電動卷揚機傳動裝置

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1、河北工程大學機械設計課程設計說明書 第一章 概述 1.1卷揚機 卷揚機（又叫絞車）是由人力或機械動力驅(qū)動卷筒、卷繞繩索來完成牽引工作的裝置?？梢源怪碧嵘?、水平或傾斜拽引重物。卷揚機分為手動卷揚機和電動卷揚機兩種。現(xiàn)在以電動卷揚機為主。電動卷揚機由電動機、聯(lián)軸節(jié)、制動器、齒輪箱和卷筒組成，共同安裝在機架上。對于起升高度和裝卸量大工作頻繁的情況，調(diào)速性能好，能令空鉤快速下降。對安裝就位或敏感的物料，能用較小速度。 常見的卷揚機噸位有：0.3T卷揚機 0.5T卷揚機 1T卷揚機 1.5T卷揚機 2T卷揚機 3T卷揚機 5T卷揚機 6T卷揚機 8T卷揚機 10T卷揚機 15T卷揚機 20T卷揚

2、機 25T卷揚機 30T卷揚機。 卷揚機 從是否符合國家標準的角度：卷揚機可分為國標卷揚機、非標卷揚機。國標卷揚機指符合國家標準的卷揚機，非標卷揚機是指廠家自己定義標準的卷揚機）通常只有具有生產(chǎn)證的廠商才可以生產(chǎn)國標卷揚機，價格也比非標卷揚機貴一些。 卷揚機的分類及其不同特性卷揚機包括建筑卷揚機,同軸卷揚機 主要產(chǎn)品有：JM電控慢速大噸位卷揚機、JM電控慢速卷揚機、JK電控高速卷揚機、 JKL手控快速溜放卷揚機、2JKL手控雙快溜放卷揚機、電控手控兩用卷揚機、JT調(diào)速卷揚機、KDJ微型卷揚機等，僅能在地上使用，可以通過修改用于船上。它以電動機為動力，經(jīng)彈性聯(lián)軸節(jié)，三級封閉式齒輪減

3、速箱，牙嵌式聯(lián)軸節(jié)驅(qū)動卷筒，采用電磁制動。該產(chǎn)品通用性高、結構緊湊、體積小、重量輕、起重大、使用轉(zhuǎn)移方便，被廣泛應用于建筑、水利工程、林業(yè)、礦山、碼頭等的物料升降或平拖，還可作現(xiàn)代化電控自動作業(yè)線的配套設備。Jm系列為齒輪減速機傳動卷揚機。主要用于卷揚、拉卸、推、拖重物如各種大中型砼、鋼結構及機械設備，的安裝和拆卸。適用于建筑安裝公司、礦區(qū)、工廠的土木建筑及安裝工程。 由人力或機械動力驅(qū)動卷筒、卷繞繩索來完成牽引工作的裝置。 同軸卷揚機：（又叫微型卷揚機）電機與鋼絲繩在同一傳動軸上，輕便小巧，節(jié)省空間慢速卷揚機：卷筒上的鋼絲繩額定速度約7~12m/min的卷揚機。 快速卷揚機：卷筒上的鋼絲繩額

4、定速度約30m/min的卷揚機。 電動卷揚機：由電動機作為動力，通過驅(qū)動裝置使卷筒回轉(zhuǎn)的卷揚機。適用于建筑安裝公司、礦區(qū)、工廠的土木建筑及安裝工程。 由人力或機械動力驅(qū)動卷筒、卷繞繩索來完成牽引工作的裝置。 同軸卷揚機：（又叫微型卷揚機）電機與鋼絲繩在同一傳動軸上，輕便小巧，節(jié)省空間慢速卷揚機：卷筒上的鋼絲繩額定速度約7~12m/min的卷揚機。 快速卷揚機：卷筒上的鋼絲繩額定速度約30m/min的卷揚機。 電

5、動卷揚機：由電動機作為動力，通過驅(qū)動裝置使卷筒回轉(zhuǎn)的卷揚機。 調(diào)速卷揚機：速度控制可以調(diào)節(jié)的卷揚機 。手搖卷揚機：以人力作為動力，通過驅(qū)動裝置使卷筒回轉(zhuǎn)的卷揚機。 1.2減速器 1.減速器 減速器在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計、制造和使用特點各不相同。20世紀70－80年代，世界上減速器技術有了很大的發(fā)展，且與新技術革命的發(fā)展緊密結合。 減速器主要由傳動零件(齒輪或蝸桿)、軸、軸承、箱體及其附件所組成。其主要類型：齒輪減速器；蝸桿減速器；齒輪—蝸桿減速器；行星齒輪減速器。 一

