卷揚機傳動裝置方案說明書

1、XX大學機械設計說明書題目：卷揚機傳動裝置設計系 別：班 級：組別：組員：指導教師：目錄1.背景61.1機械傳動6帶傳動6齒輪傳動6鏈傳動7蝸輪蝸桿傳動7螺旋傳動71.2電力傳動81.3液壓傳動81.4減速器發(fā)展狀況82.設計任務書 92.1設計題目 92.2 設計任務 102.3 具體任務 102.4 數(shù)據(jù)表 103.方案擬定與論證比較 103.1方案擬定 103.2方案論證與定性比較 124. 詳細設計與計算 134.1原動機選擇 134.2計算總傳動比并分配各級傳動比 144.3計算各軸的運動學及動力學參數(shù) 144.4 V 帶設計 154.5齒輪設計 17高速級斜齒圓柱齒輪的設計 17低

2、速級直齒圓柱齒輪的設計 204.6軸的強度與結構設計 22齒輪高速軸的設計 22齒輪中間軸的設計 27齒輪低速軸的設計 29軸承的壽命校核 31軸的彎扭結合強度校核 364.7整體結構設計 36確定箱體的尺寸與形狀 36選擇材料與毛坯制造方法 36箱體的潤滑與密封設計 36減速器附件結構設計 36卷揚機傳動裝置的設計1.背景 一般項目技術中使用的動力傳遞方式有機械傳動、電氣傳動、液體傳動、氣壓傳動以 及由它們組合而成的復合傳動。1.1 機械傳動 機械傳動按傳力方式分，可分為摩擦傳動和嚙合傳動，摩擦傳動又分為摩擦輪傳動和 帶傳動等，嚙合傳動可分為齒輪傳動、蝸輪蝸桿傳動、鏈傳動等等；按傳動比又可分

3、為定 傳動比和變傳動比傳動。1.1.1 帶傳動 皮帶傳動是由主動輪、從動輪和緊張在兩輪上的皮帶所組成。因為張緊，在皮帶和皮帶輪的接觸面間產(chǎn)生了壓緊力，當主動輪旋轉時，借摩擦力帶動從動輪旋轉，這樣就把主 動軸的動力傳給從動軸。皮帶傳動的特點：1）可用于兩軸中心距離較大的傳動。2）皮帶具有彈性、可緩沖和沖擊與振動，使傳動平穩(wěn)、噪聲小3）當過載時，皮帶在輪上打滑，可防止其它零件損壞。4）結構簡單、維護方便。5）因為皮帶在工作中有滑動，故不能保持精確的傳動比。1.1.2 齒輪傳動 齒輪傳動是由分別安裝在主動軸及從動軸上的兩個齒輪相互嚙合而成。齒輪傳動是應 用最多的一種傳動形式。它有如下特點：1）能保證

4、傳動比穩(wěn)定不變。2）能傳遞很大的動力。3> 結構緊湊、效率高。4制造和安裝的精度要求較高。5當兩軸間距較大時，采用齒輪傳動就比較笨重1.1.3 鏈傳動這是由兩個具有特殊齒形的的齒輪和一條閉合的鏈條所組成，工作時主動連輪的齒與 鏈條的鏈節(jié)相嚙合帶動與鏈條相嚙合的從動鏈輪傳動。這就是我們常見的自行車鏈輪鏈條 傳動原理。鏈傳動的特點如下：1）能保證較精確的傳動比 和皮帶傳動相比較）2）可以在兩軸中心距較遠的情況下傳遞動力與齒輪傳動相比）3）只能用于平行軸間傳動4）鏈條磨損后，鏈節(jié)變長，容易產(chǎn)生脫鏈現(xiàn)象。1.1.4 蝸輪蝸桿傳動蝸輪蝸桿傳動用于兩軸交叉成 90 度，但彼此既不平行又不相交的情況下

