慢動卷揚機傳動裝置課程設計

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文檔簡介

1、　　機械設計課程設計成果說明書　　題目：慢動卷揚機傳動裝置設計　　學生姓名： 　　學號： 　　學院： <

2、;/p>　　班級： 　　指導教師： 　　目錄　　一、設計任務書3　　二、傳動裝置

3、的總體設計4　?。ㄒ唬﹤鲃臃桨傅姆治龊蛿M定4　　（二）電動機的選擇4　?。ㄈ﹤鲃友b置的總傳動比的計算和分配：5　　（四）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算5　　三、傳動零件的設計計算7<p&g

4、t;　?。ㄒ唬￢型帶及帶輪的設計計算7　　（二）高速級齒輪的設計計算12　?。ㄈ┑退偌夶X輪的設計計算16　　四、軸系零件的設計計算17　?。ㄒ唬┹S的設計計算17　　1、輸入軸的設計計算17&l

5、t;p>　　2、中間軸的設計計算22　　3、輸出軸的設計計算28　　（二）滾動軸承的校核33　　五、減速器的潤滑設計37　　六、箱體、機架及附件的設計37　?。ㄒ唬p速器箱體的結構設計38

6、　　（二）、減速器箱體的附件設計39　　設計小結42　　參考資料42　　一、設計任務書　　１、原始數(shù)據(jù)</b

7、>　?。?、已知條件　　1）鋼繩拉力F；　　2）鋼繩速度V；　　3）滾筒直徑D；<p

8、>　　4）工作情況：單班制，間歇工作，經(jīng)常正反轉，啟動和制動，載荷變動??；　　5）工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C左右，三相交流電；　　6）使用折舊期10年，3年大修一次；　　7）制造條件及生產(chǎn)批量：專門機械廠制造，小批量生產(chǎn)。　　8）提升

9、速度允許誤差±5% 。　?。?、參考傳動方案　　二、傳動裝置的總體設計　?。ㄒ唬﹤鲃臃桨傅姆治龊蛿M定　　1、將帶傳動布置于高速級　　將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系

10、統(tǒng)結構緊湊，勻稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點。　　2、選用閉式斜齒圓柱齒輪　　閉式齒輪傳動的潤滑及防護條件最好。而在相同的工況下，斜齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結構簡單、緊湊。而且加工只比直齒輪多轉過一個角度，工藝不復雜。&l

11、t;p>　　3、將傳動齒輪布置在距離扭矩輸入端較遠的地方　　由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布置在距扭矩輸入端較遠的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象，使軸能獲得較大剛度。　　綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性　?。ǘ╇妱訖C的選擇<

12、/b>　　1、選擇電動機類型　　按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。　　2、選擇電動機的容量　　電動機工作功率為kW, kW　　因此

13、 KW　　由電動機至運輸帶的傳動效率為　　式中：分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。　　取，（滾子軸承），（齒輪精度為8級，不包括軸承效率），，則　　所以<

14、;b>　　3、確定電動機轉速　　卷筒工作轉速為　　按指導書上表1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比，二級圓柱齒輪減速器傳動比，則總傳動比合理范圍為，故電動機的轉速范圍為　　符合這一范圍的同步轉速有750 和1500 。&

15、lt;p>　　根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有二種適用的電動機型號，因此有兩種傳動比方案，　　如表：　　綜合考慮電動機和傳動裝置的重量、噪聲和帶傳動、減速器的傳動比，可見方案1比較適合，因此選定電動機型號為Y132M-8，其主要性能見下表：　?。ㄈ﹤鲃友b置的總傳動比的

16、計算和分配　　1、總傳動比　　2、分配傳動裝置傳動比　　式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。　　為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為：</p

17、>　　3、分配減速器的各級傳動比　　展開式布置?？紤]潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相近,可由指導書圖12展開式曲線查得，則。　?。ㄋ模﹤鲃友b置的運動和動力參數(shù)計算　　1、各軸轉速　?、褫S

