电动卷扬机传动装置设计

1、设计题

目………………………………………………………………32、系统总体方案的确

定…………………………………………………3

2.1 系统总体方案………………………………………………………………32.2 系统方案总体评价…………………………………………………………4

3、传动系统的确

定………………………………………………………4

3.1 选择电动机类型……………………………………………………………4

4、传动零件的设

计………………………………………………………7

4.1 减速器的蜗杆传动设计……………………………………………………74.1 开式直齿圆柱齿轮设计…………………………………………………14

5、轴系零件的设计……………………………………………………17

5.1 蜗杆轴的设计……………………………………………………………175.2 蜗轮轴的结构设计………………………………………………………23

6、滚动轴承的选择及验算……………………………………………297、键的选择计算及强度校核…………………………………………338、润滑的选择…………………………………………………………349、蜗杆传动的热平衡计算……………………………………………3510、 联轴器的选择……………………………………………………3511、 箱体的大体结构设计……………………………………………3512、 参考文献…………………………………………………………3813、 附录Ⅰ设计任务书………………………………………………39

附录Ⅱ （1）装配图 （2）零件图——箱体 （3）零件图——蜗轮轴 （4）零件图——蜗杆轴计 算 及 说 明主 要 结 果1 设计题目1.1设计题目 设计一电动卷扬机传动装置，间歇工作，每班工作时间不超过15%，每次工作时间不超过10min，满载起动，工作有中等振动，两班制工作，小批量生产，钢䋲速度允许误差±5％，设计寿命10年。传动简图及设计原始参数如表：数据编号钢䋲拉力 钢䋲速度 F（KN）V（m/s）12滚筒直径D（mm）440811 表1-1 原始数据2 系统总体方案的确定2.1系统总体方案 电动机→传动系统→执行机构，初选三种传动方案，如下： 图2.1 二级圆柱齿轮传动2计 算 及 说 明主 要 结 果 图2.2 蜗轮蜗杆减速器 图2.3 二级圆柱圆锥减速器2.2系统方案总体评价比较上述方案，在图2.2中，此方案为整体布局小，传动平稳，而且可以实现较大的传动比，由于卷扬机要求的工作环境恶劣。适合所需要的工作条件。图2.1中的方案振动大。图2.3中的方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。最终方案确定：采用蜗轮蜗杆减速器，其传动系统为：电动机→传动系统→执行机构（如下图）选择方案23计 算 及 说 明主 要 结 果 图2-4 选择方案Pw2.2kw3 传动系统的确定3.1 选择电动机类型按工作要求和条件，选用三相笼式异步电动机，封闭式结构，电压380V，YZR型。0.593.1.1选择电动机1、选择电机的容量由于钢䋲速度 F=11000N，功率v=12m/min=0.2m/s, 钢䋲的拉力PwFV11000N0.2m/s2.2kw （3-1）这里的功率只是工作所需的功率，还应该包括各零件之间消耗的功率，传动系数的总效率 1223440.9920.70.9840.940.59 （3-2）其中，1——弹性联轴器效率。取0.99pd3.73kwnw70.94r/min4计 算 及 说 明主 要 结 果2——蜗杆蜗轮传动效率。取0.73——滚动轴承效率。取0.984——圆柱斜齿轮传动效率。取0.94电机所需功率(kw)为pdpw2.2kw0.593.73kw （3-3） 2、确定电动机转速电动机型号YZR160M1-6 钢䋲工作转速为nw601000Dn0933r/min35070.94r/min（3-4）D60100012 按推荐的传动比合理范围，查表可知蜗杆传动比一般为i=10～80，故电动机转速的可选范围为'n'dianw(10~80)70.94709.4~5756.2r/min符合这一范围的有750，1000，1500r/min，三个转速，但根据电动机的工作要求，适合起要求的就只有YZR型电动机，由书[3]中854页表19-33查得电动机的数据，选择电动机型号为YZR160M1-6.其额定功率5.5kw,满载转速933r/min,可从电动机产品目录中查出电动机的中心高为165mm，外伸轴段D×E=48mm×110mm。电动机型号为YZR160M1-6，满载转速为 n0933r/min。设计方案分析蜗杆传动为一级减速，不存在传动比的分配。传动比为inn093331.130。在已i107.4i130i23.58n1933n2n331.1n48.69选出电动机型号后，应将传动装置中各轴的传动功率、转速转矩计算出来，为传动零件和轴的设计计算提供依据。3.1.2运动和动力参数的计算1、传动比的分配5计 算 d及 12说 明主 要 结 果钢䋲的速度 nv3.140.448.698.69r/minp13.69p22.48p32.455p42.216总的传动比 i933r/min107.4由于蜗杆蜗轮减速器是传递动力的，所以取 i130则直齿圆柱齿轮的传动比i2为 i2i107.43.58i1302、各轴的转速(r/min)计算n1933n2n3933n431.13031.1T137.77T2761.54T3753.873.588.693、各轴输入功率(kw)计算 T42435.3p1pd:13.730.993.69p2p1:2:323.690.70.9822.48p3p2:12.480.992.455p4p3:4:322.4550.940.9822.2164、各轴输入扭矩(N:m)的计算T19550T29550p1p2n1n295503.6993337.7795502.483.11761.54T39550T49550p3p4n3n495502.45531.1753.8795502.2168.692435.3表3.1 各轴运动与动力参数轴号1234功率3.692.482.4552.216转矩37.77761.54753.872435.3转速93331.131.18.69ZI型蜗杆效率Lh8640h6计 算 及 说 明主 要 结 果4 传动零件的设计4.1减速器的蜗杆传动设计该传动为一闭式蜗杆减速器中的蜗杆传动，输入功率P=3.69kw,转速n1933r/min传动比为i130，满载起动，工作中有中等振动，其寿命为Lh815%2360108640h1、选择蜗杆的设计类型考虑到传递功率不，转速较低，根据GB/T10085—1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）传动，精度8f级。