5、，通常在蝸 輪傳動中，蝸桿是主動件，而蝸輪是被動件。蝸輪蝸桿傳動有如下特點：1）結構緊湊、并能獲得很大的傳動比，一般傳動比為7-80 。2 工作平穩(wěn)無噪音 3 傳動功率范圍大4）可以自鎖5）傳動效率低，蝸輪常需用有色金屬制造。蝸桿的螺旋有單頭與多頭之分。1.1.5 螺旋傳動螺旋傳動是利用螺桿和螺母組成的螺旋副來實現(xiàn)傳動要求的，主要用于將回轉運動變 為直線運動，同時傳遞運動和動力。螺旋傳動的分類：1）傳力螺旋：以傳遞動力為主，要求以較小的轉矩產(chǎn)生較大的軸向推力，用于克服工作阻 力。如各種起重或加壓裝置的螺旋。這種傳力螺旋主要是承受很大的軸向力，一般為簡寫 工作，每次工作時間較短，工作速度也不高。

6、2 傳導螺旋：以傳遞運動為主，有時也承受較大的軸向載荷。如機床進給機構的螺旋等。 傳導螺旋主要在較長的時間內連續(xù)工作，工作速度較高，因此，要求具有較高的傳動精 度。3）調整螺旋：以調整、固定零件的相對位置。如機床、儀器、及測試裝置中的微調機構的螺旋。調整螺旋不經(jīng)常轉動，一般在空載下調整。1.2 電力傳動 電氣傳動，是指用電動機把電能轉換成機械能，去帶動各種類型的生產(chǎn)機械、交通 車輛以及生活中需要運動的物品。電氣傳動的優(yōu)點有：1）電機的效率高，運轉比較經(jīng)濟。2）電能的傳輸和分配比較方便。3）電能容易控制。1.3 液壓傳動液壓傳動利用液壓泵，將原動機 （ 馬達的機械能轉變?yōu)橐后w的壓力能，然后利用液

7、壓 缸（ 或液壓馬達 將液體的壓力能轉變?yōu)闄C械能，以驅動負載，并獲得執(zhí)行機構所需的運動 速度。液壓傳動的理論基礎是液壓流體力學。液壓傳動的優(yōu)點有：1）便于實現(xiàn)無級調速，調速范圍比較大，可達100:1 2000:1 。2）在同等功率下，液壓傳動裝置的體積小、質量輕、慣性小、結構緊湊如同功率液壓馬達的重量只有電動機的 10%20%，而且能傳遞較大的力或轉矩。3）工作平穩(wěn)、反應快、沖擊小，能頻繁啟動和換向。液壓傳動系統(tǒng)的換向頻率，回轉運動每分鐘可達 500 次，往復直線運動每分鐘可達400 1000 次。4）控制調節(jié)比較簡單，操作比較方便省力，易于實現(xiàn)自動化，與電氣控制配合使用能實現(xiàn) 復雜的順序動作

8、和遠程控制。5）易于實現(xiàn)過載保護，系統(tǒng)超負載，油液經(jīng)溢流閥流回油箱。因為采用油液壓工作介質， 能自行潤滑，使用壽命長。6）易于實現(xiàn)系列化、標準化、通用化，易于實現(xiàn)設計、制造和推廣使用。7）易于實現(xiàn)回轉直線運動，且元件排列布置靈活。8在液壓傳動系統(tǒng)中，功率損失所產(chǎn)生的熱量可由流動著的油帶走，故可避免機械本體產(chǎn) 生過度溫升。考慮到本專業(yè)的已進行的課程學習，重點是是機械傳動。而在對機械傳動的學習的基 礎上，針對題目的要求，我們選取了三種傳動方案，并對之進行比較，選取了帶傳動結合 齒輪傳動方案，針對該方案進行詳細的參數(shù)設計。因此一下主要針對機械傳動。1.4 減速器發(fā)展狀況20 世紀 70 年代，世界減