18、 　?、蜉S 　?、筝S 　　2、各軸輸入功率　?、褫S

19、　?、蜉S 　　Ⅲ軸 　　卷筒軸 　　3、各軸輸出功率　　Ⅰ軸 </p

20、>　　Ⅱ軸 　?、筝S 　　卷筒軸 　　4、各軸輸入轉矩　　電動機軸輸出轉矩 <

21、/p>　?、褫S 　　Ⅱ軸 　?、筝S 　　卷筒軸 　　5、各軸輸出轉

22、矩　?、褫S 　?、蜉S 　　Ⅲ軸 　　卷筒軸 　　運

23、動和動力參數(shù)計算結果整理于下表：　　三、傳動零件的設計計算　?。ㄒ唬￢型帶及帶輪的設計計算　　1、確定計算功率　　由書本表8-7查得工作情況系數(shù)，故　　2、選擇V帶的帶型&l

24、t;/b>　　根據(jù),由書本圖8-11選用A型帶。　　3、確定帶輪的基準直徑、實際傳動比并驗算帶速V　　1）初選小帶輪的基準直徑。由書本表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑。　　2)驗算帶速V <

25、p>　　因為5m/s<V<30m/s,故帶速合適。　　3）計算大帶輪的基準直徑　　，圓整為。　　4、確定V帶的中心距和基準長度　　1）由得，初定中心距。　　2) 計算帶所需的

26、基準長度　　由表8-2選帶的基準長度。　　3）計算實際中心距　　中心距的變化范圍為。　　驗算小帶輪上的包角　　6、計算帶的根數(shù)Z<

27、/b>　　1）由，查表8-4a得。　　根據(jù)和A型帶，查表8-4b得。　　查表8-5得，表8-2得,于是　　2）計算V帶的根數(shù)Z　　，取8根。

28、7、計算單根V帶的初拉力的最小值　　由表8-3得A型帶的單位長度質量,所以　　應使帶的實際初拉力。　　8、計算壓軸力　　9、帶傳動主要參數(shù)匯總表　?。ǘ└咚偌夶X輪的設計計算

29、;　　1、選精度等級、材料及齒數(shù)　　1）材料及熱處理　　由表10-1選得小齒輪的材料均為（調(diào)質），硬度為280HBS；　　大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質），硬度為240HBS，二者的硬度差為40HBS。　　2）精度等

30、級選用8級,選取小齒輪比為，則大齒輪,取，螺旋角　　2、按齒面接觸強度設計　　由設計公式進行試算，即　　1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　1>試選載荷系數(shù)。　　2>計算小齒輪傳遞的轉矩

31、　　3>由表10-7取。　　4>由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。　　5>由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。　　6>由式計算應力循環(huán)次數(shù)　　7>由圖1

32、0-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。　　8>計算接觸疲勞許用應力(失效概率1%,安全系數(shù)S=1)　　9>許用接觸應力。　　10>由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。　　11>由圖10-26查得，，則。

33、　　2）計算　　1>試計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得　　2>計算齒輪的圓周速度　　3>計算齒寬b及模數(shù)　　4>計算縱向重合度

34、　　5>計算載荷系數(shù)　　已知使用系數(shù)，根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)由表10-3查得,從表10-4查得,由圖10-13查得=1.35,故載荷系數(shù)　　6>按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑　　7>計算模數(shù)&l

35、t;/b>　　3、按齒根彎曲強度設計　　由式　　1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　1>計算載荷系數(shù)　　2>根據(jù)縱向重合度,從圖10-28查得

36、螺旋角影響系數(shù)。　　3>由圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限　　4>由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　　5>計算彎曲疲勞許用應力　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4

37、　　6>查取齒形系數(shù)　　由表10-5查得 　　7>查取應力校正系數(shù)　　由表10-5查得 　　8>計算大小齒輪的并加以比較</p&g

38、t;　　經(jīng)比較得大齒輪的數(shù)值大。　　9>計算當量齒數(shù)　　2) 設計計算　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接

39、觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 　　，取，　　則，取。　　4、幾何尺寸計算　　1&g

