1、電動卷揚機的設計 XINYU UNIVERSITY 畢業設計（論文） （ 14 屆 ）題 目 電動卷揚機的設計 二級學院 機械工程學院 專 業 機械設計制造及其自動化 班 級 10機制本三班 學 號 1001210325 學生姓名 王 霞 指導教師 陳 萍 電動卷揚機的設計摘 要隨著當今社會機械行業的快速發展，人力越來越被機械操作所替代。從機械行業的發展史看來，它由簡單到復雜，由手動操作到全自動化的操作，真的可以說是越來越方便，越來越經濟實用了，電動卷揚機的發明就很好的證明了這一點。卷揚機主要分為電動和手動兩種，隨著社會的飛速發展，電動卷揚機已經成為社會起重運輸機構不可或缺的部分，它在我們身邊

2、隨處可見，例如：我們平時乘坐的電梯和家用電卷門，還有提升集裝箱等重物的起升機構。本次設計的電動卷揚機，主要是針對它的卷筒，鋼絲繩，電動機和減速器部分的設計。由于設計的篇幅有限，所以有些部分就只是簡單的介紹了一下。關鍵詞：卷揚機；卷筒；鋼絲繩；電動機；減速器；聯軸器AbstractWith the rapid development of machinery industry in today's society, the human is more and more replaced by a mechanical operation. By the history of mechan

3、ical industry, it appears to be from simple to complex, from manual to fully automated operation, really is more and more convenient, more and more economic and practical, the invention of the electric hoist is very good to prove it. Hoist is mainly divided into two of manual and electric, with the

4、rapid development of society, electric hoist has become an integral part of the social lifting transportation agency, it can be seen everywhere around us, for example, We usually take the elevator and household electric door, and container weight lifting mechanism. The design of electric hoist, main

5、ly for its drum, wire rope, the design of the motor and reducer parts. Due to the design of the space is limited, so some part is simply introduced.Key words: hoist; Drum; Wire rope; Motor; Gear reducer; coupling III目 錄摘 要IAbstractII第1章 概 論11.1卷揚機發展概況11.1.1 卷揚機的發展概況及應用11.1.2 卷揚機的發展趨勢11.2 卷揚機主要類型1第2章

6、 起升機構的組成和型式22.1 起升機構的組成32.2 起升機構的典型傳動型式3第3章 鋼絲繩的選擇43.1 鋼絲繩的種類和構造43.2 鋼絲繩直徑的選擇5第4章 卷筒的結構設計及尺寸確定54.1卷筒的分類54.2卷筒繩槽的確定64.3卷筒的設計64.3.1 卷筒的長度設計74.3.2 卷筒壁厚設計74.4 卷筒強度計算8第5章 電動機選擇85.1 電動機選擇8第6章 減速器的設計計算106.1傳動比分配106.2 動力運動參數計算106.2.1各級轉速106.2.2 每個軸的輸入功率116.2.3 各個軸的轉矩計算11第7章 普通V帶傳動設計127.1 普通V帶的型號127.2確定帶輪基準直

7、徑127.3驗算帶速V127.4確定帶的長度Ld和中心距a127.5驗算小帶輪的包角137.6確定普通型帶的根數Z147.7計算帶傳動作用在軸上的力F147.7.1計算單根普通型帶的張緊力147.7.2計算帶傳動作用在軸上的力147.8帶輪結構設計14第8章 圓柱齒輪傳動的設計計算158.1高速級直齒圓柱齒輪幾何尺寸的設計計算158.1.1選定齒輪齒數158.1.2按齒面接觸強度設計158.1.3按齒根彎曲強度設計178.1.4幾何尺寸計算198.1.5高速級直齒圓柱齒輪的結構設計208.2低速級齒輪幾何尺寸的設計計算208.2.1選定齒輪齒數208.2.2按齒面接觸強度設計208.2.3按齒

8、根彎曲強度設計238.2.4幾何尺寸計算248.2.5低速級直齒圓柱齒輪的結構設計25第9章各級軸的設計計算259.1高速軸的設計259.1.1軸的已知的運動參數和動力參數259.1.2軸的材料和熱處理的選擇269.1.3按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑269.1.4軸的結構設計279.1.5按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度309.2中間軸的設計309.2.1軸的已知的運動參數和動力參數309.2.2軸的材料和熱處理的選擇319.2.3按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑319.2.4軸的結構設計319.2.5按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度359.3 低速軸的設計359.3.1軸的已知的運動參數和動

