3025 課程設計—慢動卷揚機傳動裝置設計

3025 課程設計—慢動卷揚機傳動裝置設計,課程設計,卷揚機,傳動,裝置,設計 機 械 設 計 課 程 設 計 說 明 書設計題目 : 慢動卷揚機傳動裝置設計系 別 : 機 械 專 業(yè) : 機械設計制造及自動化 班 級 : 設 計 者 ： 指導教師 ： 2007 年 1 月 26 日前言 ....................................................................................................................................................3《機械設計課程設計》任務書 ........................................................................................................4第二章 傳動裝置的總體設計 ........................................................................................................52.1 電動機的選擇 ......................................................................................................................52.2 減速器中各主要參數(shù)的確定 ...........................................................................................72.3 減速器中各軸的運動和動力參數(shù)的設計計算 ..................................................................82.4 減速器機體結構尺寸 ..........................................................................................................9第三章 齒輪傳動的設計計算 ......................................................................................................103.1、高速齒輪傳動的設計計算 .............................................................................................103.2 減速器蝸輪蝸桿設計 ........................................................................................................16第四章 軸系零件的設計計算 ........................................................................................................194.1 輸入軸的設計與計算 .......................................................................................................194.2 中間軸的設計與計算 .......................................................................................................244.3 中間軸的設計與計算 ........................................................................................................26第七章 軸承的校核 ......................................................................................................................27結束語 ..............................................................................................................................................29參考文獻 ..........................................................................................................................................30設計說明書學生姓名：陳秀專業(yè)：機械設計制造及其自動化班級：C04 機械（1）班學號：041007115課程設計題目：慢動卷揚機傳動裝置設計課程設計題目來源：實際生產 指導教師：、胡曉珍 、史曉敏 任務下達日期：2007 年 01 月 01 日課程設計開始日期：2007 年 01 月 16 日課程設計完成日期：2007 年 01 月 26 日前言[摘要] : 減速器是一種由封閉在剛性殼體內的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪—蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝置；在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器。