2、选择材料考虑到传递功率不，转速较低，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。工作中有中等振动，满载起动，故蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。 3、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。由书[1]式（11-12），传动中心距 （4-1） 确定中心距。（1）确定作用在蜗轮上的转矩T2根据表3-1作用在蜗轮上的转矩 T2=421.93Nm （2）、确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K1.4；由参考书目[1]表11-5选取使用系数KA1.15；由于转速不高，7T2=421.93NmZZK1.69a3KT2E [H]2ZE160MP1/2计 算 及 说 明主 要 结 果冲击不大，可取动载系数KV1.05；则 Z2.9KKAKKV1.151.41.051.69 （4-2） （3）、确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE160MP1/2（4）确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值N16122240KHN0.8528H228.55MPad1/a=0.35,可从参考书目[1]图11-18中可查得Z2.9。（5）确定许用接触应力H根据蜗轮材料用铸锡青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可从参考书目[3]表11-7中查得蜗轮的基本许用应力H268MP。应力循环次数 'a=200mmm=10mm，d190mmN60jn2Lh601933 寿命系数 KHN30864016122240 （4-3）Z'2.6571080.8528 （4-4）16122240'则 HKHNH0.8528268228.55MPa （4-5）（6）、计算中心距ZEZ1602.931.697615403KTa2 []228.55H174.40mm22pa31.4159mm，q9da1110df166 因i30，选择合适的传动比，则取中心距a=200mm,故从书[1]表11-2中查取得，模数m=10mm,蜗杆分度圆直径542'38\"，Sa15.7079d190mm。这时d1/a0.45，从参考书目[1]图11-18中可8计 算 及 说 明主 要 结 果查得接触系数Z'2.65，因为Z'Z，因此以上结果可用。z231，d23104、蜗杆和蜗轮的主要参数和几何尺寸（1）、蜗杆轴向齿距pam31.4159mm；直径系数q9;齿顶圆直径da1d12ha11092110110；齿根圆直径*df1d12(ha:mc*m)902(1100.210)66；分度圆da2326df2290.8rg371导程角542'38\"；蜗杆轴齿厚Sam15.7079；2z11;b183.68；右旋蜗杆。 （2）、蜗轮蜗轮齿数z231;蜗轮分度圆直径d2mz1031310；蜗轮喉圆半径da2d22ha231028326；蜗轮齿根圆直径df2d22hf31028(10.2)290.8；蜗轮咽喉母圆11半径rgada220032637。22v0.5045m/sv3.93m/s（3）求蜗轮的圆周速度，并校核效率，验算传动比，这时传动比误差为3130蜗轮的圆周速度 v2300.0333.3%是允许的。d2n26000031031.160000m/s0.5045m/s （4-5）滑动速度 vs6）5、蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核 由经验可知对闭式蜗杆传动通常只作蜗轮齿根弯曲疲劳d1n160000cos9093360000cos54238'\"m/s3.93m/s（4-zv31.47YFa22.549计 算 及 说 明主 要 结 果强度的校核计算。由参考资料书目[1]第251页公式11-13可得蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算公式为 F7） 式中：F——蜗轮齿根弯曲应力，单位为MP； YFa2——蜗轮齿形系数； Y——螺旋角影响系数；当量齿数 zvz2cos3Y0.95921.53KT2YFa2YF d1d2m（4-F41.11831.47 31cos35.71，根据x20,zv31.47，从书[1]中图11-9中查得齿形系数YFa22.54螺旋角系数 Y18）许用弯曲应力 FF:KFN 9）从书[1]表11-8中查得ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F56MPa，寿命系数 KFN6109F39.27MPa1400.9592 （4-'（4-8f GB/T 10089—1988'N6109161222400.7342 （4-10）' 所以，FF:KFN560.7342MPa41.118 F1.53KT2YFa2Yd1d2m8024883.30.9592MPa39.27MPa0.7151.531.69761540 ∴FF，满足弯曲强度要求。