9、力參數359.3.2軸的材料和熱處理的選擇359.3.3按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑369.3.4軸的結構設計369.3.5按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度40第10章 軸承、鍵和聯軸器的選擇4010.1 軸承的選擇及校核4010.1.1高速級滾動軸承4010.1.2 中間級的軸承4110.1.3低速級的軸承4210.2 鍵的選擇及強度校核4310.2.1 高速軸與聯軸器處鍵聯接4310.2.2. 中間軸與高速級大齒輪處鍵聯接4310.2.3 中間軸與低速級小齒輪處鍵聯接4310.2.4 低速軸與低速級大齒輪處鍵聯接4410.2.5 低速軸與聯軸器處鍵聯接44103聯軸器的選擇45參考文獻&

10、#160;46致 謝47第1章 概 論1.1卷揚機發展概況1.1.1 卷揚機的發展概況及應用現如今卷揚機已經發展到了一個十分成熟的境界，應用在我們的方方面面。但是我國的電動卷揚機發展還是相當慢的，明顯的落后西方發達國家，我國還主要是在大型工廠大企業才會廣泛的應用，解放前更是幾乎所有的卷揚機都是外國生產的，但是現在隨著我國的富強和創新，我們也發明了很多的卷揚機，基本滿足了自己國家的需要。 卷揚機在我們身邊隨處可見，它是起重運輸的重要組成部分，主要功能就是將物體提升，由于它有很多的優點，被廣泛應用，在一些小的領域也應用很廣，如家用電卷門就是一個最普遍最常見的例子。1.1.2 卷揚機的發展趨勢 卷揚

11、機的發展絕對是越來越方便和實用的，隨著社會的高科技的快速發展，卷揚機會越來越被需要，也會變的越來越適應社會的發展。1.2 卷揚機主要類型卷揚機有著廣泛的應用，所以就會有不同類型的產品，去適應各種需求。其中：1 按鋼絲繩額定拉力F分按鋼絲繩所能承受的最大拉力來化分。按195588卷揚機中規定為5，7.5，10，12.5，16，20，25，32，50，80，120，160，200，320，500kN共15級。此參數為卷揚機的主要參數。2 按傳動形式分（1） 開式齒輪傳動 （2）閉式圓柱齒輪傳動 （3）圓錐圓柱齒輪減速器（4）蝸桿傳動減速器（5）圓柱齒輪減速器加開式齒輪傳動（6）蝸桿減速器加開式齒輪

12、傳動（7）行星齒輪傳動 （8）液壓傳動3 按控制方法分（1） 手控卷揚機 （2）電控卷揚機 （3）液控卷揚機 （4）氣控卷楊機（5）自動控制卷揚機 第2章 起升機構的組成和型式2.1 起升機構的組成起升機構是提升重物的機構，它是卷揚機必須的結構，也是設計卷揚機最最主要的部分，是卷揚機的核心部位。本次電動卷揚機的設計主要是由電動機、V帶、聯軸器、軸承、減速器、卷筒等組成（如圖2-1）。圖2-1 起升機構的示意圖1、電動機 2、V帶 3、減速器 4、軸承 5、聯軸器 6、卷筒2.2 起升機構的典型傳動型式電動機和卷筒之間除了有時增加一個V帶外，其減速器主要是采用標準的效率高的二級減速器，只有速度十

13、分的小的時候才有可能采用三級減速器，所以本次設計也是選擇二級減速器作為減速機構。當然在電動機和減速器之間是要有聯軸器的，一般采用彈性柱銷連軸器，本次設計同樣選擇彈性柱銷連軸器。卷筒的直徑在選擇的時候都是取許可的最小值，因為直徑越大，扭矩和傳動比就越大，使制造的整個不見十分的龐大。往往都是通過增大直徑的辦法來減小它的長度。本次設計中卷筒的直徑已經給出為：D320mm，所以不需計算卷筒的直徑。滑輪組的型式有單聯和雙聯，我們一般看到是單聯，因為它的型式和倍率對設計起升機構的尺寸時影響很大。在設計過程中由于雙聯滑輪組的倍率比單聯滑輪組小一倍，起升機構的傳動比也需要增大一倍，這就使機構尺寸增大，所以此次