減速器由于結構緊湊、效率較高、傳遞運動準確可靠、使用維護簡單，并可成批生產，故在現(xiàn)代機措中應用很廣。我所設計的慢動卷揚機傳動裝置，是以減數(shù)器為主體，外加電動機和滾筒，實現(xiàn)以規(guī)定得速度推動物體的功能。性能可靠，結構簡單，緊湊，便于制造。其主要設計思路來自于對推力機工作原理的分解,然后按照相應功能的機構部件進行設計,對比,選定,以及優(yōu)化組合。綜合利用電動機、推頭、絲杠、減速器等部件的協(xié)調運動,來實現(xiàn)推力機得預設功能。所有部件的設計都經(jīng)過科學得數(shù)據(jù)處理并利用 Auto Cad 軟件強大繪圖功能和 Word 的編輯功能,使設計方案圖文并茂,栩栩如生.[關鍵字]: 減速器 齒輪 軸 電動機 《機械設計課程設計》任務書慢動卷揚機傳動裝置設計１．原始數(shù)據(jù)方案一 1-9 1-10 1-11 1-12 1-15 1-16學號 方案二 2-8 2-9 2-11 2-12 2-13 2-14鋼繩拉力F（kN） 15 18 20 25 28 30鋼繩速度V（m/min ） 10 11 11 12 11 10滾筒直徑D（mm） 250 300 350 400 400 450２．已知條件１）鋼繩拉力 F；２）鋼繩速度 V；３）滾筒直徑 D；４）工作情況： 三班制，間歇工作，載荷變動??；５）工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度 35°C 左右；６）使用折舊期 15 年，3 年大修一次；７）制造條件及生產批量：專門機械廠制造，小批量生產。３．參考傳動方案 方案一：齒輪-蝸桿 第二章 傳動裝置的總體設計2.1 電動機的選擇（一） 、電動機轉速的確定（1）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的所需工作功率為： KWawdP??因為 KW10FVPw?傳動裝置的總效率 η；424213.97*08.9*0.7.69a??分別為齒輪傳動,軸承,齒輪聯(lián)軸器,蝸桿傳動123,因此 p 11.06.daPKW?(3)確定電動機轉速 *8.7/min3.14nrD???按表 1 推薦的傳動比合理范圍,一級圓柱齒輪減速器傳動比 i1=3~6,蝸桿傳動一級減速器傳動比 i2=10~40,則總傳動比合理范圍 ia=30~240,故電動機轉速的可選范圍為: *(30~24)*8.762.~10.4/mindani r??根據(jù)電動機所需功率和轉速范圍，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號如下表所示：電動機轉速 inr方案 電動機型號額定功率（kw ） 同步轉速 滿載轉速電流A效率% 功率因數(shù)cos?1 Y132L-8 11 750 730 6 86.5 0.772 Y160l-6 11 1000 970 6.5 87 0.783 Y132M-4 7.5 1500 1440 7 87 0.83綜合考慮電動機的功率、轉速和傳動裝置的尺寸、減速器的傳動比等因素，方案 3 相對比較合適。(3)所選電動機的結構圖如下：2.2 減速器中各主要參數(shù)的確定（一） 、傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的確定由選定的電動機滿載轉速 n 和工作機主動軸轉速 n，可得傳動裝置總傳動比為 i ’＝n /n＝1440/8.76＝164.4a（2）分配減速器的各級傳動比: 10ia?式中 分別為齒輪和蝸桿的傳動比。10,i齒輪蝸桿減速器可取齒輪傳動比取5.2~1?i 4.21i68.0??a2.3 減速器中各軸的運動和動力參數(shù)的設計計算（1）　各軸轉速軸 I ： min/140rnm??軸 II ： 6.21i??軸 III: in/7.850rin??mNTmNiTKWPKWPKpIIddd.459120., .26489.:)5( .103.53.14297.9074.:)4(3.592628.79.04.7:)3( 54..5. 0.792..072:)2('' 2'. 24013'2' 2130??????????????????????????????同 理 各 軸 輸 出 轉 矩各 軸 輸 入 轉 矩同 理 ，各 軸 的 輸 出 功 率各 軸 的 輸 入 功 率’??2.4 減速器機體結構尺寸減速器型式及尺寸關系 mm名 稱 符號 蝸桿減速器機座壁厚 δ 0.04a+3>=8, 取 δ=16機蓋壁厚 δ 1 蝸桿在下：=0.85δ=6.8 ，取 δ 1=12機座凸緣厚 b 1.5δ=24機蓋凸緣厚 b1 1.5δ 1=18機座底凸緣厚 b2 2.5δ 1=41地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=25地腳螺釘數(shù)目 n 6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 0.75 df=19機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2 (0.5~0.6) df=10聯(lián)接螺栓 d2 的間距 l 150~200,取 175軸承端蓋螺釘直徑 d3 （0.4~0.5）d f=9窺視孔蓋螺釘直徑 d4 （0.3~0.4）d f=7定位銷直徑 d （0.7~0.8）d 2=8df d1 d2 至外機壁距離 c1 見下表df d2 至凸緣邊緣距離 c2 見下表軸承旁凸臺半徑 R1 c2凸臺高度 h 根據(jù)底速級軸承座確定外機壁至軸承座端面距離l1 c1+c2+(8~12)=26+24+8=58大齒輪頂圓（蝸輪外圓）與內機壁距離Δ 1 >1.2δ=9.6, 取 19.5 蝸輪齒輪端面與內機壁距離Δ 2>δ, 取 16機蓋 機座肋厚 m1 m m1≈0.85δ1=6.8 m≈0.85δ=10軸承端蓋外徑 D2 軸承孔直徑+（5~5.5）d 3=14軸承端蓋凸緣厚度 t (1~1.2) d3=9軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s s≈D 2=14第三章 齒輪傳動的設計計算3.1、高速齒輪傳動的設計計算1 選擇齒輪類型，精度等級，材料，齒數(shù)及螺旋角（1）選用斜圓柱齒輪傳動（2）運輸機為一般工作機，速度不高，技選用 7 級精度（GB10095-88）(3)材料選擇由課本表 10-1 選擇小齒輪選擇材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS,大齒輪材料為 45 鋼（調質）硬度為 240HBS選小齒輪齒數(shù) z1=24, 大齒輪齒數(shù) z2=i1×z1=2.4×24=57.6, 取 z2=60選取螺旋角，初選螺旋角為 =??142 按齒面接觸強度設計由設計計算公式按公式（10-21）進行計算，即dt1???????????? HEuKtTz????231確定公式內各計算數(shù)值（1）試選 K =1.6t(2)由圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z =2.433H(3)由圖 10-26 查得 ， ,則 = + =1.6578.01???7.02???12(4)由表 10-7 選取齒輪系數(shù) =1d?(5)由表 10-6 查得材料得彈性影響系數(shù) ZE=189.8 2MP(6)由圖 10-21 d 按齒面硬度查得小齒輪 1 得接觸疲勞強度極限 =600MPa , 齒1limH?輪 2 的接觸疲勞強度極限 =550MPa1limH?(2)計算（1）小齒輪分度圓直徑(7)由 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)=60 =60*1440*1*（3*6*300*15）=6.99*101NnIjL9=6.99*10 /2.4=2.88*2N9910(8)由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.89， =0.901HNK2HN（9）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 10%,取安全系數(shù) s=1,由式(10-12)得= /s=510 MPa1][H?NK1limH= /s=495 MPa 222=( + )/2=502..5MPa][1][=48.3mm3231 5.043894.265.0492 ?????????td（2）計算圓周速度V= smntd /6.310.8106???(3)計算齒寬 b 及模數(shù) nt138.4.25. 95.124cos3.8/cos11?????mhbzdnttntt??(4)、計算縱向重合度 903.14tan2138.0tan1.01 ????????Zd(5)、計算載荷系數(shù)由表 10-2 查得使用系數(shù) K =1A根據(jù) V=3.56m/s ,7 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數(shù) ；由表 10-4 查得12.?VK的計算公式：?HK24.1 3.481023.)16.0(8. .2? ?????bd?）（由圖 10-13 查得 K 24.1??F由圖 10-3 查得 5.?H所以載荷系數(shù)： 08.24.12.1????、??HVAK(6)、按實際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑由式 10-10a 得： mdtt 7.526.1083.431???(7)、計算模數(shù) nm13.24cos*7.52cos1???Zdn?3、按齒根彎曲強度設計由式（10-17）得 321][cosFsan YdZYKTm???????1)、確定計算參數(shù)(1)、計算載荷系數(shù) 81.0.512.????、??FVAK(2)、根據(jù)縱向重合度 從圖 10-28 查得螺旋角影響系數(shù) 93.? 8.0??Y(3)、計算當量齒數(shù)： 29.84)1(cos60s7.)(ss332331?????ZVV(4)、查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 592.1?FaY21.?FaY(5)、查取應力校正系數(shù)由表 10-5 查得 6.1Sa 74.2Sa(6)、由圖 10-20c 查得齒輪 1 的彎曲疲勞強度極限 齒輪 2 得彎MPaFE501??