S0.785m210计 算 及 说 明主 要 结 果6、精度等级的公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传递的是动力，属于传递动力的机械减速器，从GB/T 10089—1988圆柱蜗杆蜗轮中选择8级精度，侧隙种类为f，其标准为 19887、热平衡核算 取润滑油的工作温度为80C，周围空气温度为20C，箱体表面传热系数d15wm2:c8f GB/T 10089—而滑移速度为 vs3.93ms由书[1]表11-18中查得当量摩擦角v1.37∴蜗杆的传动效率为1:2:30.95tantan()0.715 v11）蜗杆的传动功率，有前知 P2.48kw，所许的散热面积S1000P(1)（4-d(tt0)15(8020)0.785m210002.48(10.715)（4-12）8、绘制工作图（1）蜗杆因为蜗杆的结构单一，几何参数为所查资料得，根据经验可知不需对蜗杆的结构及刚度不做特别设计和验算。所以以下只列出了蜗杆的详细参数。表4-1 蜗杆参数传动类型蜗杆头数模数mZI型蜗杆副11011计 导程角螺旋线方向齿形角精度等级中心距配对蜗轮图号算 及 说 明主 要 结 果542'38\"右旋蜗杆8fa20200轴向齿距累积公差轴向齿距极限偏差蜗轮齿形公差fpxLfpxff1sx1sn10.0450.0250.040.22212.570.3120.22212.570.312 轴向螺旋剖面ha110 材料-----45钢（调质处理） （2）蜗轮的工作图 因为蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造，而蜗轮的直径较大，所以对蜗轮的结构设计是必要的。12计 算 及 说 明主 要 结 果 图4-1 蜗轮结构图蜗轮的结构如上图所示，齿圈厚度1.7m1.71017mm。在齿圈与轮芯联结处，采用螺栓连接式。通常采用H7/s6配合，并加台肩和螺栓固定，此蜗轮直径较大，采用6个螺钉平均分布。其直径为M15蜗轮轮毂厚度约为d'67mm。蜗轮的大体结构设计已完成，详细的结构尺寸见蜗轮的零件图。蜗轮主要参数如下表 表4-2 蜗轮参数传动类型蜗轮端在模数蜗杆头数导程角螺旋方向蜗杆轴向剖面内的齿形角mZI型蜗杆副101z1542'38\"右旋2013计 蜗轮齿数蜗轮变位系数中心距配对蜗杆图号精度等级蜗轮齿距累积公差齿距极限偏差蜗轮齿厚算 z2及 说 310200明主 要 结 果2a45钢蜗轮8fGB10089-1988Fpfpts20.0900.032z2103，z12915.700.16至此，蜗杆蜗轮传动设计完成。4.2开式直齿圆柱齿轮设计由前面的计算可知，输入功率P22.455kw，小齿轮的转速为31.1rmin，齿数比为i23.58，工作寿命为 Lh8640h，间隙工作，工作中有中等振动。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）、按所选的传动方案，选用开式直齿圆柱齿轮传动。2）、该传动为末级传动，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）3）、材料选择，由书[1]表10-1选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料差为40HBS。4）、选小齿轮的齿数为z129，大齿轮齿数为FE1500MPaFE2380MPaZE189.8MPa12Kt1.4d1z23.5829103.82，取z2103。2、开式直齿圆柱齿轮的设计由于该直齿圆柱齿轮传动为开式传动，所以采用齿根N11.61107N24.4910714计 弯曲强度设计算 及 说 明主 要 结 果KFN10.96,KFN21.0由弯曲强度设计公式m32KT1YFa:YSa:() （4-13）dz12F1）、确定公式内的各计算值 A、由书[1]图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限为FE2380MPa，由书[1]表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa2。1F1342.86MPaF2271.43MPaYFa12.65,YFa22.18B、初选载荷系数Kt1.4，由书[1]查表10-7选择齿宽系数为d1。C、由应力循环次数公式有Ysa11.58,Ysa21.79N60njLh 14）（4- N160n1jLh6031.18640161222401.61107YFa1YSa1120.01221N260n2jLh608.67864044945284.49107由书[1]表10-18查得弯曲疲劳寿命系数为YFa2YSa20.01438KFN10.96,KFN21.0D、计算弯曲疲劳应力取弯曲疲劳安全系数.S=1.4,由公式得KNlimS 15）∴F1 F2KFN1FE1SS0.965001.03801.4342.86MPa（4-m4KFN2FE21.4271.43MPa15计 算 及 说 明主 要 结 果E、查取齿形系数由书[1]表10-5可查得 YFa12.65,YFa22.18F、查取应力校正系数由书[1]表10-5可查得 Ysa11.58,Ysa21.79G、计算大小齿轮的YFa1YSa1YFaYSaH569.6MPa并加以比较122.651.58342.860.01221d1116mm2.181.79271.430.01438YFa2YSa2d2412mm大齿轮的数值大2）设计计算 为了延长开式齿轮传动的寿命，将所求得的模数适当增大15%，得ma264.0mmm(115%):m1.153.303.795圆整后，取m4。