14、設計的卷揚機選用單聯滑輪組如圖（23）。 圖 23 單聯滑輪組 1、卷筒 2、鋼絲繩 3、動滑輪 此次設計的主要參數有：載荷： 3/4負載工作循環周期： 10min鋼繩拉力： 20KN提升高度： 6m鋼繩速度： 8（m/min） 鋼繩速度允許誤差±5% 滾筒直徑: 320（mm） 設計壽命： 10年 工作制： 二班制工作，每班工作8小時，每年工作300天第3章 鋼絲繩的選擇鋼絲繩是卷揚機提升重物的工具，如果在提升重物的時候鋼絲繩發生斷裂等問題，那么后果是十分的嚴重，再加上它在工作的時候所受的力和外界的影響都十分的復雜，所以對鋼絲繩的選擇是十分嚴謹的一件事，必須做到合理的選擇才能達到預

15、期的效果。3.1 鋼絲繩的種類和構造卷揚機有多層纏繞，也有單層纏繞，由于本設計提升高度小所以采用單層，選用多捻制金屬絲芯鋼絲繩。3.2 鋼絲繩直徑的選擇本次卷揚機選擇單層纏繞，鋼絲繩受力不是太復雜。雖然可以通過查表直接查取出來，但是根據國際標準鋼絲繩的選擇，我們進行一下運算：該方如下；（機械設計手冊第二冊）鋼絲繩直徑不小于dmin Fmax鋼絲繩最大靜拉力c鋼絲繩選擇系數，可參考機械設計手冊第二冊進行選取。本設計卷揚機的載荷已經給出為20KN，又由于上面選用單聯滑輪起重滑輪組，所以每根承受載荷 Fmax1/2F總 0.5×2KN=10000N 取鋼繩系數選擇c0.11。 10 mm

16、依據設計所給的原始數據，通過查機械設計管理手冊中電動葫蘆主要參數。可以得到本設計所需鋼絲繩的直徑為d=11mm，規格為：6×37（GB1102-74）所以最終確定本設計所需鋼絲繩的直徑為d=11mm，規格為：6×37（GB1102-74）第4章 卷筒的結構設計及尺寸確定卷筒是用來纏繞鋼絲繩，把原動力最后傳遞給鋼絲繩提升重物，卷筒的中心一般是中空的圓柱狀，里面有一個軸帶動卷筒轉動，本設計給出了卷筒的直徑。 4.1卷筒的分類按照鋼絲繩在卷筒上纏繞的層數，可分為單層和多層兩種，在前面我們已經選用了單層纏繞的方式進行纏繞。只有在纏繩量大，提升高度非常高或特殊要求的情況下才選擇多層纏

17、繞。本設計采用單層繞。4.2卷筒繩槽的確定查機械設計指導書知，卷筒繩槽槽底半徑R，槽深c，槽的節矩t 其尺寸關系為： R=（0.540.6）d（ d 為鋼絲繩直徑 ） 繩槽深度：標準槽：=（0.250.4）d （mm） 深槽： =（0.60.9） d （mm） 繩槽節距：標準槽：d（24） （mm） 深槽： d（68） （mm） 本設計選用標準槽，鋼絲繩直徑選用11mm， R=（0.540.6）d mm=5.946.6mm 取R=6.6mmc=（0.250.4）d mm =2.754.4mm 取c=4.4mm td（24）mm=1315mm 取t=15mm由于上面計算出了鋼絲繩的直徑為11mm

18、，則可以通過這一信息查機械設計手冊中卷筒槽尺寸可以得到以下數據：R=6.7mm，t=14mm，r=1.5mm，c=4mm由于計算和查表的數據基本一致，則出于方便計算的考慮最后決定選用查表所得到的數據進行下面的計算。4.3卷筒的設計卷筒主要設計的部分包括：卷筒直徑D 、卷筒長度 L 、卷筒壁厚 。在本設計的原始數據中已經給出D=320mm4.3.1 卷筒的長度設計本設計采用單聯滑輪組卷筒的長度為： 卷筒上的螺旋槽部分的長度=204mm 卷筒的總長度Ld=L+2L1+L2 式中 Ld卷筒總長度； 繩槽部分長度 H最大起升高度； a滑輪組倍率； 卷筒卷繞直徑；=D+d t 繩槽節矩， n 額外安全圈

19、數，通常以n1.53倍； 為無繩槽卷筒部尺寸，由結構需要決定這里取為：100mm 鋼絲繩固定需要的長度，=3t=3×14=72 所以Ld=L+2L1+L2=204+2×100+72=476mm 選取標準卷筒長度為500mm4.3.2 卷筒壁厚設計對于鑄鐵筒壁厚 mm 根據已知數據求得： mm 0.02×320（610） 6.4（610） 12.416.4 選mm所以卷筒的設計參數選擇為：繩槽節距t14mm、槽深c4mm、卷筒節距D320mm、卷筒長度L=500mm、卷筒壁厚mm、槽底半徑R=6.7mm4.4 卷筒強度計算本設計中L=500mm D=320 mm，符