40、t;計算中心距　　將中心距圓整后取。　　2>按圓整后的中心距修整螺旋角　　因值改變不大，所以參數(shù)、、等不必修正。　　3>計算大小齒輪的分度圓直徑

41、;　　4>計算齒輪寬度　　取齒寬：=75mm, =80mm　　（三）低速級齒輪的設計計算　　1、選精度等級、材料及齒數(shù)　　1）材料及熱處理　　由表10-1選得小齒

42、輪的材料均為（調(diào)質），硬度為280HBS；　　大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質），硬度為240HBS，二者的硬度差為40HBS。　　2）精度等級選用8級,選取小齒輪比為，則大齒輪,取，螺旋角　　2、按齒面接觸強度設計　　由設計公式進行試算，即<p&

43、gt;　　1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　1>試選載荷系數(shù)。　　2>計算小齒輪傳遞的轉矩　　3>由表10-7取。　　4>由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。　　5>

44、;由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。　　6>由式計算應力循環(huán)次數(shù)　　7>由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。　　8>計算接觸疲勞許用應力(失效概率1%,安全系數(shù)S=1)　　9>許用

45、接觸應力　　10>由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。　　11>由圖10-26查得，，則。　　2）計算　　1>試計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得　　2>

46、計算齒輪的圓周速度　　3>計算齒寬b及模數(shù)　　4>計算縱向重合度　　5>計算載荷系數(shù)　　已知使用系數(shù)，根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)由表10-3查得,從表10-4查得

47、,由圖10-13查得=1.35,故載荷系數(shù)　　6>按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑　　7>計算模數(shù)　　3、按齒根彎曲強度設計　　由式　　1

48、）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　1>計算載荷系數(shù)　　2>根據(jù)縱向重合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。　　3>由圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限　　4>由圖10-18查得彎曲

49、疲勞壽命系數(shù) 　　5>計算彎曲疲勞許用應力　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1 　　6>查取齒形系數(shù)　　由表10-5查得 　　7>查

50、取應力校正系數(shù)　　由表10-5查得 　　8>計算大小齒輪的并加以比較　　經(jīng)比較得大齒輪的數(shù)值大。　　9>計算當量齒數(shù)　　2

51、) 設計計算　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 　　，取，<

52、;b>　　則，取。　　4、幾何尺寸計算　　1>計算中心距　　將中心距圓整后取。　　2>按圓整后的中心距修整螺旋角<

53、/p>　　因值改變不大，所以參數(shù)、、等不必修正。　　3>計算大小齒輪的分度圓直徑　　4>計算齒輪寬度　　取齒寬：=98mm, =103mm　　高、低速級齒輪參數(shù)</b

54、>　　四、軸系零件的設計計算　　1、輸入軸的設計計算　　1）輸入軸上的功率、轉速及轉矩　　2）求作用在齒輪1上的力　　因已知齒輪分度圓直徑　　3）初步確定軸的最小直徑</p&g

55、t;　　先按式（15—2）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。根據(jù)表15—3，取，于是得：　　4）軸的結構設計　　擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示　　根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。

56、　<1根據(jù)計算的最小直徑取軸的直徑=39mm。為了滿足帶輪得軸向定位要求，1-2軸右端需制出一軸肩，故2-3段得直徑由帶輪寬度確定。　　<2初步選擇滾動軸承。　　因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單列圓錐滾子軸承，其型號為30209，其尺寸為,查得a=17,根據(jù)軸肩選；而

57、。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，因此，取。　　<3取4-5段的直徑；取安裝齒輪處的軸段5-6的直徑，根據(jù)齒輪寬度80mm,取。　　<4軸承端蓋的總寬度為32mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，及便于對軸承添加潤滑脂的要求。取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離，L=26mm故取。　　<5考慮到箱體的鑄造誤

58、差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取是，則。。　　致此已初步確定了軸的各段直徑和長度。　　軸上零件的周向定位　　帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面=39mm，查表查得平鍵截面，鍵長為56mm，它們之間的配合采用。

59、　確定軸上的圓角和倒角尺寸　　參考表15-2，取軸端倒角為mm，左段2、3、4處軸肩的倒角為mm,右端軸肩角半徑R=2mm。　　5）求軸上的載荷　　首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,從上已經(jīng)知道,對于圓錐滾子軸承30209,由手冊中可查得a=18.6mm,作為簡支梁的軸的支