6、般的減速器有斜齒輪減速器(包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等)、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、蝸輪蝸桿減速器、行星摩擦式機械無級變速機等等。 2.蝸桿減速器 蝸輪蝸桿減速機 幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機車，建筑用的重型機具，機械工業(yè)所用的加工機具及自動化生產(chǎn)設備，到日常生活中常見的家電，鐘表等等.其應用從大動力的傳輸工作，到小負荷，精確的角度傳輸都可以見到減速機的應用，且在工業(yè)應用上，減速機具有減速及增加轉(zhuǎn)矩功能。因此廣泛應用在速度與扭機的作用主要有： 1）降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比，但要注意

7、不能超出減速機額定扭矩。 　　2）減速同時降低了負載的慣量，慣量的減少為減速比的平方?？梢钥匆幌乱话汶姍C都有一個慣量數(shù)值。 1.3設計任務 題目：電動卷揚機傳動裝置 1．已知條件 用于電動卷揚機的傳動裝置。傳動裝置簡圖如圖所示。 (1)卷揚機數(shù)據(jù):卷揚機繩牽引力F(KN)、繩牽引速度v(m/min)及卷筒直徑D(mm)見數(shù)據(jù)表。 (2)工作條件:起動拉力是工作拉力的1.2倍，工作平穩(wěn)，鋼繩

8、速度允許誤差5 。 (3)使用期限:工作期限為十年，每年工作300天，兩班制工作，每班工作4小時，大修期為三年。 (4)生產(chǎn)批量及加工條件：小批量生產(chǎn)。 2．設計任務 1）確定傳動方案； 2）選擇電動機型號； 3）設計蝸桿減速器； 4）選擇聯(lián)軸器及其它附件。 3．工作量 1）減速器裝配圖一張（0號圖）； 2）零件工作圖二張（蝸桿、蝸輪）； 3）設計說明書一份（做好設計記錄，另交設計記錄本）。 4．數(shù)據(jù)表 序

9、號 4-1 4-2 4-3 4-4 4-5 4-6 4-7 4-8 4-9 4-10 鋼繩工作拉力F(KN) 5 6 6 5 5.5 4 4.5 4 5 5.5 提升速度v(m/min) 25 28 23 26 26 28 26 25 28 24 卷筒直徑D（mm） 220 230 220 230 210 250 200 220 240 230 裝置方式 蝸桿下置 蝸桿上置

10、 設計計算及說明 結果及備注 第二章 電機選擇與傳動比計算 2.1工作條件 啟動拉力是工作拉力的1.2倍，工作平穩(wěn)，鋼繩速度允許誤差。 2.2 電動機類型的選擇 由于直流電動機需直流電源，結構復雜，價格較高，因此當交流電動機能滿足工作機械要求時，一般不采用直流電動機。卷揚機不需經(jīng)常起、制動，正、反轉(zhuǎn)。故初選Y系列三相異步電動機。 2.3 電機功率的計算與型號的確定

11、 1. 電動機功率的計算 （1）工作機輸出功率Pw (2-1) 式中：F為卷揚機繩牽引力，F(xiàn)=5KN；V為繩牽引速度，V=25 m/min。 由式（2-1）得： （2）所需電動機的功率Pd (2-2) 式中：查表得彈性聯(lián)軸器效率，滾動軸承效率，蝸輪蝸桿傳動效率（包括軸承及攪油損失），卷筒效率（包括軸承）。則： 則所需電動機的功率為： 設計計算及說明 結果及備注 （3）啟動時電機功率： 啟動時拉力是工作拉力的1.2倍，則啟動時電動機的輸出功率為：

12、2.電動機轉(zhuǎn)速的計算 (1)根據(jù)卷筒的直徑及繩速計算卷筒轉(zhuǎn)速nw： (2-3) (2)電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍 nd: 蝸桿傳動單機傳動比 3.電動機型號的確定 根據(jù)選定的電動機類型，從計算的功率、轉(zhuǎn)速和電動機的性價比考慮選用Y112M-4型電動機。電動機主要性能參數(shù)、尺寸見表2-1 表2-1電動機主要性能參數(shù)、尺寸 電動機型號 額定功率 （KW） 電動機滿載轉(zhuǎn)速（r/min） 軸頸 （mm） 啟動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩/ 額定轉(zhuǎn)矩 Y112M-4 4 1440 28 2.2 2.2 第三章 運動和動力參數(shù)計算 3.1傳動比分配 1