B1116mm,B2120mm 3）按接触疲劳强度校核H2.5ZE3 KFtu1:bd1u1.4129974.58569.6MPa1161163.58 （4-2.5189.8316） 由书[1]按图10-21d，由齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim600MPa ∴HH 以上结果可用4）几何计算A、计算分度圆直径 16计 算 及 说 明主 要 结 果Ft1839.33NFa14913.16NFr11788.24Nd1mz1429116mmd2mz24103412mmB、计算中心距a(d1d2)2(116412)2264.0mmC、计算齿面宽度 bd:d11116116mm 17）∴取B1116mm,B2120mm由于此传动不是减速器内的零件，所以不需要进行结构设计，至此，开式齿轮传动设计完毕。 5.轴系零件的设计（4-5.1 蜗杆轴的设计 1、确定输出轴上的功率P13.69kw，转速为n1933rmin转矩T137.77N:M 2、求作用在蜗杆上的力该蜗杆为右旋蜗杆，已知蜗杆的分度圆的直径为d190，dmin18.99mm所以作用在蜗杆上的力为Ft1Fa12F12F2d137770290839.33N4913.16Nd27615402310Fr1Ft2:tan4913.16tan20切向力Ft1、径向力Ft1、轴向力Ft1的方向分别如下图所示KA1.7Tca64209N:mm17计 算 及 说 明主 要 结 果FtFrFNV2FNH1FaFNV1FNV2FNH2d12=48mm图5-1 轴的受力图 3、初步确定轴的尺寸先按下式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，由书[1]表15-3取A0120mm，于是dminA03PIn112033.6993318.99mm （5-1）输出轴的最小直径按安装工艺显然是安装联轴器处的直径，假设为d12，为了使所选的轴的直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为TcaKA:T1 （5-2）由书[1]查表14-1，考虑到有中等振动，故KA取1.7，即KA1.7. ∴Tca1.73777064209N:mm按照计算转矩TcaKA:T1，应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014-1995资料[2]，选用TL5型弹性销联轴器，其公称转矩为125000N:mm，但考虑到电动机与此轴用联轴器相接，而电动机的芯轴直径为48mm，所以改用18d2355mm计 算 及 说 明主 要 结 果联轴器为TL7，该联轴器的孔径为48mm，故取d12=48mm，半联轴器的长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1280mml184mm。 4、轴的结构设计1）拟定轴的装配方案圆锥滚子轴承30312d34d7860mml34l7833.5mmd45d6772mmb1130mm 图5-2 轴的装配方案2）根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度A、为了满足联轴器的轴向定位要求1-2轴段右段需制出一轴肩，故2-3段直径d2355mm,右端用轴端挡圈定位，按轴段直径取挡圈直径D=58mm，半联轴器与轴配合的毂孔长为l1284mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴上，故1-2段的长度应略比l2短一些，现取d5665mml45l6710mml1280mm。B、初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故选用单列圆锥l56309mm19计 算 及 说 明主 要 结 果滚子轴承，参照工作要求，并根据d2355mm，由轴承产品目录中初选0基本游隙组，标准精度等级的单级圆锥滚子轴承30312，其尺寸为dDT60mm130mm33.5mm，故取d34d7860mm,且l34l7833.5mm，滚动轴承的另一边采用轴肩进行轴向定位，由资料[3]查得30312型轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此，取平键为14mm9mm70mmd45d6772mm。C、根据蜗杆倒角为1.245b1(110.06z2)m(110.0631)10128.6mm （5-3）∴取 杆的螺旋长度为130mm，根据蜗杆齿根圆直径为66mm，所以取d56的两端为65mm。D、假设轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装卸及便于轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面半联轴器的右端面的间距为l=30mm，故取l250mm,取轴肩的宽度为10，∴l45l6710mm。E、取蜗轮齿顶圆距离箱体的距离a =18mm，且箱体的壁厚为15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距离箱体外壁一段距离为s=8mm，已知滚动轴承的宽度为T=33.5mm ，蜗轮齿顶圆的直径为de2346mm，则 l56de22a22s2T20309mm则该轴的长度为526mm，至此，确定了轴的各段直径和长度。3）、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连接，初选平键为20计 算 及 说 明H7k6主 要 结 果，滚动轴14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为承与轴的周向定位是借过盈配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为k6。4）、确定轴上圆角和倒角尺寸参照书[1]表15-2取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角半径见零件图。5）、求轴上载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30212型圆锥滚子轴承，由参考资料[3]中查得a=26.5mm。