60、承跨距。對軸進行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。　　對水平面進行計算：　　對垂直面進行計算：　　求總的彎矩，即合成彎矩：　　扭矩<p

61、>　　6）按彎曲合成應力校核軸的強度　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，由上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6則：　　前以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，查表的＝60Mpa,因此<，故安全。　　7）精確校核軸的疲勞強度&l

62、t;p>　　1>判斷危險截面　　從受載情況來看，截面c上的應力最大，截面c上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。因而只需校核截面5左右兩側即可。　　2>截面5左側

63、抗彎截面系數(shù)：　　抗彎截面系數(shù)：　　截面左側的彎矩M為：　　截面上的扭矩T為：T=317000N.mm　　截面上的彎曲應力：<b

64、>　　截面上的扭轉應力：　　材料45鋼，調(diào)質處理，查表15-1得，，。　　截面上由于軸肩形成的理論應力集中系數(shù)：　　因查得，　　由附圖3-1得軸材料的敏性系數(shù)：，<p&

65、gt;　　應力集中系數(shù)為：　　由附圖3-2查得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)。　　軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù)：　　軸未進行表面強化處理，即，則得綜合影響系數(shù)：　　碳鋼的特性系數(shù)：，取=0.1

66、　　，取　　計算安全系數(shù)，則得：　　故可知其安全。　　3>截面5右側　　抗彎截面系數(shù)：<

67、/p>　　抗彎截面系數(shù)：　　截面左側的彎矩M為：　　截面上的扭矩T為：T=317000N.mm　　截面上的彎曲應力：　　截面上的扭轉應力：</b

68、>　　過盈配合處的值，由附表3-8求出，并取　　軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù)：　　計算安全系數(shù)，則得：　　故可知其截面右側強度也是足夠的。　　2、中間軸的設計計算　　1

69、）中間軸上的功率、轉速及轉矩　　2）求作用在齒輪3上的力　　因已知齒輪分度圓直徑　　3）初步確定軸的最小直徑　　先按式（15—2）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。根據(jù)表15—3，取，于是得：

70、　　4）軸的結構設計　　1>擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示　　2>根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。　　<1根據(jù)計算的最小直徑顯然是安裝軸承的直徑，取軸的直徑。因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取

71、單列圓錐滾子軸承，其型號為30209，其尺寸為,查得a=18.6,而，因此。5-6軸段左端需制出一軸肩，故取，因齒輪的寬度為75mm，故取。軸肩高度h>0.07d，取h=6mm，直徑。　　<2為了滿足軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，齒輪3的寬度為130mm，故取。　　<3取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離為15mm，考

72、慮考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取是，，。兩齒輪的距離c=20mm，故取。　　致此已初步確定了軸的各段直徑和長度。　　軸上零件的周向定位　　齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面，查表查得平鍵截面，鍵長為90mm；按截面，查表查得平鍵截面

73、，鍵長為63mm它們之間的配合采用。　　確定軸上的圓角和倒角尺寸　　參考表15-2，取軸端倒角為，軸段2、6處軸肩的倒角為mm,軸段3、4、5的倒角為R=2mm。　　5）求軸上的載荷　　首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,從上已經(jīng)知道

74、,對于圓錐滾子軸承30211,由手冊中可查得a=18.6mm,作為簡支梁的軸的支承跨距。對軸進行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。　　對水平面進行計算：　　對垂直面進行計算：　　求總的彎矩，即合成彎矩：&

75、lt;b>　　扭矩　　6）按彎曲合成應力校核軸的強度　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，由上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6則：　　前以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，查表的＝60Mpa,因此<，故安全。7）精確校核軸的疲勞

76、強度　　1>判斷危險截面　　從受載情況來看，截面c上的應力最大，截面c上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。因而只需校核截面5左右兩側即可。　　2>截面5左側<