曲疲勞強度極限 MPFE3802??(7)、由圖 10- 18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 82.1FNK8.2FNK(8)、計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 由公式 10-12 得MPaSKEFNFEFNF 71.2304.1850][ 6.9.][2211 ????(9)、計算大、小齒輪 并加以比較][FSaY?017..2341][ 3.86.952][21???FSaFSaY?通過比較大齒輪的 數(shù)值大][FSaY?2)設計計算 321][cosFsan YdZYKTm???????mn38.1 017.65.124)4(cos80.9.223? ?????對此計算結果，由齒面的接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度計算nm的法面模數(shù)，現(xiàn)取 =2.0 ,已可滿足齒面接觸疲勞強度的設計要求。n6565274.8.1cos.cos211????Zimdn取取 ?(8)由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.89， =0.901HNK2HN（9）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 10%,取安全系數(shù) s=1,由式(10-12)得= /s=510 MPa1][H?NK1limH= /s=495 MPa 222=( + )/2=502..5MPa][1][=48.3mm3231 5.043894.265.0492 ?????????td（2）計算圓周速度V= smntd /6.310.8106???(3)計算齒寬 b 及模數(shù) nt138.4.25. 95.124cos3.8/cos11?????mhbzdnttntt??(4)、計算縱向重合度 903.14tan2138.0tan1.01 ????????Zd(5)、計算載荷系數(shù)由表 10-2 查得使用系數(shù) K =1A根據(jù) V=3.56m/s ,7 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數(shù) ；由表 10-4 查得12.?VK的計算公式：?HK24.1 3.481023.)16.0(8. .2? ?????bd?）（由圖 10-13 查得 K 4.??F由圖 10-3 查得 5.1?H所以載荷系數(shù)： 08.24.2.????、??HVAK(6)、按實際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑由式 10-10a 得： mdtt 7.526.1083.431???(7)、計算模數(shù) nm13.24cos*7.52cos1???Zdn?4、 幾何尺寸計算(1)、計算中心距 ????mman89.41cos2657cos21 ????????將中心距圓整為 95mm(2)、按圓整后的中心距修正螺旋角 ???4.2arcs1Zn因 值改變不多，故參數(shù) ， ， 等不必再修正。????KHZ(3)、計算大，小齒輪的分度圓直徑：mmZdnn3.14.cos26579..s21??????(3)、計算齒輪寬度b79.5.1?圓整后取 mB60?2?5、設計結果中心距a12模數(shù) nm螺旋角 ?齒輪 1 齒數(shù)Z齒輪 2 齒數(shù)傳動比i齒輪 1分度圓直徑 d齒輪1的寬度 1B齒輪 1分度圓直 徑1d齒輪 2的寬度 2B95mm 2.0mm 14.4?27 65 2.4 55.79mm 60mm 134.3mm 55mm3.2 減速器蝸輪蝸桿設計1.選擇蝸桿傳動類型根據(jù) GB/T 10085——1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI） 。2.選擇材料根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度是中等，故蝸桿用 45 鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為 45——55HRC。蝸桿用鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵 HT100 制造。3.按齒面接觸疲勞強度進行設計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由式（11-12） ，傳動中心距22)][(HEZKTa???1）確定作用在蝸輪上的轉矩 mN.1603???2）確定載荷系數(shù) K因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù) 由表 11—5 選取使用系數(shù) .,k??1AK?15，由于轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù) 則：,05.1?VK1.52AVK????3）確定彈影響系數(shù) ，因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，故 。EZ 2160MPaZE?4）確定接觸系數(shù) ?先假設蝸桿分度圓直徑 和傳動中心距 a 比值 從《機械設計》圖 11-18 中可1d,30./1?d得 。