因此，作简支梁的轴的支承跨距l2032406mm。根据轴的简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下图所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。有关计算公式查自参考书目[1]第363~365页。现将计算出的截面C处的结果列于下表： 表5-1 截面C处的载荷 载荷支反力F水平面H垂直面VFNH1FNH230.875NFNV1335NFNV21125NMV1228375N:mm弯矩MMH6267N:mmMV268005N:mm21计 总弯矩扭矩T算 及 说 明主 要 结 果M1(6267)2(228375)2228460N:mmM2(6267)2(68005)268293N:mmT37770N:mm此图为轴的结构图以及弯矩和扭矩图ca2.33MPaFt4913.16NFr1788.24N22计 算 及 说 明主 要 结 果Fa839.33N图5-3弯矩和扭矩图6）、按弯扭合成应力来校核轴的强度 进行校核时，通常只是校核轴上受最大弯矩和扭矩（即危险截面C）的强度。根据参考书目[1]公式15—5及上页的表中的数值，并取0.6，轴的抗弯截面系数取A0110d3320.1d3。轴的计算应力为dmin47.36mm（5-2M2(T3)2(228460)2(0.637770)2ca W0.160.832.33MPa7）前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由参考资料[1]的表15—1查得[1]60MPa。因此ca[1]，故此轴的各项要求是安全的。5.2蜗轮轴的结构设计 1、输出轴的功率P，转速n和转矩T，根据前面的计算知 KA1.5Tca1142310N:mmP22.48kw,n231.1r/min,T2761.54N:m 2、确定在齿轮在的力已知轴上的蜗轮的分度圆直径为 d2310mm ，则圆周力Ft2T227615404913.16N，d2310d12=48mml184mm径向力FrFttan204913.16tan201788.24N轴向力Fa载荷图。232T1237770839.33N，各力的方向见轴d190计 算 及 说 明主 要 结 果3、初步确定轴的最小直径 先按参考书[1]中15—2式初步估算轴的最小直径。按选取轴的材料为45钢，调质处理。根据[1]表15—3，取A0110，于是得dminA03Pn11032.4831.147.36mm （5-5）因为轴上开了一个键槽，所以轴的最小直径应增大约5%左右，则dmin47.36(15)%49.728mm，输出轴的最小直径按安装工艺显然是安装联轴器处的直径，假设为d12，为了使所选的轴的直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为由书[1]查表14-1，考虑到转矩变化很小，故KA取1.5，即KA1.5. Tca1.57615401142310N:mm 6） 按照计算转矩TcaKA:T1，应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014-1985资料[2]，选用HL4型弹性销联轴器，其公称转矩为1250000N:mm，半联轴器的孔径为48mm，故取d12=48mm，半联轴器的长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l184mm。4、轴的结构设计1）、拟定轴上零件的装配方案现采用的装配方案按下图所示（5-d2355mmD58mml1280mmd2355mm圆锥滚子轴承30212d34d8960mml34l8933.5mmd7872mm24计 算 及 说 明主 要 结 果d5672mml5683mmd6782mm， 图5-4 轴的装配方案l5610mm由于轴上零件只有一个蜗轮，则应该将蜗轮放在两轴承的中间，如此轴的受力才比较合理。2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A、为了满足半联轴器的轴向定位要求，1—2轴段右端需制出一轴肩，故取d2355mm；左端用于轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D58mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度l184mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1—2段的长度应比l 略短一些，现取 l1280mm。B、初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 l2350mml58162mml822.75mmd2355mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为dDT60mm130mm33.5mm，所以可取平键为bh14mm9mm70mmd34d8960mm；而为便于制造和测量，则 l34l8933.5mm 。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由参考资料[2]查得30212型轴承的定位轴肩高度6mm，因25计 算 及 说 明主 要 结 果此，取 d7872mm C、取安装齿轮处的轴段4—5 的直径d5672mm；齿轴端倒角为 1.245圆角半径均为2mm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87mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l5683mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=5mm ，则轴环处的直径 d6782mm。