13、.計算總傳動比 (3-1) 2.傳動比的分配 因為減速器為一級蝸桿減速器，故蝸輪蝸桿傳動的傳動比為39.810. 3.2各軸運動和動力參數(shù)計算 啟動時： 電動機型號： Y112M-4 設計計算及說明 結果及備注 1.各軸轉(zhuǎn)速計算 2.各軸功率計算 (3-2) (3-3) (3-4) 3.各軸轉(zhuǎn)矩計算 (3-5) (3-6)

14、 (3-7) (3-8) 4. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)列表 表3-1傳動裝置的運動和動力參數(shù) 軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 功率 （KW） 轉(zhuǎn)矩 （N.m） 傳動比 效率 電機軸 1440 3.161 20.96 1 39.810 1 0.99 0.7 0.9801 Ⅰ 1440 3.129 20.75 Ⅱ 36.172 2.19 578.35 卷筒軸 36.172 2.147 566.84 第四章 傳動零件的設計計算和結構設計 閉式蝸桿減速器的設計計算 1.選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T 10

15、085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI） 2.材料選擇 考慮到蝸桿傳動功率不大，速度中等，故蝸桿用45鋼，因希望效率高些， 設計計算及說明 結果及備注 耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45-55HRC。蝸輪用鑄錫磷青 銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為節(jié)約貴重有色金屬，僅齒面用青銅鑄造，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。由書[1]式（11-12），傳動中心距

16、 (4-1) 確定中心距 (1)確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 根據(jù)表2-2知作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 (2)確定載荷系數(shù)K 因工作載荷穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)；由參考書目[1]表11-5取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)；則， (3)確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故 (4)確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值/=0.35,可從參考書目[1]圖11-18中可查得。 (5)確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料用鑄錫青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從參考書目[1]表1

17、1-7中查得蝸輪的基本許用應力。 應力循環(huán)次數(shù) 設計計算及說明 結果及備注 壽命系數(shù) 則 (6)計算中心距 取,因i=39.810,z1=1,取z2=41。取,蝸輪分度圓直徑,則q=10,d1/a=63/160=0.4。從參考書目[1]圖11-18中可查得接觸系數(shù)，因為，因此以上結果可用。 4.校核齒根彎曲疲勞強度 由經(jīng)驗可知對閉式蝸桿傳動通常只作蝸輪齒根彎曲疲勞強度的校核計算。由參考資料書目[1]第251頁公式11-13可得蝸輪齒根彎曲疲勞強度

18、計算公式為 (4-2) 式中: ——蝸輪齒形系數(shù)； ——螺旋角影響系數(shù)； ，則當量齒數(shù) 變位系數(shù)，，從書[1]中圖11-9中查得齒形系數(shù)；螺旋角系數(shù)；許用彎曲應力； 從書[1]表11-8中查得ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力，壽命系數(shù) ；則， 則： 設計計算及說明 結果及備注 ∴，滿足彎曲強度要求。 5.蝸桿和蝸輪的主要參數(shù)和幾何尺寸

19、 (1)蝸桿 軸向齒距，直徑系數(shù)，齒頂圓直徑，齒根圓直徑 ，分度圓導程角 ，蝸桿軸向齒厚，蝸桿分度圓直徑，取蝸桿齒寬為。 (2)蝸輪 蝸輪齒數(shù)，變位系數(shù)， 驗算傳動比，傳動比誤差為，是允許的。蝸輪分度圓直徑，蝸輪喉圓直徑，蝸輪齒根圓直徑 ，蝸輪咽喉母圓半徑，取蝸輪頂圓直徑 蝸輪寬度。 6.驗算效率 (4-3) 知，，與有關。 從書[1]表11-18 中插值得 代入得，大于原估計值， 設計計算及說明 結果及備注 因此不

20、用重算。 7. 精度等級的公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳遞的是動力，屬于傳遞動力的機械減速器，GB/T 10089—1988圓柱蝸桿蝸輪中選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，其標準為 8f GB/T 10089—1988 8.熱平衡核算 蝸桿傳動由于效率低，所以工作時散熱量大。在閉式傳動中，如果產(chǎn)生的熱量不能及時散逸，將因油溫不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦損失，甚至發(fā)生膠合。所以必須根據(jù)單位時間內(nèi)的發(fā)熱量和同時間內(nèi)的散熱量平穩(wěn)衡，以保證油溫穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內(nèi)。 傳動嚙合效率，攪油效率，軸承效率。則總效率為：。散熱面積估計為：。則可求得在既定工作條件下的油溫為：