20、合3的要求，所以只要計算壓應力就可以了。因為前面選擇的是單層卷繞，所以卷筒所受壓應力按下式來計算：=A 為卷筒所受壓應力 為鋼絲繩最大拉力（N） 為卷筒壁厚 A 為應力減小系數，一般取A=0.75 為許用壓力，對于鑄鐵= 為鑄鐵抗壓強度極限所以=A=0.75×10000÷（15×14）36查機械設計書195，所以39。所以 通過檢驗計算，本設計卷筒抗壓強度符合設計要求。第5章 電動機選擇5.1 電動機選擇根據運輸帶的工作拉力F，工作速度V，可以求出選擇的卷筒的功率電動機到工作機的總效率為：總效率等于帶輪、齒輪、聯軸器、滾筒和軸承的效率之積。通過查機械設計手冊得到它

21、們的取值如下：帶輪的效率聯軸器的效率齒輪的效率軸承的效率滾筒的效率 =0.85所需電動機功率為：選擇電動機根據設計給出的數據，就可以求出卷筒的轉速根據常見機械傳動推薦的合理的傳動比范圍，初選V帶的傳動，二級圓柱齒輪的傳動比范圍為，得出，可知電動機的轉速范圍為。由于是電動卷揚機，通過查閱機械設計手冊中電動機的選擇表，所以可選用YZR132M2-6型電動機，額定功率：=3.7kw，滿額轉速：=908r/min，額定電壓：380v第6章 減速器的設計計算6.1傳動比分配已知電動機的轉速=908r/min根據關系式得：取=3，即則減速器的傳動比；由于，可取，則=3.566.2 動力運動參數計算6.2.

22、1各級轉速電動機輸出軸的轉速高速軸的轉速中間軸的轉速低速軸的轉速滾筒的轉速6.2.2 每個軸的輸入功率電動機輸出軸的功率高速軸的功率 中間軸的功率 低速軸的功率 滾筒軸的功率 6.2.3 各個軸的轉矩計算 將上述結果列于表中：軸號功率P（KW）轉矩T(N.m)轉速傳動比i效率電機軸3.1433.0390830.95高速軸2.9894.18302.675.340.96中間軸2.89487.9358.773.560.96低速軸2.801685.2715.9210.98卷筒軸2.771651.7315.92第7章 普通V帶傳動設計7.1 普通V帶的型號查機械設計手冊表13-4得 計算功率 由機械設計

23、手冊圖13-1選用B型普通V帶。7.2確定帶輪基準直徑查設計手冊，普通V帶B型帶輪的最小基準直徑是選取主動帶輪直徑取帶的滑動率則從動輪直徑選取從動帶輪基準直徑普通V帶傳動的實際傳動比7.3驗算帶速V V在525m/s范圍內。7.4確定帶的長度Ld和中心距a 初定中心距 按照 初取 計算所需帶長 查機械設計手冊表13-2，選取V帶的標準基準長度，標注為B2000 GB/T 115441997 確定實際中心距 安裝中心距 7.5驗算小帶輪的包角 7.6確定普通型帶的根數Z查機械設計手冊表13-3 查機械設計手冊表13-2 查機械設計手冊表13-7 故需V帶根數為 7.7計算帶傳動作用在軸上的力F7

24、.7.1計算單根普通型帶的張緊力查機械設計手冊表13-1 7.7.2計算帶傳動作用在軸上的力 7.8帶輪材料的選擇根據上面的計算，查機械設計手冊選取帶輪材料為HT200。第8章 圓柱齒輪傳動的設計計算1.通過分析本次卷揚機的條件，最后選用7級精度（GB 10095-88 ）2.材料的選擇。選小齒輪材料40Cr（調質），硬度為250HBS，大齒輪45鋼（調質），硬度為220HBS，二者材料硬度差為30HBS。8.1高速級直齒圓柱齒輪幾何尺寸的設計計算8.1.1選定齒輪齒數選小齒輪齒數大齒輪齒數，取。8.1.2按齒面接觸強度設計由設計的計算公式進行試算1.確定公式內的各計算數值（1）試選載荷系數（