9、速器技術有了大的發(fā)展。產(chǎn)品發(fā)展的總趨勢是小型化、高速 化、低噪聲和高可靠性；技術發(fā)展中最引人注目的是硬齒面技術、功率分支技術和模塊化 技術。到 80 年代，國外硬齒面技術已日趨成熟。采用優(yōu)質合金鋼鍛件、滲碳淬火磨齒的硬 齒面齒輪，精度極高，綜合承載能力為中硬齒面調調質齒輪的 34 倍，為軟齒面齒輪的 45 倍。一個中等規(guī)格的硬齒面減速器的重量僅為中硬齒面減速器的 1/3 左右，且噪聲 低，效率高，可靠性高。減速器的種類繁多，按照傳動類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速 器；按照傳動級數(shù)不同可分為單機和多級減速器；按照傳動的布置形式可分為展開式、分 流式和同軸式減速器。以下是常用的減速

10、機分類：1）擺線針輪減速機2）硬齒面圓柱齒輪減速器3）行星齒輪減速機4）軟齒面減速機5）三環(huán)減速機6）起重機減速機7）蝸桿減速機8>軸裝式硬齒面減速機9> 無級變速器 對通用減速器而言，除普遍采用硬齒面技術外，模塊化設計技術已成為其發(fā)展的一個 主要方向。它旨在追求高性能的同時，即可能減少零部件及毛坯的品種規(guī)格和數(shù)量，以便 于組織生產(chǎn)，形成批量，降低成本，獲得規(guī)模效益。2.設計任務書2.1.設計題目働圖1傳動裝置簡圖1）卷揚機數(shù)據(jù)卷揚機繩牽引力 F<N） 繩牽引速度v<m/s）卷筒直徑 D（mm>見附表2）工作條件用于建筑工地提升物料，空載啟動連續(xù)運轉，三班制工作，

11、工作平穩(wěn)3）使用期限工作期限為十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小時，檢修期間隔為三年4）產(chǎn)批量及加工條件小批量生產(chǎn)，無鑄鋼設備2.2.設計任務確定傳動方案；選擇電動機型號；設計傳動裝置；選擇聯(lián)軸器。2.3具體任務減速器裝配圖一張，零件工作圖二張，設計說明書一份。2.4數(shù)據(jù)表牽引力F/KN121087牽引速度v/（m/s>0.3,0.40.3,0.4,0.5,0.6卷筒直徑D/mm470,500420,430,450,470,500430,450,500440,460,4803方案擬定與論證比較3.1.方案擬定根據(jù)設計任務里預給定的參數(shù)<卷筒直徑和牽引速度），結合一般原

12、動機的轉速< 千轉/min），可以估算出傳動裝置所需的傳動比大致為70100，由此擬定出以下三種方案。方案一：電動機t閉式三級圓柱齒輪t工作機< 卷筒），示意圖見圖 2。圖2.方案一示意圖方案二：電動機T V帶T閉式二級圓柱齒輪T工作機 < 卷筒），其中高速級為斜齒齒輪，低速級為直齒齒輪。示意圖見圖3。圖3.方案二示意圖方案三：電動機T蝸輪蝸桿T閉式單級圓柱齒輪T工作機<卷筒），示意圖見圖圖4.方案三示意圖32方案論證與定性比較方案一：該方案的傳動部分為三級圓柱齒輪，其優(yōu)點在于傳動平穩(wěn)、可靠，傳動效率高、精度高，傳遞功率大，使用壽命長；不足之處其一是沒有自鎖性能，其二是

13、結構不夠 緊湊，使減速箱箱體過于笨重。方案二：該方案用 V帶取代了方案一中最高速級的圓柱齒輪，從而縮小了齒輪箱的體積，此外，V帶還具有傳動較平穩(wěn)，傳動效率高，有一定過載保護作用等優(yōu)點；其缺點在于帶傳動不可避免的彈性滑動，由此會引起帶傳動圓周速度損失、傳動效率降低以及引起帶的磨損和溫升，降低使用壽命等缺點。方案三：該方案用一對蝸輪蝸桿取代了方案一中高速級的兩對圓柱齒輪，從而可以使傳動結構更為緊湊，此外，還具有傳動精度較高、使用壽命長、具有自鎖功能等優(yōu)點；而 其最大的缺點在于蝸桿與蝸輪間相對滑動速度的存在，這會造成較大的摩擦效率損失以及 不得不考慮的摩擦發(fā)熱。綜上，三種方案的優(yōu)劣比較如表1。方案序