1.3??Z5）確定許用接觸應力 ][H?根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從表11-7 中查得蝸輪的基本許用應力 =268MPa。?][應力循環(huán)次數(shù) 726018.76(30156)3.810hNjnL?????壽命系數(shù) 87.493.HK所以， 。??N][??][H0.8627MPa???6）計算中心距2313.1.2()6.57am??取中心距 a=355mm,因 i=31 故從表 11-2 取模數(shù) m=8 蝸桿分度圓直徑 d1=140mm,這時d1/a=0.39,因為 因此以上計算可用。，?Z??4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸計算1）蝸桿軸向齒距 Pa= ,直徑系數(shù) q= 17.5;mm13.2584.3????齒頂圓直徑 156mm，齒根圓直徑 ；分度圓導程角1d20.8fd5.09;???蝸桿軸向齒厚 。sa6.2）蝸輪蝸輪齒數(shù) Z2=71,變位系數(shù) ;20.15x??驗算傳動比 ,是允許的。217Zi?蝸輪的分度圓直徑： 287156dmzm????蝸輪喉圓直徑： 28.1256aah??蝸輪齒根圓直徑： 200.8ff??外圓直徑： 1.569waDdmm?蝸輪寬度 B: 0.7,17B??取5.校核齒根彎曲疲勞強度 ][53.12FFaFYmdKT?????當量齒數(shù) 根據(jù) x2=+0.125, ,從圖 11-1923371.cos5.09vz???271.vz?中可查得齒形系數(shù) 。2.FY?螺旋系數(shù) .1.63401??????許用彎曲應力 FNFK??][?從表 11-8 中查得由鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力MPaF56][??壽命系數(shù) 9710.83.8NK?[]56.4Fa???；所以彎曲強度是滿足的。1.5326012.097148F MP???6.精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從 GB/T10089-1988 圓柱蝸桿、蝸桿精度等級中選 7 級精度、側隙種類為 f,表注為 8f GB/T100 然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。第四章 軸系零件的設計計算軸系零件包括軸、鍵聯(lián)接、滾動軸承和聯(lián)軸器。完成傳動零件的設計計算后，需對它們進行設計計算。軸是減速器的主要零件之一，軸的結構決定于軸上零件的位置和有關尺寸。設計軸時，要按照工作要求，選擇合適的材料，并進行結構設計，然后根據(jù)受力狀況進行強度和剛度計算。4.1 輸入軸的設計與計算1．軸的材料的選擇軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞度，故采用碳鋼制造尤為廣泛。材料選擇：45#鋼，采用熱處理（調質）和表面未強化處理，由機械手冊查得，45 號鋼采用調質處理硬度為 217~255HB。2．軸的初步計算已知：輸入軸上的輸入功率P=11.07KW；轉速 ；17.8/minnr?轉矩 ；426TN?軸上齒輪模數(shù) Mn=2；螺旋角 =?1.?前面已經(jīng)算出軸上齒輪分度圓直徑: ；25.79dm?1、求作用在齒輪上的力；248601735.9tTFNd??；tancosr?tan2649.cos.??； ta??1730t圓周力 ，徑向力 ，軸向力 的方向如圖 4—2 所示。tFraF2、初步確定輸入軸的最小直徑公式 中： 由查表 15-3 得，初步選定為 120，代入上式可得：13PdAn???；3min7.2809.4m???軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d1-2直徑與聯(lián)軸器的孔徑，以及電動機的輸出軸相適應，故需先確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩： ；caATK由于提升機的工作效率不大，工作轉矩變化小，原動機為電動機。查表 14-1，考慮到轉矩變化很小，故選 ；3.1?A則： =caT482607Nm??按照計算轉矩 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查《機械設計手冊》選用 LT6 型彈性套柱ca銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 2050 。半聯(lián)軸器的孔徑 =38mm，故取 =38mm；半聯(lián)軸? 1d12d?器長度Ｌ＝82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 。60Lm?3．軸的結構設計圖 4—1 輸出軸的結構與裝配（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度1、為使 1—2 軸段滿足半聯(lián)軸器的配合要求，需制出一軸肩，取 1—2 段直徑。234dm??2、初步選擇滾動軸承因所選用的齒輪為斜齒輪，則軸承同時承受有徑向和軸向力的作用，鼓選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d =42mm，查手冊，初步選取 0 基本游隙組標準精23?