21、 8f GB/T 10089—1988 ] 設計計算及說明 結果及備注 第五章 軸的設計 5.1蝸桿軸的設計 1.輸入軸上的參數(shù) 功率,轉(zhuǎn)矩，，。 2.求作用在蝸桿上的力 已知蝸桿分度圓直徑為，。則 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)制處理。根據(jù)表（15-3），取,于是得： 最小軸直徑處需開一個鍵槽與聯(lián)軸器配合， 蝸桿軸一端外伸且通過聯(lián)軸器與電機相連，取軸端直徑與電機軸徑相等或相近，以便于選用標準孔的聯(lián)軸

22、器。故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表（14-1），考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為315N.m許用最大轉(zhuǎn)速為5600r/min。半聯(lián)軸器孔徑為，故取。半聯(lián)軸器長度L=62mm，半聯(lián)軸器與軸配 設計計算及說明 結果及備注 合的轂孔長度。 4.軸的結構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案 (2)根據(jù)軸向定位的要求確

23、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，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=3.2mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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Ⅰ-Ⅱ段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。軸承端蓋軸承蓋得寬度為12mm，根據(jù)軸承蓋得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=25mm，故取。 ② Ⅲ-Ⅳ段和Ⅸ-Ⅹ段,需安裝圓螺母和止動墊圈來固定軸承內(nèi)圈。選用M361.5的圓螺母，故，，，，，，，，。 ③ 初選滾動軸承。根據(jù)軸上零件的裝配方案及用圓螺母固定軸承內(nèi)圈時螺紋外徑

24、必須小于軸承內(nèi)圈，故Ⅳ-Ⅴ段初選用0基本游隙組，標注精度級的深溝球軸承6208，其尺寸為dDE=40mm80mm18mm；Ⅷ-Ⅸ段初選一對0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7208AC，其尺寸為dDE=40mm80mm18mm。采用擋油盤，取，。軸承內(nèi)圈另一側(cè)用軸肩定位，由手冊上查得6208型和7208AC型軸承的內(nèi)圈軸肩定位的直徑為47mm，故。 ④蝸桿的齒頂圓直徑為75.6mm，蝸桿寬度，故， 6208 7208AC

25、 設計計算及說明 結果及備注 。 ⑤為了提高蝸桿剛度，應盡量減小支點跨度，為此，軸承支座可伸到箱體內(nèi)部，因蝸輪頂圓直徑，蝸輪外圓與內(nèi)箱距離，故。取，。 （3）軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按查表得平鍵截面bh=8mm7mm，鍵槽用鍵槽銑刀，長為36mm，軸槽深。半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的的尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參照書[1]表15-2取軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半徑見零件圖。 （5）求軸上載荷 ① 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，角接觸球軸承為面對面

26、成對安裝，因此作為簡支梁的支承跨距。 已知，,,。 列平衡方程： 解方程得： 設計計算及說明 結果及備注 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。有關計算公式查自參考書目[1]第363~365頁。現(xiàn)將計算出的截面C處的結果列于下表5-1： 表5-1截面

27、C處的載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T （6）按彎扭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（即危險截面c）的強度。根據(jù)上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，取，軸的計算應力 前面已經(jīng)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得，故安全。 下圖為軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖

28、 設計計算及說明 結果及備注 設計計算及說明 結果及備注 5.2蝸輪軸的結構設計 1.輸出軸的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T 根據(jù)前面的計算知 2.確定在蝸輪上的力 ，， 3.初步確定軸的最小直徑 先按參考書[1]中15—2式初步估算軸的最小直徑。按選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)[1]表15—3，取，于是得 最小軸直徑處需開一個鍵槽與聯(lián)軸器配合， 輸出軸的最小直徑按安裝工藝顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，假設為，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)

29、矩公式為由書[1]查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，取1.3，即,則 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m許用最大轉(zhuǎn)速為4000r/min。半聯(lián)軸器孔徑為，故取。半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 4．軸的結構設計 (1)擬定軸上零件的裝配方案 由于軸上零件只有一個蝸輪，則應該將蝸輪放在兩軸承的中間，如此軸 設計計算及說明 結果及備注 的受力才比較合

30、理。 （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，1—2軸段右端需制出一軸肩，故??；左端用于軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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1—2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0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為：，故取。 ③取安裝蝸輪處的軸端4-5的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知蝸輪輪轂的寬度為84