14、號傳動精度平穩(wěn)性傳動效率使用壽命箱體體積自鎖性能-一-高高高長大無-二二較咼較咼高較長中無三較咼一般較低較長小有表1.三種方案的對比經(jīng)過綜合比較，確定方案二 <V帶+二級圓柱齒輪）為最佳方案。4詳細設計與計算聯(lián)軸器"圖5.所選最佳方案示意圖所選工作參數(shù)：F=12KN，v=0.3m/s，D=470mm。4.1. 原動機選擇1計算原動機的實際輸出功率工作功率而該傳動裝置的總效率為X 0.95則原動機實際輸出功率2. 計算原動機的適當轉速范圍由工作參數(shù)可得卷筒的轉速為而三級減速適當?shù)膫鲃颖确秶鸀?8100，由此得原動機的轉速范圍為3. 選擇原動機型號根據(jù)以上功率和轉速參數(shù)，查手冊選擇

15、Y132M2-6封閉籠型三相異步電動機，其主要參數(shù)為：滿載轉速 960r/min，額定功率5.5KW。4.2. 計算總傳動比并分配各級傳動比1. 計算總傳動比傳動裝置的總傳動比為2. 分配各級傳動比考慮到 V 帶級的傳動比過大會影響小輪包角，從而降低傳動能力，故將兩級圓柱齒輪 的傳動比均取較大值 5。從而帶傳動的傳動比為4.3. 計算各軸的運動學及動力學參數(shù)注： 為安全考慮，每軸上的轉矩計算均為輸入轉矩，即不計入該軸支承軸承的效率損失。1. 電機輸出軸 < 軸 1)轉速故其轉矩2. V 帶高速軸 <軸 2)轉速故其轉矩3. V 帶低速軸 <軸 3)轉速故其轉矩4. 齒輪箱中間

16、軸 < 軸 4)轉速故其轉矩5. 齒輪箱輸出軸 < 軸 5)轉速故其轉矩6. 卷筒輸入軸 < 軸 6)轉速故其轉矩4.4.V 帶設計1. 選擇 V 帶的類型根據(jù)已知條件 <工作平穩(wěn)，每天 12 小時)，可以確定 V 帶的工作情況系數(shù)為。 故 V 帶的計算功率為結合計算功率和小帶輪轉速，查圖知應選小輪直徑為 112140mm 的 A 型帶。2. 確定帶輪直徑和從圖上可以看出，該 V帶的工作點靠近 Z區(qū)，故從112140mm中取一個較小值，查表取。故可得大輪直徑為從表中取大輪直徑為，由此引起的傳動比誤差為 該誤差足夠小，滿足工作要求。驗算帶速v:，在225m/s之間，滿足工

17、作要求。3確定中心距a。并選擇帶的基準長度根據(jù) V 帶中心距選取的參考式可知，此處中心距的選擇范圍為取，則可得 V 帶的初始長度查表選得 V 帶的基準直徑為。計算實際中心距為。4驗算小輪包角由公式有滿足要求。5. 求帶根數(shù)z根據(jù)計算公式，帶根數(shù) z 為查表得到單根 V 帶的基本額定功率、額定功率增量、包角和帶長系數(shù)為 將數(shù)據(jù)代入可計算得取 z。6. 求帶傳動的壓軸力壓軸力是設計帶輪支承軸及選用支撐軸承的主要依據(jù)，其大小為7. 計算輪寬根據(jù)公式對于A型帶，查表可得 e=15± 0.3mm， f最小值9mm。取e=15mm， f=9mm，代入計算得4.5.齒輪設計4.5.1. 高速級斜齒