25、2）通過查閱機械設計手冊選取齒寬系數（3）通過查閱機械設計手冊查得彈性系數（4）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。（5）計算應力循環次數。（6）取接觸疲勞壽命系數；。（7）計算接觸疲勞許用應力。 一般情況取取失效概率為1%，安全系數，得2.計算（1）試算小齒輪分度圓直徑（2）計算圓周速度（3）計算齒寬（4）計算齒寬與齒高之比模數 齒高 所以（5）計算載荷系數根據，7級精度，通過查閱機械設計手冊得動載系數；直齒輪，；通過查閱機械設計手冊得使用系數；通過查閱機械設計手冊查得7級精度，取。由，又，所以載荷系數 （6）分度圓直徑 （7）計算模數m8.1.3按齒根彎曲強度設計 彎曲

26、強度的設計公式為1.確定公式內的各計算數值（1）取小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；（2）取彎曲疲勞壽命系數，；（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安慰系數，得（4）計算載荷系數K（5）查取齒形系數由表10-5查得，。（6）查取應力校正系數由表10-5查得，。（7）計算大、小齒輪的通過比較，大齒輪的數值大。2.設計計算按圓整，分度圓直徑,算出小齒輪齒數大齒輪齒數，取。8.1.4幾何尺寸計算1.計算分度圓直徑2.計算中心距3.計算齒輪寬度取，。齒輪參數見表1。表1 齒輪參數表(單位：mm)參 數齒數Z分度圓直徑d齒寬B齒頂圓直徑齒根圓直徑模數m中心距a小齒輪2665706762

27、2.5207.5大齒輪140350653523478.1.5高速級直齒圓柱齒輪的結構設計1.確定齒輪的外形尺寸查設計手冊，根據齒頂圓直徑時做成實心結構的齒輪，時做成腹板式結構。從表1中可以看出小齒輪應該做成實心式結構，大齒輪應該做成腹板式結構。則大齒輪的外形圖如下：圖2 腹板式結構的齒輪根據腹板式結構的計算公式 取，則2. 確定檢驗項目及其允許值大齒輪分度圓直徑為350mm，查機械設計手冊與互換性與測量基礎，得：單個齒距極限偏差齒距累積總公差齒廓總公差螺旋線總公差徑向跳動公差3. 確定中心距極限偏差中心距為207.5mm，查表互換性與測量基礎得，因此，中心距表示為：4. 確定側隙和齒厚偏差（1

28、）確定最小側隙，由式得：（2）確定齒厚上偏差，由式得：取負值為（3）確定齒厚下偏差，查表得：切齒徑向進刀公差按式計算所以，（4）計算公法線平均長度極限偏差通常用檢查公法線平均長度極限偏差來代替檢查齒厚極限偏差。按式和式得，公法線平均長度上偏差：公法線平均長度下偏差：參考式，跨齒數，取。根據式，公法線公稱長度 mm則，公法線長度偏差為5. 確定齒坯精度（1）內孔尺寸公差，查表得，即。（2）齒頂圓直徑偏差，查表得（3）查表得，端面圓跳動公差和頂圓徑向圓跳動公差為0.022mm。（4）齒坯表面粗糙度由表查得齒面的上限值為1.25，由表查得齒坯內孔表面的上限值為1.25，端面的上限值為2.5，頂圓的上

29、限值為3.2，其余加工表面粗糙度的上限值取12.5。8.2低速級齒輪幾何尺寸的設計計算8.2.1選定齒輪齒數選小齒輪齒數大齒輪齒數，取。8.2.2按齒面接觸強度設計由設計計算進行計算1.確定公式內的各計算數值（1）試選載荷系數（2）選取齒寬系數（3）取材料的彈性影響系數（4）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。（5）計算應力循環次數。（6）查的接觸疲勞壽命系數 （7）計算接觸疲勞許用應力。一般情況失效概率為1%，安全系數為，則 2.計算（1）試算小齒輪分度圓直徑（2）計算圓周速度（3）計算齒寬（4）計算齒寬與齒高之比模數 齒高 所以（5）計算載荷系數根據，7級精度，查得動載

30、系數；直齒輪，；通過查閱機械設計手冊查得使用系數；由機械設計表10-4的用插值法的為7級精度，在小齒輪相對支承不是對稱布置時，。由，通過查表得，所以載荷系數（6）求分度圓直徑，得（7）計算模數m8.2.3按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為1.確定公式內的各計算數值（1）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；（2）彎曲疲勞壽命系數，；（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安慰系數，則（4）計算載荷系數K（5）查取齒形系數通過查機械設計手冊得，。（6）查取應力校正系數由表10-5查得，。（7）計算大、小齒輪的然后進行比較所以，大齒輪的數值大。2.設計計算按圓整，分度圓直徑,算出