77、p>　　抗彎截面系數(shù)：　　抗彎截面系數(shù)：　　截面左側的彎矩M為：　　截面上的扭矩T為：T=1298000.mm　　截面上的彎曲應力：

78、　　截面上的扭轉應力：　　材料45鋼，調(diào)質處理，查表15-1得，，。　　截面上由于軸肩形成的理論應力集中系數(shù)：　　因查得，　　由附圖3-1得軸材料的敏性系數(shù)：，&l

79、t;/p>　　應力集中系數(shù)為：　　由附圖3-2查得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)。　　軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù)：　　軸未進行表面強化處理，即，則得綜合影響系數(shù)：　　碳鋼的特性系數(shù)：，

80、取=0.1　　，取　　計算安全系數(shù)，則得：　　故可知其安全。　　3>截面5右側　　抗彎截面系

81、數(shù)：　　抗彎截面系數(shù)：　　截面左側的彎矩M為：　　截面上的扭矩T為：T=1298000N.mm　　截面上的彎曲應力：

82、　　截面上的扭轉應力：　　過盈配合處的值，由附表3-8求出，并取　　軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù)：　　計算安全系數(shù)，則得：　　故可知其截面右側強度也是足夠的。　　3、輸出軸的設計計算</p&

83、gt;　　1）輸入軸上的功率、轉速及轉矩　　2）作用在齒輪1上的力　　因已知齒輪分度圓直徑　　3）初步確定軸的最小直徑　　先按式（15—2）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。根據(jù)表15—3，取，于是得：&l

84、t;p>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸得直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。查表14-1,考慮到轉矩變化很小,故取KA=1.3,則聯(lián)軸器的轉矩計算，，按照計算轉矩T應小于聯(lián)軸器公稱轉矩得條件，查手冊。　　選用HL 7型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為6300000N·mm。聯(lián)軸器的孔徑，故取，半連軸器長度L＝172mm，半連軸器與軸配合的

85、轂孔長度＝132mm。　　4）軸的結構設計　　1>擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示　　2>根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。　　<1為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，7-8軸段左端需制出一軸肩，故6-7段得直徑

86、。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=95mm。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故7-8段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。　　<2初步選擇滾動軸承。　　因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求，并根據(jù)=90mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取單列圓錐滾子軸承，其型號為30219，其尺寸為,查得a=34

87、.5,根據(jù)軸肩選；而。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，因此，取。　　<3取安裝齒輪處的軸段2-3的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為98mm，為了使套筒端面可靠地壓緊輪齒，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=8mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b>1.4h，取。

88、;　　<4軸承端蓋的總寬度為32mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆，及便于對軸承添加潤滑脂的要求。取端蓋的外端面與樂趣、聯(lián)軸器的端面間的距離，l=30mm故取，。　　致此已初步確定了軸的各段直徑和長度。　　軸上零件的周向定位　　聯(lián)軸器、齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，按截面，查表

89、查得平鍵截面，鍵長為90mm；按截面，查表查得平鍵截面，鍵長為110mm，它們之間的配合采用。　　確定軸上的圓角和倒角尺寸　　參考表15-2，取軸端倒角為，軸肩圓角半徑R=2.5mm。　　5）求軸上的載荷　　首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的

90、計算簡圖,從上已經(jīng)知道,對于圓錐滾子軸承30218,由手冊中可查得a=34m,作為簡支梁的軸的支承跨距。對軸進行計算并做出彎矩圖和扭矩圖。　　對水平面進行計算：　　對垂直面進行計算：　　求總的彎矩，即合成彎矩：&l

91、t;p>　　扭矩　　6）按彎曲合成應力校核軸的強度　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，由上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6則：　　前以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，查表的＝60Mpa,因此<，故安全。&l

92、t;/p>　　7）精確校核軸的疲勞強度　　1>判斷危險截面　　從受載情況來看，截面c上的應力最大，截面c上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。因而只需校核截面5左右兩側即可。　　2>

93、截面4左側　　抗彎截面系數(shù)：　　抗彎截面系數(shù)：　　截面左側的彎矩M為：　　截面上的扭矩T為：T=N.mm　　截面上的

94、彎曲應力：　　截面上的扭轉應力：　　材料45鋼，調(diào)質處理，查表15-1得，，。　　截面上由于軸肩形成的理論應力集中系數(shù)：　　因查得，<p