18、圓柱齒輪的設計1. 選擇齒輪材料和熱處理方法，確定許用應力<1）查表初選材料:小齒輪材料選為 17CrNiMo6 ，滲碳淬火，硬度為 5462HRC； 大齒輪材料選為 37SiCrMn2MoV ，調質處理，硬度為 5055HRC ，小齒輪硬度略高于大齒 輪，滿足要求。<2）從相關圖中的 MQ 線查得輪齒彎曲疲勞極限應力如下：。<3）從相關圖中的 MQ 線查得輪齒接觸疲勞極限應力如下：，。<4）計算循環(huán)次數(shù)<5）查圖可得彎曲壽命系數(shù)和接觸壽命系；再查表取安全系數(shù)如下：。<6）確定許用應力2. 分析失效、確定設計準則該齒輪傳動屬閉式傳動，且為硬齒面齒輪，最大可能

19、的失效是齒根彎曲疲勞折斷，也可能 發(fā)生齒面疲勞。因此，本齒輪傳動可按輪齒的彎曲疲勞承載能力進行設計，確定主要參數(shù) 后，再驗算齒面接觸疲勞承載能力。3. 按輪齒的彎曲疲勞承載能力計算齒輪主要參數(shù)<1）確定計算載荷：小齒輪轉矩為考慮到原動機、工作機以及載荷的特點，以及本齒輪傳動是軸承相對齒輪不對稱布置的斜齒圓柱齒輪傳動，取載荷系數(shù) K=1.3 。則計算載荷為<2）計算當量齒數(shù)：硬齒面，查表取齒寬系數(shù)，初選則當量齒數(shù)為<3）計算齒輪模數(shù)：查圖得兩輪復合齒形系數(shù)為，由 可見大齒輪的彎曲疲勞強度較弱，所以用大齒輪的參數(shù)進行設計，有 考慮磨損失效，將模數(shù)適當放大，并取標準值2.5mm。&

20、lt;4）計算中心距圓整為 .。此處為了湊配螺旋角，將變?yōu)?99。從而中心距變?yōu)?.，圓整為 152mm 。<5）計算螺旋角4. 選擇齒輪精度等級小齒輪直徑為齒輪圓周速度為查表并考慮該齒輪的用途，選擇 7 級精度。5. 精確計算載荷查表得使用系數(shù)；齒輪傳動的嚙合寬度。 因為切向力為，故，查表得齒間載荷分配系數(shù)。 由齒寬系數(shù)和減速器軸剛度較大，查表可得齒向載荷分布系數(shù)。 綜上，實際載荷系數(shù)為實際計算載荷為6. 驗算輪齒接觸疲勞承載能力由查圖得標準齒輪節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查表得彈性系數(shù)，螺旋角系數(shù)。 因大齒輪的許用接觸應力較小，故由 即齒面接觸疲勞強度滿足要求。7. 校驗彎曲疲勞強度修正前后的載荷

21、系數(shù)之比為，則根據(jù)彎曲疲勞強度，模數(shù)應為：1.022 X1.772=1.811mm ,因此所取的標準模數(shù)滿足彎曲疲勞強度的要求。 至此高速級的斜齒圓柱齒輪設計完畢。其參數(shù)為：，。4.5.2. 低速級直齒圓柱齒輪的設計1. 選擇齒輪材料和熱處理方法，確定許用應力<1）查表初選材料：小齒輪材料選為 17CrNiMo6 ，滲碳淬火，硬度為 5462HRC； 大齒輪材料選為 37SiCrMn2MoV ，調質處理，硬度為 5055HRC ，小齒輪硬度略高于大齒 輪，滿足要求。<2）從相關圖中的 MQ 線查得輪齒彎曲疲勞極限應力如下：。<3）從相關圖中的 MQ 線查得輪齒接觸疲勞極限應力

22、如下：，。<4）計算循環(huán)次數(shù) <5）查圖可得彎曲壽命系數(shù)和接觸壽命系；再查表取安全系數(shù)如下：。<6）確定許用應力2. 分析失效、確定設計準則 該齒輪傳動屬閉式傳動，且為硬齒面齒輪，最大可能的失效是齒根彎曲疲勞折斷，也可能 發(fā)生齒面疲勞。因此，本齒輪傳動可按輪齒的彎曲疲勞承載能力進行設計，確定主要參數(shù) 后，再驗算齒面接觸疲勞承載能力。3. 按輪齒的彎曲疲勞承載能力計算齒輪主要參數(shù) <1）確定計算載荷：小齒輪轉矩為考慮到原動機、工作機以及載荷的特點，以及本齒輪傳動是軸承相對齒輪不對稱布置的斜齒圓柱齒輪傳動，取載荷系數(shù) K=1.3 。則計算載荷為<2）計算當量齒數(shù)：硬齒