轴环宽度b>1.4h，取l6710mm。 D、轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装卸及便于轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面半联轴器的右端面的间距为l=30mm，故取l2350mm。E、取齿轮距箱体内壁之距a=18mm ，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ，取 s=8mm ，已知滚动轴承宽度 T=33.5mm ，因为此轴上只有一个零件，而且并没有其他零件在任何位置对轴的长度造成影响，则蜗轮应位于中心位置，所以 l58d12s2a11028218162mml822.75mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度3）、轴上零件的周向定位蜗轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按蜗轮用A型平键，按d5672mm由参考资料[2]，查手册得A型平键截面bh20mm12mm GB/T1096-1979，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm ，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选取蜗轮轮毂与轴的配合为 H7/n6 ；半联轴器与轴的联接，用平键为bh14mm9mm70mm，26计 算 及 说 明主 要 结 果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渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为k6.4）、确定轴上圆角和倒角尺寸参考资料[1]表15—2，取轴端倒角为 1.245 ，各轴肩处的圆角半径均为2mm。5）、求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30212型圆锥滚子轴承，由参考资料[3]中查得a=26.5mm。因此，作简支梁的轴的支承跨距l882176mm。根据轴的简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下图所示。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。有关计算公式查自参考书目[1]第363~365页。现将计算出的截面C处的结果列于下表：表5-2截面C处的载荷载荷支反力F弯矩M总弯水平面H垂直面VFNH1FNH2305.875NFNV1145614NFNV24NMV199.736N:mMH20.952N:mMV2276N:mM1101.912N:m27计 矩扭矩T算 及 说 明主 要 结 果M220.953N:mT753.87N:m此图为轴的结构图以及弯矩和扭矩图ca17.42MPa图5-5 弯矩和扭矩图6）、按弯扭合成应力来校核轴的强度28计 算 及 说 明主 要 结 果进行校核时，通常只是校核轴上受最大弯矩和扭矩（即危险截面C）的强度。根据参考书目[1]公式15—5及上页的表中的数值，并取0.6，轴的抗弯截面系数取C=162000NC0125000Nd3320.1d3。轴的计算应力为2M2(T3)2(101912)2(0.6753870)2ca W37.324810319.5MPa（5-7）前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由参考资料[1]的表15—1查得[1]60MPa。因此ca[1]，故此轴的各项要求是安全的。因为此轴不是特别重要的，所以此轴不需要进行精确校核轴的疲劳强度。至此，轴的设计计算已告结束。6 滚动轴承的选择及验算1、滚动轴承的选择，在设计轴时，预选的滚动轴承的型号为30312，其尺寸分别为FNV1154.94NFNV21633.3NdDT60mm130mm33.5mm'L8640h。预期寿命hFNH1FNH22456.58N2、滚动轴承的验算查参考资料[3]可知30212轴承的C=162000N，Fr12949.99NFr22461.46NC0125000N1）、蜗轮轴轴承e=0.35，Y=1.729计 校核算 及 说 明主 要 结 果Fd1723.96NA、求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2，将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（图b）和水平面（图c）两个平面力系。其中：图a中的Fte为通过另加转矩而平移到指向轴线；图b中的Fae亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上（上述两步转化图中均未画出）。由力分析可得：Fd2867.64NFa11563.29NFa2723.96NFNV18）Fre88Faed1602154.94N （5-FNV2FreFNV11788.24159.91633.3N 9）（5-FNH1FNH22456.58N 10）2222Fr1FNVF(1633.3)(2456.58)2949.99N1NH1（5-X10.4,Y11.7X21,Y20Fr2F2NV2F2NH2(159.94)(2454.58)2461.46N22 （5-11）B、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于3000型轴承，由书[1]按表13-7派生轴向力Fd由书[2]查表9-16轴承的有关系数，e=0.35，Y=1.7 承的派生力为2461.46723.96N 21.72949.99Fd2867.64N21.7Fd1Fr，2Yfp1.5P15756.38N。