较低时用毡圈密封，根据标准JB/ZQ4606-1986，轴径取d2=45mm，此时轴径的圆周V=πd2（5）滚动轴承的选择与轴段3几何尺寸确定轴段3与轴段2之间形成的轴肩为非定位轴肩，但轴段3安装轴承标准件，故取d3=50mm。根据标准GB/T276-2013，选择轴承型号为6210。轴承宽度B为20mm，外径D为90mm。该轴段的长度尺寸由L3绘图确定。（6）安装齿轮轴段4几何尺寸确定轴段4与轴段3形成非定位轴肩，取轴径d4=53mm。轴段长L4应比齿轮的宽度b2=48mm窄1~3mm，取轴段长L4=46mm。（7）轴段5几何尺寸的确定轴段5为轴环，其形成的轴肩对大齿轮进行定位，d5=d4+12mm=65mm。轴环宽取L5=10mm。（8）轴段6几何尺寸的确定该轴段安装轴承6210，直径为d6=d3=50mm。轴长L6由绘图确定。（9）其他尺寸的确定根据轴承的位置及轴承的宽度，通过绘图可得L3=45mm，L6=33mm。由轴承端盖的位置及所用联轴器型号，将轴段2向端盖外伸出20mm左右，通过绘图可取L2=55mm。（10）平键的确定轴段1上安装有平键，实现联轴器与轴的连接。其轴径为d1=40mm，根据标准GB/T1096-2003，得键的尺寸为b×h=12mm×8mm，根据轴的长度L1=82mm及键长系列值，取键长L=70mm。轴段4上安装有平键，实现齿轮与轴的连接。其轴径为d4=53mm，根据标准GB/T1096-2003，得键的尺寸为b×h=16mm×10mm，根据轴的长度L4=46mm及键长系列值，取键长L=40mm。（11）计算结果L1=82mm;L2=55mm;L3=45mm;L4=46mm;L5=10mm;L6=33mm;d1=40mm;d2=45mm;d3=50mm;d4=53mm;d5=65mm;d6=50mm。轴段1平键型号：12×70GB/T1096-2003轴段4平键型号：16×40GB/T1096-2003轴承型号：滚动轴承6210GB/T276-2013毡圈型号：45JB/ZQ4606-1986第7章轴、键、轴承的校核7.1大齿轮轴的强度校核计算7.1.1轴支承点和力作用点距离的确定两轴承离齿轮中心的距离都是l=57mm，联轴器轴孔中心离最近轴承的距离106mm。受力简图如图所示。图7-1受力简图7.1.2齿轮上力的计算齿轮传递的转矩就是该轴的输入转矩，即T齿轮圆周力为Ft=2T2d齿轮径向力为Fr=Ft·tan轴承支反力的计算齿轮关于轴承对称布置，故两端支反力相等。在水平方向上：FRH=Fr2=在竖直方向上：FRV=Ft2=7.1.3计算弯矩齿宽中心竖直弯矩为MV=FRV·l=885.5×57N齿宽中心水平弯矩为MH=FRH×l=7.1.4计算当量弯矩计算公式为Me=MV2+扭矩按脉动循环计算，取折合系数α=0.6.故有M=7.1.5校核危险截面处的强度安装齿轮处的轴径为d4齿轮轴为45钢经调质处理，其许用弯曲应力为σ−σe=MeW=M故大齿轮轴的强度是符合要求的。7.2键的强度校核7.2.1大齿轮轴联轴器处键的校核联轴器处键为A型键，其尺寸为b×h×l=12mm×8mm×70mm（见GB/T1096-2003）选择键材料为45钢。考虑有轻微冲击，根据表6-2[7]，许用应力为100-120MPaA型