23、面，查表取齒寬系數(shù)，初選<3）計算齒輪模數(shù)：查圖得兩輪復合齒形系數(shù)為，由 可見大齒輪的彎曲疲勞強度較弱，所以用大齒輪的參數(shù)進行設計，有 取標準值 3mm 。<4）計算中心距4. 選擇齒輪精度等級小齒輪直徑為齒輪圓周速度為查表并考慮該齒輪的用途，選擇 7 級精度。5. 精確計算載荷查表得使用系數(shù)；齒輪傳動的嚙合寬度。因為切向力為，故，查表得齒間載荷分配系數(shù)。 由齒寬系數(shù)和減速器軸剛度較大，查表可得齒向載荷分布系數(shù)。 綜上，實際載荷系數(shù)為實際計算載荷為6. 驗算輪齒接觸疲勞承載能力由 查圖得標準齒輪節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查表得彈性系數(shù)，螺旋角系數(shù)。 因大齒輪的許用接觸應力較小，故由 即齒面接觸

24、疲勞強度滿足要求。0.977 X7. 校驗彎曲疲勞強度 修正前后的載荷系數(shù)之比為，則根據(jù)彎曲疲勞強度，模數(shù)應為： 2.87=2.80mm ，因此所取的標準模數(shù)滿足彎曲疲勞強度的要求。至此低速級的直齒圓柱齒輪設計完畢。其參數(shù)為：，。4.6.軸的設計4.6.1.齒輪高速軸設計1.材料選取這里選用應用最廣泛的 45 鋼，采用調質處理。相關參數(shù)為：。2.按照扭轉強度條件性計算該軸的輸入轉矩為根據(jù)材料力學的知識，可得該軸的最小直徑為因為與V帶連接的軸段彎矩很小，以扭矩為主，故這個可以作為設計準則。考慮開鍵 槽會削弱軸的強度，將軸段 1的直徑取為30mm。3初設參數(shù)，按照彎扭合成強度條件性計算假設軸承支點

25、跨距為 200mm，懸臂段長度為100mm受力分析如圖5所示。圖5.高速軸受力分析根據(jù)斜齒輪受力的計算公式，有根據(jù)豎直面的受力情況，由受力平衡及力矩平衡可以解出再根據(jù)水平面的受力情況，同理可以解得作出豎直面與水平面內的彎矩圖如圖6、圖7。圖6豎直面彎矩圖作出彎矩的合成圖如圖 8。而軸上的扭矩圖如圖 9。圖 7. 水平面彎矩圖圖 8. 彎矩合成圖圖 9. 扭矩圖最后根據(jù)當量彎矩公式，取循環(huán)系數(shù)a =0.3，可得當量彎矩圖如圖10。圖 10.高速軸當量彎矩圖根據(jù)當量彎矩圖能夠看出，該高速軸最有可能的危險截面有一個，記為截面A。下面首先設計這段軸頸。4. 軸頸詳細設計根據(jù)材料力學的知識，可知 A 截

26、面的直徑應滿足因為需要開鍵槽對齒輪進行周向固定，因此需要留有較大余量，取為40mm。但因為小齒輪的分度圓直徑只有51.1mm，故只能將軸和齒輪設計為一體，即高速軸為齒輪軸，整體采用小齒輪所使用的材料 17CrNiMo6 。根據(jù)這個選擇型號為 33007 以及 32007 的圓錐滾子軸承分別安裝在左邊和右邊。再根圖11.高速軸整體尺寸5鍵槽設計根據(jù)軸徑，選擇寬度 8mm，高度7mm，軸槽深4mm的C型平鍵，根據(jù)工作能力校核 可得鍵的最小長度為查手冊在長度系列中選擇L=25mm。即國標為8X 25GB/T 1096-2003。462.齒輪中間軸設計1. 材料選取觀察可知中間軸所受的載荷是三個軸中最