则轴P23692.19N按式（13-11）得轴向当量荷为 Fa1FaFd2839.33N723.96N1563.29NFa2Fd2723.96N30计 算 及 说 明主 要 结 果 C、求轴承的当量动载荷P1和P2 因为 Fa1F1563.290.52993er12949.99 Fa2F723.960.2941er22461.46由书目[1]表13—5分别查出径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 X10.4,Y11.7 对轴承2 X21,Y20 因轴承运转中有冲击载荷，按参考书目[1]表13—6，得fp1.2~1.8，取fp1.5。则P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.5(0.42949.991.71563.29)5756.38N（5-12） P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.5(12461.460723.96)3692.19N （5-13） FNV1249.54ND、验算轴承寿命 因为PFNV21538.7N1P2，所以按轴承1的受力大小验算（由前面的结果得L'FNH1FNH2419.665Nh8640h） L106CFr1488.25Nh60nFPr21594.9N11061016200036031.15756.383.25107hL'h故所选轴承可满足寿31计 命要求。算 及 说 明主 要 结 果Fd1143.6NFd2469.09N2）、蜗杆轴的轴承校核A、求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（图b）和水平面（图c）两个平面力系。其中：图a中的Fte为通过另加转矩而平移到指向轴线；图b中的Fae亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上（上述两步转化图中均未画出）。由力分析可得：Fa15382.25NFa2Fd2469.09NFNV1Fre171.5Faed3432249.54NFNV2FreFNV11788.24249.541538.7NFNH1FNH2419.665N22Fr1FNV(419.665)2(29.54)2488.25N1FNH12222Fr2FNVF(1538.7)(419.665)1594.9N2NH2X10.4,Y11.7X20.4,Y21.7Fr，2YB、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于3000型轴承，由书[1]按表13-7派生轴向力Fd由书[2]查表9-16轴承的有关系数，e=0.35，Y=1.7 承的派生力为488.25143.6N 21.71594.9Fd2469.09N21.7Fd1。则轴fp1.5P114017.69N按式（13-11）得轴向当量荷为 Fa1FaFd24913.16N469.09N5382.25NFa2Fd2469.09NC、求轴承的当量动载荷P1和P2P22153.12N32计 因为 算 及 说 明主 要 结 果Fa15382.2511.02eFr1488.25Fa2469.090.96eFr2488.25 bhl14mm9mm70mmbhl14mm9mm70mm由书目[1]表13—5分别查出径向载荷系数和轴向载荷系数为bhl20mm12mm70mm 对轴承1 对轴承2 X10.4,Y11.7X20.4,Y21.7因轴承运转中有冲击载荷，按参考书目[1]表13—6，得fp1.2~1.8，取fp1.5。则P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.5(0.4488.251.75382.25)14017.69NP110MPa （5-14）P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.5(0.41594.91.7469.09)2153.12N15）D、验算轴承寿命 （5-因为P1P2，所以按轴承2的受力大小验算（由前面的结果得L'h8640h） Lh10C10162000'57455hLh60nP6093314017.69166103故所选轴承可满足寿命要求。7 键的选择计算及强度校核 1、在设计轴时，已预选了3组平键分别为： Ⅰ：bhl14mm9mm70mmⅡ：bhl20mm12mm70mmⅢ：bhl14mm9mm70mm33计 算 及 说 明主 要 结 果2、校核键的联接强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由书[1]表6-2查得许用挤压应力P100:120MPa，取其平均值P110MPa其中，Ⅰ号键：键的工作长度lLb701456mm，键与轮毂键槽的接触高度K0.5h0.594.5mm，由式6-1可得2T1032377706.254MPa[P] Pkld4.55648键 14970（5-键 20127016） 联接达到强度要求，此键可用。Ⅱ号键：键的工作长度lLb702050mm，键与键 C14975轮毂键槽的接触高度K0.5h0.5126mm，由式6-1可得2T103276154070MPa[P] Pkld65072（5-L—AN32017）联接达到强度要求，此键可用。 Ⅲ号键：键的工作长度lLb701456mm，键与轮毂键槽的接触高度K0.5h0.594.5mm，由式6-1可得2T1032761540126MPa[P] Pkld4.55648（5-18）可见联接的挤压强度不够，由于是上联轴器的，可以把键加长和采用C型键，这里采用C型键bhl14mm9mm75mm，其工作长度为lLb75768mm。2t069C34计 算 及 说 明主 要 结 果2T1032761540∴P103.69MPa[P]kld4.54868联接达到强度要求，此键可用。