95、>　　由附圖3-1得軸材料的敏性系數(shù)：，　　應力集中系數(shù)為：　　由附圖3-2查得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)。　　軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù)：　　軸未進行表面強化處理，即，則得綜合影響系數(shù)：</p&

96、gt;　　碳鋼的特性系數(shù)：，取=0.1　　，取　　計算安全系數(shù)，則得：　　故可知其安全。　　3>截面5右側

97、　　抗彎截面系數(shù)：　　抗彎截面系數(shù)：　　截面左側的彎矩M為：　　截面上的扭矩T為：T=3847720N.mm　　截面上的彎曲應力：</

98、p>　　截面上的扭轉應力：　　過盈配合處的值，由附表3-8求出，并取　　軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù)：　　計算安全系數(shù)，則得：　　故可知其截面右側強度也是足夠的。<

99、;p>　　致此，軸的設計計算即告結束。　?。ǘL動軸承的校核　　高速軸上軸承的壽命計算　　軸承型號為30209，查表得基本額定動載荷C=67800N,查得溫度系數(shù)。　　求軸承所受的徑向載荷Fr　　故<

100、;/b>　　求軸承的計算軸向力　　對于圓錐滾子軸承，其派生軸向力　　求比值　　查表的e=0.44<b&g

101、t;　　4）計算當量載荷P　　查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為　　查表取=1.2-1.8，取=1.5，則　　驗算軸承的壽命　　計算得軸承預期壽命<

102、;p>　　因為，所以按軸承1的受力大小驗算。　　所以軸承滿足壽命要求。　　中間軸上軸承的壽命計算　　高速軸上軸承的壽命計算　　軸承型號為30219，查表得基本額定動載荷C=228000N,查得溫度系數(shù)。　　求軸承所受的徑向

103、載荷Fr　　故　　求軸承的計算軸向力　　對于圓錐滾子軸承，其派生軸向力　　故軸承2放松，軸承1被壓緊。　　因此<

104、;/p>　　求比值　　查表的e=0.42　　4）計算當量載荷P　　查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為　　對軸承1

105、 　　對軸承2 　　查表取=1.2-1.8，取=1.5，則　　驗算軸承的壽命　　計算得軸承預期壽命<p

106、>　　因為，所以按軸承1的受力大小驗算。　　所以軸承滿足壽命要求。　　五、減速器的潤滑設計　　1)齒輪和軸承潤滑的目的：　　潤滑的目的是為了減少摩擦及摩損，延長疲勞壽命，排出摩擦熱、冷卻，也有防止生銹、腐蝕的效果。<b

107、>　　齒輪的潤滑：　　減速器內(nèi)的傳動零件的潤滑，通常有油池浸油潤滑和噴油潤滑。而浸入油中的圓周速度小于12m/s，才適合浸油潤滑，此減速器的大齒輪的圓周速度小于12m/s，所以，選用浸油潤滑是比較合理的。浸油高度取為35mm。　　根據(jù)齒輪的運轉速度、載荷大小、工作環(huán)境和潤滑裝置等各種主要要素，選用N150中負荷工業(yè)齒輪用油，它的

108、運動黏度135～165㎡/s（40°），75.9～91.2㎡/s（50°）；閃點170℃；凝點-8℃。　　滾動軸承的潤滑　　因為浸油齒輪的圓周速度在1.5～2m/s以上，靠近機體旁的4個軸承，可以采用飛濺潤滑?？拷鼨C體內(nèi)油的飛濺直接潤滑軸承或經(jīng)機體剖分面上的油溝，然后流進軸承進行潤滑。</p

109、>　　減速器的密封　　密封的目的：　　為了防止減速器內(nèi)的潤滑劑泄出，防止灰塵、切削微粒及其他雜物和水分侵入，減速器中的軸承等其他傳動部件、減速器箱體等都必須進行必要的密封，以保持良好的潤滑條件和工作環(huán)境，使減速器達到預期的工作壽命。而同軸式二級減速器的