27、復雜的，因此查表選用較好的材料40Cr，調質處理。相關參數(shù)為：。2. 當量彎矩圖中間步驟省略，采用與高速軸相同的計算方法可得中間軸的當量彎矩圖如圖12。圖12.中間軸當量彎矩圖根據(jù)當量彎矩圖能夠看出，該中間軸最有可能的危險截面有兩個，分別記為截面A、B。下面首先設計這兩段軸頸。3軸頸詳細設計根據(jù)材料力學的知識，可知 A、B截面的直徑應分別滿足考慮到A、B段均需開鍵槽，故留下一些余量，取。與高速軸相似，小齒輪的分度圓直徑與軸頸直徑比較接近，因此也要設計為齒輪軸，材料也為17CrNiMo6。根據(jù)這個選擇型號為 31310以及32310的圓錐滾子軸承分別安裝在左邊和右邊。根據(jù) 軸承的寬度，中間軸整體

28、尺寸設計如圖13。圖13 中間軸整體尺寸4鍵槽設計根據(jù)軸徑，選擇寬度 16mm，高度10mm，軸槽深6mm的圓頭普通平鍵，根據(jù)工作能力校核可得鍵的最小長度為查手冊在長度系列中選擇L=45mm。即國標為16 X 45GB/T 1096-2003。4.6.3.齒輪低速軸設計1. 材料選取低速軸所受載荷較大，因此查表選用較好的材料40Cr,調質處理。相關參數(shù)為：。2. 當量彎矩圖取懸臂段長度為 100mm。中間步驟省略，采用與高速軸相同的計算方法可得中間軸的當量彎矩圖如圖14。圖 14. 低速軸當量彎矩圖根據(jù)當量彎矩圖能夠看出，該低速軸最有可能的危險截面有兩個，分別記為截面A 、B。其中 B 段受等

29、大的扭矩。下面首先設計這兩段軸頸。3. 軸頸詳細設計根據(jù)材料力學的知識，可知A、B 截面的直徑應分別滿足根據(jù)這個選擇型號為 33113 的圓錐滾子軸承。根據(jù)軸承的寬度以及公稱扭矩為3150N m的聯(lián)軸器的參數(shù)，低速軸整體尺寸設計如圖15。6953172圖15.低速軸整體尺寸4聯(lián)軸器選擇低速軸根據(jù)懸臂端的扭矩以及結構特點，查表選擇公稱扭矩為3150N mGYS5聯(lián)軸器 GB843-2003。5鍵槽設計根據(jù)軸徑，齒輪鍵選擇寬度20mm，高度12mm，軸槽深7.5mm的圓頭普通平鍵，根據(jù)工作能力校核可得鍵的最小長度為因為這個長度已經(jīng)遠遠超出了齒輪的輪轂寬度，故改用花鍵。根據(jù)軸徑，選擇規(guī)格為8 X 6

30、2 X 68 X 12的花鍵，C=0.4，齒數(shù)z=8。根據(jù)工作能力校核可得鍵的最小長度為查手冊在長度系列中選擇L=45mm。即國標為8 X 62 X 68 X 12 GB/T 1144-2001。根據(jù)軸徑，聯(lián)軸器鍵選擇寬度18mm，高度11mm,軸槽深7.0mm的C型平鍵，根據(jù)工作能力校核可得鍵的最小長度為考慮到該長度過大，故采用兩個平鍵，取L=100mm。即國標為18X 100GB/T 1096-2003。464.軸承的壽命校核1高速軸軸承壽命校核軸承類型：左右分別為 33007以及32007圓錐滾子軸承。參數(shù)設定見圖16。圖16.高速軸軸承的參數(shù)設定校核結果見圖17。沖擊載荷系數(shù) 左端釉承