31、小齒輪齒數大齒輪齒數，取。8.2.4幾何尺寸計算1.計算分度圓直徑2.計算中心距3.計算齒輪寬度取，。齒輪參數見表2。表2 齒輪參數表(單位：mm)參 數齒數Z分度圓直徑d齒寬B齒頂圓直徑齒根圓直徑模數m中心距a小齒輪32112117 1151083.5255.5大齒輪1143991124033948.2.5低速級直齒圓柱齒輪的結構設計1.確定齒輪的外形尺寸查設計手冊，根據齒頂圓直徑時，做成實心結構的齒輪；時做成腹板式結構。從表2中可以看出小齒輪應該做成實心式結構，大齒輪應該做成腹板式結構。則大齒輪的外形圖如下：圖3 腹板式結構的齒輪第9章 各級軸的設計計算9.1高速軸的設計9.1.1軸的已知

32、的運動參數和動力參數1.軸上的轉速、功率、轉矩。 2作用在齒輪上的力已知高速軸上齒輪的分度圓直徑為 =65而 F= 9.1.2軸的材料和熱處理的選擇選軸的材料為45鋼,調質處理。9.1.3按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑，查機械設計手冊，最后得到，于是得軸的最小直徑在與聯軸器配合的那一段，所以首先先選擇出聯軸器的型號，查的它的孔徑大小，那么軸的最小直徑就應該與聯軸器的孔徑大小相等。則，首先確定聯軸器的型號。計算聯軸器的轉矩，取按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 5015-2003，選用TL7型彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為,半聯軸器的孔徑，故取=45m

33、m，半聯軸器長度L=112mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。9.1.4軸的結構設計（1） 結構分析由于高速級小齒輪的尺寸較小，故高速軸設計成齒輪軸。（2）根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,在-軸段右端制出一軸肩, 所以取-的直徑;左端采用軸端擋圈定位，半聯軸器與，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故取。2） 初步選擇滾動軸承。參照工作要求及故選用深溝球軸承,初步選取6211型號軸承，其尺寸為,故;。左右兩端滾動軸承均采用軸肩進行軸向定位，則，由文獻2表17-1查出6211型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm,則。 3）齒輪處的軸段

34、，已知齒輪齒寬為70mm,故取。 4) 取軸承端蓋的總寬度為20mm。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取。5） 取齒輪距箱體內壁距離a=16,高速級的大齒輪與低速級的小齒輪之間的距離，考慮到箱體的鑄造誤差及在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁要有一段距離 s,取s=8,已知低速級小齒輪輪轂長T=117mm,則將所得數據整理成表9-1。表9-1 高速軸各軸段尺寸軸段-45505564676455825021151702421（3）軸上零件的周向定位 半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表6-1查選用平鍵為14mm9 mm70mm,半聯軸

35、器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑標于零件圖上。(5)繪制高速軸結構草圖高速軸的結構草圖如下圖所示 （6）求軸上的載荷 根據結構圖作出軸的計算簡圖,從手冊中查取a值來確定軸承的支點位置。對于6011號軸承,a=B/2=9mm,所以做為簡支梁的軸的支承跨距。軸的彎矩及扭矩計算如下,并畫出其載荷圖9-2。 圖9-2為高速軸軸的載荷分析從上圖中可以看出截面C是軸的危險截面。將截面C處的、及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T=94180 Nmm9.1

36、.5按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度因為軸的最大彎矩和扭矩在C截面處為最大值，所以只需校核截面C處的強度。根據上面的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切引力為脈動循環變應力時，取，軸的計算應力=a已選軸材料為45鋼，調質處理。查得=60MP， > ，所以軸合理安全。9.2中間軸的設計9.2.1軸的已知的運動參數和動力參數1求作用在齒輪上的力由于高速軸的小齒輪要和中間軸的大齒輪嚙合，因此中間軸大齒輪上的、都是作用力和反作用力的關系，故中間軸的大齒輪所受的力分別為同理，中間軸的小齒輪上要和低速軸的大齒輪嚙合，因此中間軸小齒輪上的、也同樣是作用力和反作用力的關系，故中間軸的小齒輪上所受的力為=9.2.2