经过上述校核，其键型分别为Ⅰ：键 14970 GB1096-1979Ⅱ：键 201270 GB1096-1979Ⅲ：键 C14975 GB1096-19798 润滑的选择8.1、润滑油的选择和润滑方式由前已计算出蜗杆传动的相对滑动速度vs3.93m/s，查书[1]第263页表11—21可得润滑方式用油池润滑，油的运动粘度为350。由此可查书[1]第262页表11—20中，油的牌号为L—AN320号（GB9503-1986）。9 蜗杆传动的热平衡计算9.1 蜗杆传动的热平衡计算 蜗杆传动由于效低，所以工作时发热量大。在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑稀释，从而增大磨擦损失，甚至发生胶合。所以，必须根据单位时间内的发热量和同时间内的散热量平稳衡，以保证油温稳定地处于规定的范围内。 由书[1]第263~264页可得以下计算公式。tta1000P(1)10002.48(10.715)2069CadS150.96110 联轴器的选择10.1联轴器的选择 在设计轴承时，为了便于安装联轴器，已选择联轴器的35计 算 及 说 明主 要 结 果型号为Ⅰ：TL5；Ⅱ：HL4。由于在选择联轴器时是从其要承受的最大转矩来考虑的，所以不需要对其进行校核。11 箱体的大体结构设计11.1 箱体的大体结构设计箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系零件、保证传动零件的正确相对位置并承受载荷的重要零件，其材料见装配图，这里只做箱体的大体结构设计由于前面计算出蜗杆传动的相对滑动速度vs2.48m/s，结构采用蜗杆下置式。参考书[2]表4-17，其基本尺寸如下表所示 名称箱座（体）壁厚箱盖壁厚箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度箱座、箱盖的肋厚轴承旁凸台的高度和半径轴承盖的外径h, R1h=45, R1=C2高约600mm宽约230mm长约410mm表11-1箱体的大体尺寸符号δ结构尺寸1515b22.5b122.5,b222.51b,b1,b2m1,m2m113,m213D2D2=178 凸圆D2=172.5 嵌入地脚螺钉直径与数目dfndf20n4通孔直径沉头座直径d'fd'f20D0D04536计 底座凸圆直径连接螺栓轴承旁连接螺栓直径箱座箱盖连接螺栓直径定位销直径视孔盖螺钉直径轴承盖螺钉直径箱体外壁至轴承座端面的距离大齿轮顶圆与箱体内壁的距离齿轮端面与箱体内壁的距离算 及 说 明C1min25C2min23主 要 结 果C1min,C2mind1d116d2dd210d=8d4d3l3d4=8d310l3=54181118从蜗杆蜗轮的箱体设计尺寸大体可确定为高约600mm，宽约230mm，长约410mm。由于散热面积已经达到了散热条件，不需要散热片和风扇。具体尺寸和安装方案参看有关图纸。至此，本减速器设计计算宣告全部结束。37计 算 及 说 明主 要 结 果参考文献38计 算 及 说 明主 要 结 果1 濮良贵，纪名刚 主编.机械设计.北京：高等教育出版社，20012 席伟光，杨光，李波 主编.机械设计课程设计. 北京：高等教育出版社，20033 吴宗泽 主编.机械零件设计手册.机械工业出版社.20034 黄贵义，潘沛霖，陈秀，严国良编 黄贵义 主编.机械设计课程设计图册.19895 何玉林，沈荣辉，贺元成 主编.机械制图. 重庆：重庆大学出版社,2000附录 设计任务书题目6.设计电动卷扬机传动装置39计 算 及 说 明主 要 结 果原始数据：数据编号钢䋲拉力F/KN钢䋲速度(v/m/min)卷筒直径D/mm123456789101012141516182011131712121010108812128454640383931324448330000000000工作条件：间歇工作，每班工作时间不超过15％，每次工作时间不超过10min，满载起动，工作有中等振动，，两班制工作，小批量生产，钢䋲速度允许误差±5％。设计寿命10年。一、要求：要求每位学生在设计过程中，充分发挥自己的独立工作能力，对每个问题都应进行分析，比较，并提出自己的见解，反对盲从，杜绝抄袭。在设计过程中必须做到：1、随时复习教科书、听课笔记及习题。2、及时了解有关资料，做好准备工作，充分发挥自己的主观能动性和创造性。3、认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。4、按预定计划循序完成任务。三、设计内容：1、电动机的选择及运动参数的计算；2、蜗杆传动的设计；3、轴的设计；40计 算 及 说 明主 要 结 果4、滚动轴承的选择及验算；5、键的选择计算及强度校核；6、联轴器的选择；7、润滑油及润滑方式的选择；8、绘制零件的工作图和装配图；1）绘制零件的工作图（用AutoCAD绘制）a)箱盖或箱座b)蜗轮轴的零件图c)蜗杆轴的零件图 2）减速器的装配图（手工绘制）注：零件的工作图包括：尺寸的标注；公差；精度；技术要求装配图包括：a)尺寸标注b)技术特性c)零件编号d)编写零件明细表、标题栏。9、编写设计说明书（要求用word编写打印）四、目录：1、设计题目：原始数据及工作条件，传动装置简图；2、设计计算：要有详细的设计步骤及演算过程；3、对设计后的评价；4、参考文件资料。五、参考文献：1、所学相关课程的教材2、《机械设计课程设计》3、《机械设计手册》4、《电动机手册》六、设计进程：1、准备阶段（1天）设计前详细研究和分析设计任务书和指导书，明确设计要求和设计内容根据原始数据和工作条件，明确一个较全面合理的设计方案。复习有关课程，参考有关资料，对所设计项目进行方案比较选出最优方案。2、设计计算阶段（3天）(1)、电动机的选择及传动装置运动参数的计算；(2)、蜗杆传动的设计；(3)、轴的设计；(4)、滚动轴承的选择计算及校核；(5)、键的选择计算及强度校核；(6)、联轴器的选择；(7)、润滑油及润滑方式的选择；(8)、减速器的结构设计；41计 算 及 说 明主 要 结 果3、减速器的装配图一张（4天）4、绘零件图（3天）5、编写设计说明书（3天）6、答辩或考察阶段。(1天)42