31、 支點位貴 釉承類型 抽重特證 軸承型號 釉承內経 釉承外孔Grm） 墓不額定動載荷舸 基本額定靜載荷軸） 水平方向反力00 豎直方向反力曲） 徑向反力00 釉向反力0D 到斷系數(shù) 徑向載荷系數(shù) 軸向載荷系敎 當重動載荷（H） 預期壽命C10E6r> 預期壽命00轉謹1000.0X(4. 9337團鏈滾子軸承 單列 330OT 35.000082. 000046. 800063.200D1386.54093508. 40203984 4035itflL2B9Q0.31001.00000. HJ0Q3984. 40353S33.522761393.7114匚福乏 j不平衡轉拒曲麗） 右端軸

32、承 支點位蠱 軸承類型 釉承特征 紬承型號 軸承內徑亦） 釉幣:外徑（jiG 基驅額定動載荷盟 星本額定靜載荷軸 水平方向反力（H） 豎直方向反力血 徑向反力加 袖向反力00 判斷系數(shù) 徑向載荷系數(shù) 軸向載荷緊數(shù) 當重動載荷切 預期壽命（10E6r） 預期壽命00取消257430. 0000198.0663團錐滾子釉承 單列 3200T 35.0000 62.000043. 200059.20001357.97164 1471.425a2002. 29722060.63420. 44000.40001. X003644.66313796.330363260. 5048圖17高速軸軸承的壽命校核

33、結果從圖中可以看出，兩個軸承的壽命均大于36000h,滿足工作要求。2中間軸軸承壽命校核軸承類型：左右分別為 31310以及32310圓錐滾子軸承。參數(shù)設定見圖18。£圖18中間軸軸承的參數(shù)設定校核結果見圖19。葩輪祇壽命計賞沖擊載荷系數(shù) 左端釉承 支點位置 釉承類型 釉重特證 鈾承型號 軸承內徑伽） ttS#徑血 基本額定動載荷曲 星本額定靜載荷軸） 水平方向反力（X） 豎直方向反力00 経向反力舸 釉向反力00 和斷磊數(shù) 徑向載荷系數(shù) 軸向載荷系數(shù) 當里動載荷on 預期壽命OOHBr） 傾期壽命Ch）轉謹仗兒憐）1000-0W（22. 0000園錐滾子軸承 單列 3131050.

34、 0000110. 0000103, 000012B.OOOO2305. T4467743.SITET999 06T15478.31310. 83001. W000. 00007999. 06715350 5S059T578. 0063匚確定1不平衡轉拒0T.罰） 右端軸承 支點檢置 軸承類型 釉承特征 鈾承型號 鈾承內徑伽0 釉動卜徑伽 基本額定動載荷（W 呈畜額定靜載荷W 水甲方向反力on 豎直方向反力（N） 彳抽反力仙） 袖向叵力00 到斷系麹 歸載荷系數(shù) 釉向載荷緊埶 當整動戟荷00 預期壽命（lOEOr） 予礙壽命Z_取消丨L262880.000179.0000 圓錐滾子釉承 單列

35、3231050. 0000110. 0000178.0000235.00006015.955414146.402515372. 45656551.31310.35000. 40001.74001TS48. 26742259. 18GS3T653. 1466圖19中間軸軸承的壽命校核結果從圖中可以看出，兩個軸承的壽命均大于36000h,滿足工作要求。3低速軸軸承壽命校核軸承類型：左右均為 33113圓錐滾子軸承。參數(shù)設定見圖20。圖20.低速軸軸承的參數(shù)設定校核結果見圖21。沖擊載荷系敎左端軸承支點位置0.0000軸承類型區(qū)1柱滾子訥承軸承特征外圈單向無檔邊軸承型號HF 313抽承內徑加砧55. X00軸甬:外徑血）140.0000基玄額定動載荷W灑.0000基本額定靜載荷W135.0000水羊方向良力2172.9027豎直方向反力5559 9762柩向反力曲）&353.1209軸向反力000.0000判斷栗數(shù)経向載荷系數(shù)1.0000軸向載荷索救0.0000當雖動載荷00S353.1209預期壽