度級的單列圓錐滾子軸承 30209，其尺寸為 ,4572.5DTmm???故 3—4 軸的直徑 ,而 。3456dm??56l?3；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 125mm，為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 。456lm??4、軸承端蓋的總寬度 20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l=30mm5、取齒輪距箱體內壁之距離 a=16mm，蝸輪與圓柱大齒輪之間的距離為 c=20mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸位置時，應距箱體內壁一段距離 s，取 s=80mm。至此，已知初步確定了軸的各段直徑和長度。（2） 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按 由手冊選用平鍵為45d?，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 108mm，同時為了保證齒輪與軸的配318bhm??合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 。同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，76Hn選用平鍵為 ，半聯(lián)軸器與軸的配合為 H7/k6，滾動軸承與軸的周向2690m?定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。（3） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15-2，取左軸端倒角為 ，右軸端倒角 ，2 出處倒圓 R=2.0mm，其它245?.54??處倒圓 R=2.5mm。4．求軸上的載荷根據(jù)軸的結構圖 4—5，在確定軸承的支點位置時，應根據(jù)手冊查取 a 值。對于 32217型的滾動軸承，由手冊查得 a=34mm。又滾動軸承如圖 5-3 正裝，則作為簡支梁的軸承跨距L= 。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖 4—6。23.7.8Lm??圖 4—6 輸出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的機構圖以及扭矩圖中可以看出，C 截面是軸的危險截面。（1） 求軸上軸承的支座反力 和 ，截面 C 上的 、 、NHFVHMV1、求軸承的支反力 和3123.41702.8.9.3tNHtLFN????1232/270.9raNVrLDF?????2、截面 C 上的 、 、HMV12376.8NFLNm???23941237.6.V????則：總彎矩 為：2221176.8137.648.9HVMNm?????223?；4860TNm?5．扭矩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，根據(jù)以上所算得的數(shù)據(jù)，并取 =0.6，軸的計算應力為：a＜????2 22213478.90.648.515caMTMPaW?????????1??前已選定軸的材料為 45 鋼，由表 15-1 查得 =60 ，故軸工作安全。??1??（6） 危險截面 4 校核：截面 4 左側：抗彎截面系數(shù)： ；3330.1.4976.dm???抗扭截面系數(shù)： ；2258TW截面左側的彎矩 M 為： ;3478.9??.261428.54Nm????截面上的彎曲應力： ；15.bMPaW?截面上的扭轉切應力： ；1260.398T?軸的材料為 45 鋼，調質處理。由表 15-1 查得 ， ，aB40??MPa2751???。MPa15???截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 按附表 3-2 查取。?a?因為 ； ，經(jīng)插值后可查得：2.049rd521.069Dd?；1.a??.3?又由附圖 3-1 可得軸的材料的敏感系數(shù)為：； ；0.82q?.5?有效集中系數(shù)：；????110.82.91.738ka????????；525q????由附圖 3-2 得尺寸系數(shù) ；.7??由附圖 3-3 得扭轉尺寸系數(shù)： ；08?軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質量系數(shù) ； 0.94????軸未經(jīng)表面強化，即 則得綜合系數(shù)值為：,1?q?；.73812.4802.9kK???????；1.5.7.???碳鋼的特性系數(shù)：，取 ；2.0~???1.0??，取 ；5? 5??計算安全系數(shù) 值：caS；127592.4.4810.amK??????????；1 8...2aS???＞S=1.5；29.486..ca???????故可知其安全。4.2 中間軸的設計與計算1.軸的材料的選擇軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞度，故采用碳鋼制造尤為廣泛。材料選擇：45#鋼，采用熱處理（調質）和表面未強化處理，由機械手冊查得，45 號鋼采用調質處理硬度為 217~255HB。2.