37、軸的材料和熱處理的選擇選取軸的材料為45鋼,調質處理。9.2.3按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑，得，則軸的最小直徑是安裝軸承處，所以為了使軸承便于安裝，且對于直徑的軸有兩個鍵槽時，應將其直徑增大10%15%。然后將軸徑圓整為標準直徑。故取=50mm。9.2.4軸的結構設計（1） 軸結構分析由于高速級大齒輪和低速級小齒輪的尺寸均較大，因此把它們都設計成分離體，中間軸設計成普通階梯軸。所以只能從軸的兩端分別拆卸和裝入軸上的高速級大齒輪和低速級小齒輪及兩個軸承。兩齒輪直接采用軸環定位，寬在高速軸齒輪軸設計時已經設計為10mm，故；兩齒輪的另一端都采用套筒定位；齒輪和軸的連接選用

38、普通平鍵連接。（2）根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。由于軸主要承受徑向載荷，所受軸向力較小，選用深溝球軸承。根據工作要求及=50mm,由文獻2表17-1初步選取6210號軸承，其尺寸為,故=50mm。2) 取安裝低速級小齒輪處的軸段-的直徑。3）由于軸段-和-是齒輪段,因此軸段-和軸段-應略短于齒寬，故，；根據高速軸的設計，要使軸段-處的大齒輪與其軸上的小齒輪嚙合，因此取-=(16+8+20)mm=44mm。4) 由前面腹板式高速級大齒輪的設計，則安裝高速級大齒輪處的軸段的直徑。5)使軸段-與軸段-設計相同，則，。 （3）軸上零件的周向定位軸的周向定位采用平鍵連

39、接。根據，查得平鍵截面bh=1811mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為100mm，并且為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，所以選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同理，對于選用平鍵為18mm11mm50mm, 選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸選取軸端倒角為,各軸肩處圓角半徑為2mm。(5)繪制中間軸結構草圖中間軸的結構草圖如下圖所示 將所得數據整理成表9-3。表9-3 中間軸各軸段尺寸軸段-506070605044114106244（6）求軸上的載荷 對于6209號軸承,a=B/2=8.5mm

40、,所以做為簡支梁的軸的支承跨距。軸的彎矩及扭矩計算如下,并畫出其載荷圖9-4。 圖9-4為中間軸軸的載荷分析從上圖中可以看出截面C是軸的危險截面。將截面C處的、及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T=487930 Nmm9.2.5按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度因為軸的最大彎矩和扭矩在C截面處為最大值，所以只需校核截面D處的強度。取，軸的計算應力=a選軸材料為45鋼，調質處理。查得=60MP， > ，所以此軸合理安全。9.3 低速軸的設計9.3.1軸的已知的運動參數和動力參數1.軸上的轉速、功率、轉矩。 2作用在齒輪上的力已知低速軸上齒輪的分度圓直徑為 而 F=

41、9.3.2軸的材料和熱處理的選擇軸的材料為45鋼,調質處理。9.3.3按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑，得軸的最小直徑是按照聯軸器處軸的直徑，所以為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，且對于直徑的軸有兩個鍵槽時軸的直徑應增加10%-15%，然后再將軸的直徑圓整，故取=65mm。同時選取聯軸器的型號及聯軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮到轉矩變化比較小，所以取，則：根據計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 5015-2003，選取HL6彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為,半聯軸器的孔徑，所以取=65mm，半聯軸器長度L=142mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。9.

42、3.4軸的結構設計（1） 結構分析由于低速級大齒輪的尺寸較大，齒輪與軸之間采用普通平鍵連接。（2）根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度1）為了符合半聯軸器的軸向定位要求,在-軸段右端制出一軸肩, 所以取-的直徑;左端采用軸端擋圈定位，半聯軸器和，因為要保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故取-=105mm。3） 初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，根據工作要求及所以采用深溝球軸,初步選取6215型號軸承，其尺寸為,故;。左右兩端滾動軸承均采用軸肩進行軸向定位，則，由文獻2表17-1查出6211型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm,則。 3）取齒輪處的軸段，已知齒輪齒寬為1

43、12mm,故取。 4) 取軸承端蓋的總寬度為20mm。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取。 5） 選取齒輪距箱體內壁距離a=16,已知高速級的大齒輪與低速級的小齒輪之間的距離，考慮到箱體的鑄造誤差,所以在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,已知高速級大齒輪輪轂長T=65mm,則（3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位都采用平鍵連接。根據=65mm由表6-1查的平鍵截面bh=2012mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為90mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，所以選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，半