110、密封部位主要在軸伸端處和箱體接合面處。　　密封方法：　　軸伸端處的密封　　在輸入或輸出軸的外伸處，為了防止灰塵、水汽及其他雜質滲入，引起軸承急劇磨損和腐蝕，以及潤滑油外漏，都要求在端蓋軸孔內(nèi)裝密封件。<p&g

111、t;　　在輸入軸的外伸端處，采用毛氈密封；在輸出軸的外伸端出，軸徑比較大，故利用安裝溝槽使密封圈受到壓縮而密封，在介質壓力的作用下產(chǎn)生自緊作用而增強密封效果。　　箱體接合面的密封　　箱座與箱蓋的密封常在箱蓋與箱座接合面上涂上密封膠或水玻璃的方法實現(xiàn)。為了提高接合面的密封性，可在箱座接合面上開油槽使?jié)B入接合面之間的潤滑

112、油重新流回箱體內(nèi)部。　　六、箱體、機架及附件的設計　?。ㄒ唬p速器箱體的結構設計　　減速器箱體結構尺寸(由手冊上查得近似值)　?。ǘ?、減速器箱體的附件設計　　1)油塞

113、　　為了排除油污，更換減速器箱體內(nèi)的油污，在箱體底部油池的最低處設置有排油孔。排油孔設置在箱體底部油池的最低處，箱體內(nèi)底面常做成1°～1.5°外斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡。排油孔平時用放油螺塞堵住。　　放油螺栓和密封圈的結構尺寸（JB1000—1977）　　2)油杯</b&

114、gt;　　同軸式二級減速器中間支座上的軸承采用脂潤滑，而潤滑脂只能做間歇供應潤滑脂，螺旋式油杯中裝滿油脂后，旋動上蓋即可將潤滑脂擠入軸承中。　　螺旋式油杯的結構尺寸（GB/T 1154-1989）　　3)地腳螺栓　　將機座固定在地基上

115、，專門用地腳螺栓，它的直徑已確定為M24　　地腳螺栓的結構尺寸（GB/T 799-1988）　　4)油標　　油標用來指示箱內(nèi)油面高度，它應設置在便于及油面穩(wěn)定之處，如低速級傳動零件附近。而在這里選用桿式油標。　　桿式

116、油標的結構尺寸　　5)通氣器　　通氣器用于通氣，能使熱膨脹氣體及時排出，保證箱體內(nèi)、外氣壓平衡一致，以避免由于運轉時箱內(nèi)油溫升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油沿箱體接合面、軸伸及其他縫隙滲漏出來。　　因為此減速器工作環(huán)境灰塵較大，應選用網(wǎng)式通氣器</

117、p>　　設計小結　　這次課程設計，我們用了整整兩個禮拜去完成，雖然工作量很大，花費的時間也多。但收費也很豐富。設計慢動卷揚機傳動裝置的各個零部件。不僅將這本的《機械設計》書看了多遍，還起到復習鞏固的效果。　　對于機械設計我抱著嚴謹?shù)膽B(tài)度，認真完成了老師布置的任務。進一步加深對設計過程的一種

118、淺層接觸。在設計過程中，需要不斷地修改，不斷的完善。設計的整個過程都是相關的，既要考慮單個，又要考慮整體。同時也了解自己在哪方面需要去加強。其實設計過程中碰到的瓶頸，就想人生一樣，你以為走到了一個死胡同，就寸步難行，其實不然，只要認真取思考，冷靜的去處理，難題就可迎刃而解。這讓我對于自己的弱點有更進一步的了解，明白只要認真去做一件事，也許這個過程中會出現(xiàn)很多問題，但最終一切就會自然而然地發(fā)展下去。

119、;　　參考書目及文獻　　[1] 紀名剛、濮良貴主編，《機械設計》，高等教育出版社，2004　　[2] 羅圣國、李平林主編，《機械設計課程設計指導書》（第二版），高等教育出版社，1990　　[3] 王知行、劉廷榮主編，《機械原理》，高等教育出版社，1999

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