軸的初步計算（1） 初步確定輸入軸的受力計算：已知：輸入軸上的輸入功率；'6.92PKW??轉速 ；10/minnr轉矩 ；'.TN??前面已經(jīng)算出軸上蝸桿分度圓直徑: ；140dm?求作用在蝸桿上的力；'1210963.54taTFNd???；12 875at ?1387014.9rFtgN???r(2) 估算軸徑選取軸的型號軸Ⅱ材料為 45 鋼，經(jīng)調質處理。按扭轉強度計算，初步計算軸徑， 軸徑計算公式查手冊可知道 A0=103~126 mm，取30nPAd? 3105A?d>= 23.7mm?取軸頸 d = 24mm(3) 軸承選取圓錐滾子軸承(30000 型)標準=摘自 GB/T 297-1994 參照 ISO355-1977 單位=(mm)軸承代號=32009尺寸\d=45尺寸\D=75尺寸\T=20尺寸\B=193．軸的結構設計(1)軸的方案設計(2)各段直徑及長度軸承處直徑：d 2~3= 45mm軸承處長度：L 2~3=66 mm齒輪處的直徑：d 1~2=38 mm（齒輪孔徑大于所通過的軸徑）齒輪處長度：L 1~2=54mm , (軸段長度應略小于輪轂長度 )擋油環(huán)處：L =18mm蝸桿齒處：d 5~6=117㎜L 5~6=117㎜軸承與箱體內壁距離 s =5 mm蝸輪與箱體內壁距離 a =10mm4.3 中間軸的設計與計算1． 確定輸出軸上的功率 P ，轉速 n 和轉距 T 。由前面可知 P =5.43KW，n =8.76r/min, 33333T =5912450NM。32． 求作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為 d =568mm,F = =t32Td?N, 359102816??F = F3rttan2076.cos5.9ngN????1. 初步確定軸的最小直徑：低速軸Ⅲ材料為 45 鋼，經(jīng)調質處理。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取 3105A?d ,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與鏈輪的孔33.41058.76PAmn???徑相同，故需確定彈性聯(lián)軸器?？讖?，基本尺寸為 D*d*T=105*90*39 90Id?4 軸的結構設計１） 擬訂軸晌零件的裝配方案圖２） 根據(jù)軸的軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度３） d2-3=96.4mm L1=175mm 取 L1-2=173mm ４） 選擇圓錐輥子軸承型號為（30221）５） d5-6=113mm d4-5=115mm d5-6=125mm L4-5=115mm L5-6=15mm第七章 軸承的校核7.1、 第一對軸承的校核（即與軸 I 裝配得軸承）初選單列圓錐滾子軸承，其型號為 30209，其尺寸為 軸45720.dDT???承得受力情況（簡圖）如下圖所示：（1） 計算徑向力 rF 軸向力 ae齒輪的徑向力 12221 74.976NHV N?????（ ） （ ）222830.154r （ ） （ ）齒輪的軸向力 4ae（2）計算軸向派生力由手冊查得 e=0.35 Y=1.7 由課本表 13-7 得 則有：YFrd2?17241.rdFNY???2980.r（3）計算軸承得軸向載荷由于 即軸承 1 壓緊，軸承 2 放松2 1490734aed dFNF???由此得 12e??2ad（4）計算當量載荷因為 則查表得取 X Y176.243arFe??4.01?7.1則查表得，取 f =1.0p則 111().0(473.2)59.8raPXYN?????因為 則查表得取 X Y290.3576arFe??12?02則查表得，取 f =1.0p則 211().0(76)raPXYN????（5）軸承壽命計算 Ln因為 則按軸承 1 計算，查手冊得，該種軸承得額定動載荷 C=26.8KN21?則 ??hPCnL 731063016 4.756.4828???????????hn 4' 1.8?因為 nL'?所以所選得軸承符合要求結束語在各位老師的指導下，經(jīng)過歷時兩個星期的緊張設計，我完成了推力機傳動裝置的設計。在設計過程中，我參考了有關的書籍解到了機械行業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，拓寬了自己的視野和知識面。本次設計用到了許多以前所學的知識，特別是剛剛結束的機械設計課程中所學的很多知識：從大一時學的 CAD 制圖到剛剛在機械設計課程中學的結構設計，零件設計。因此在整個設計的過程中，我將兩年多來所學的知識進行系統(tǒng)的復習和回顧，進一步鞏固了自己的專業(yè)知識和專業(yè)技能，增強了獨立思考和理論聯(lián)系實際的能力。同時，也使我對機電產品的設計過程和方法等內容有了一定了解、熟悉和深入。更重要的是，在此次設計過程中，我發(fā)現(xiàn)自己的專業(yè)知識存在很多不足和欠缺。通過這次課程設計，我及時彌補了自己在專業(yè)知識中存在的不足和欠缺，從而提高自己的綜合能力。由于本人的知識水平真的很有限，設計經(jīng)驗又不足，此次設計難免存在不足和錯誤，懇請各位老師批評和指正。最后再次感謝在本次設計中指導老師和同學對我的幫助!參考文獻1． 《機械設計課程設計指導書》 （第二版） 高等教育出版社 作者：羅圣國等2． 《機械設計基礎》 高等教育出版社 主編：陳立德3． 《機械設計》 （第七版） 高等教育出版社 主編：紀名剛4． 《機械設計手冊》 （軟件版）