44、聯軸器與軸的連接，根據查表選用平鍵為25mm14mm90mm,半聯軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸根據表15-2,選取軸端倒角為,各軸肩處圓角半徑為2mm。(5)繪制低速軸結構草圖低速軸的結構草圖如下圖所示 將所得數據整理成表9-5。表9-5 低速軸各軸段尺寸軸段-657275829082751055025991082425（6）求軸上的載荷對于6215號軸承,a=B/2=10mm,所以做為簡支梁的軸的支承跨距。軸的彎矩及扭矩計算如下,并畫出其載荷圖9-6。圖9-6為低速軸的載荷分析從上圖中可以看

45、出截面C是軸的危險截面。將截面C處的、及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T=1685270Nmm9.3.5按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度因為軸的最大彎矩和扭矩在C截面處為最大值，所以只需校核截面C處的強度。根據上面的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切引力為脈動循環變應力時，取，軸的計算應力=a已選軸材料為45鋼，調質處理。查得=60MP，>,所以此軸合理安全。第10章 軸承、鍵和聯軸器的選擇10.1 軸承的選擇及校核10.1.1高速級滾動軸承（1） 作用在軸承上的載荷（2）高速級的軸承校核根據前面選定的標準精度級的深溝球軸承6211型號軸承。根據查詢軸承樣本和設計手

46、冊得到軸承的基本額定動載荷C=43200N。根據。可以得到X=1,Y=0。按照機械設計表136，取。計算當量動載荷：軸承1：8061.2=967N，軸承2：,因為，所以軸承2比較危險驗算6211號軸承的壽命，根據式：=10。選擇合理，可以選擇使用深溝球軸承6211型號軸承。10.1.2 中間級的軸承（1） 作用在軸承上的載荷（2）中間級的軸承校核根據前面選定的標準精度級的深溝球軸承6210型號。根據查詢軸承樣本和設計手冊得到軸承的基本額定動載荷C=35000N。根據。可以得到Y=0，X=1。按照機械設計表136，取。計算當量動載荷：軸承1：49791.2=5975N，軸承2：,因為，所以軸承1

47、比較危險驗算6210號軸承的壽命，根據式：=10。選擇合理，可以選擇使用深溝球軸承6210型號軸承。10.1.3低速級的軸承（1） 作用在軸承上的載荷（2）中間級的軸承校核根據前面選定的標準精度級的深溝球軸承6215型號。根據查詢軸承樣本和設計手冊得到軸承的基本額定動載荷C=66000N。根據。可以得到Y=0，X=1。按照機械設計表136，取。計算當量動載荷：軸承1：31781.2=3814N，軸承2：,因為，所以軸承2比較危險驗算6215號軸承的壽命，根據式：=10。選擇合理，可以選擇使用深溝球軸承6215型號軸承。10.2 鍵的選擇及強度校核10.2.1 高速軸與聯軸器處鍵聯接高速軸與電動

48、機連接處，選用A型普通平鍵，由文獻表6-1查得，鍵長，鍵的工作長度。聯軸器的材料為鋼，由文獻表6-2查得鍵連接的擠壓應力。由文獻式6-1計算鍵連接工作面的擠壓應力，得 所以安全。10.2.2. 中間軸與高速級大齒輪處鍵聯接高速軸與高速級大齒輪處，選用A型普通平鍵，由文獻表6-1查得，鍵長，鍵的工作長度。齒輪的材料為鋼，由文獻表6-2查得鍵連接的擠壓應力。由文獻式6-1計算鍵連接工作面的擠壓應力，得 所以安全。 10.2.3 中間軸與低速級小齒輪處鍵聯接中間軸與低速級小齒輪處，選用A型普通平鍵，由文獻表6-1查得，鍵長，鍵的工作長度。齒輪的材料為鋼，由文獻表6-2查得鍵連接的擠壓應力。由文獻式6-1計算鍵連接工作面的擠壓應力，得 所以安全。10.2.4 低速軸與低速級大齒輪處鍵聯接低速軸與低速級大齒輪處，選用A型普通平鍵，由文獻表6-1查得， ，鍵長，鍵的工作長度。齒輪的材料為鋼，由文獻表6-2查得鍵連接的擠壓應力。由文獻式6-1計算鍵連接工作面的擠壓應力，得 所以安全。10.2.5 低速軸與聯軸器處鍵聯接低速軸與聯軸器處，選用A型普通平鍵，由文獻