31、mm ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪， 30212 設計計算及說明 結果及備注 此軸段應略短于輪轂寬度，故取。蝸輪的右端采用軸肩定位，軸肩 高度h>0.07d，取h=5mm ，則軸環(huán)處的直徑 。軸環(huán)寬度b>1.4h，取。 ④軸承端蓋的總寬度為20 mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面半聯(lián)軸器的右端面的間距為,故取。 ⑤取蝸輪輪轂距箱體內(nèi)壁之距為10mm ，考慮到箱體鑄造誤差

32、，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s ，取 s=12mm ，已知滾動軸承寬度 T=23.75mm ，因為此軸上只有一個零件，而且并沒有其他零件在任何位置對軸的長度造成影響，則蝸輪應位于中心位置，所以 至此已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （3）軸上零件的軸向定位 蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。蝸輪用A型平鍵定位，按,查手冊得鍵的截面尺寸為 GB/T1096-1979，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長,同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選取蝸輪輪轂與軸的配合為 H7/n6；由于半聯(lián)軸器在軸端，故選用單圓頭普通平鍵（C型），。半聯(lián)軸器與軸的配合為H

33、7/k6 。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，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 ，各軸肩處圓角半徑見零件圖。 （5）求軸上載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30212型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=22 .4mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 設計計算及說明 結果及備注 已知，,,

34、。 列平衡方程： 解方程得： 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。有關計算公式查自參考書目[1]第363~365頁。現(xiàn)將計算出的截面C處的結果列于下表： 表5-2截面C處的載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 設計計算及說明 結果及備注 下圖為軸的結構圖以及彎矩和扭

35、矩圖 設計計算及說明 結果及備注 結果及備注 結果及備注 結果及備注 設計計算及說明 （6）按彎扭合成應力來校核軸的強度 進行校核時，通常只是校核軸上受最大彎矩和扭矩（即危險截面C）的強度。根據(jù)參考書目[1]公式15—5及上頁的表中的數(shù)值，并取，軸的抗彎截面系數(shù) 前已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考資料[1]的表15—1查得。因此，故此軸的各項要求是安全的。 （7）精確校核軸的疲勞強度 ①判斷危險截面 截面A、Ⅱ、Ⅲ、B只受扭矩作用，雖然軸肩、鍵槽及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強

36、度較為寬裕確定的，所以截面A、2、3、B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面4、5處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面5的應力集中的影響和4的接近，但5不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。C上雖應力較大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），故C也不必校核。6、7顯然更不必校核。鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因此該軸只需校核截面4左右兩側(cè)即可。 ②截面4左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面4左側(cè)的彎矩為 截面4上的扭矩為 截面

37、上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 設計計算及說明 結果及備注 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由書[1]中表15-1查得，。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按書[1]附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為

38、 由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為。 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為： 碳鋼的特性系數(shù) 所以軸在截面4左側(cè)的安全系數(shù)為： 設計計算及說明 結果及備注 故可知其安全。 ③截面4右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面4左側(cè)的彎矩為 截面4

39、上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 過盈配合處的，由書[1]的表3-8用插值法求出，并取，于是得， 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為。 故得綜合系數(shù)為： 所以軸在截面4右側(cè)的安全系數(shù)為： 設計計算及說明 結果及備注 故可知其安全。因無大的瞬時過載及嚴重的

40、應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 第六章 軸承的選擇與校核 6.1蝸桿軸上軸承的選擇 游動端因載荷不大選用6208型深溝球軸承，固定端選擇兩個7208AC型角接觸球軸承，面對面安裝，從而可承受兩個方向的軸向力。 6.2蝸輪軸上軸承的選擇與校核 1.滾動軸承的選擇 在設計軸時，預選的滾動軸承的型號為30212，其尺寸分別為，預期壽命。 2.滾動軸承的校核 查手冊可知30212型軸承，。 A、求兩軸承受到的徑向載荷和，將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面（圖b）和水平面（圖c）兩個平面力系。其中：圖a中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖b中的亦應通過另加彎矩而平移到作用于

41、軸線上（上述兩步轉(zhuǎn)化圖中均未畫出）。由前力分析可得： 設計計算及說明 結果及備注 B、求兩軸承的計算軸向力和 對于3000型軸承，由書[1]按表13-7派生軸向力，則軸承的派生力為 按式（13-11）得軸向當量荷為 C、求軸承的當量動載荷和 設計計算及說明 結果及備注 因為 ， 故 ，卷揚機啟動時有輕微沖

42、擊，取則： D、驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力大小驗算。 故所選軸承可滿足壽命要求。 第七章 聯(lián)軸器的選擇、鍵的選擇與校核 1.聯(lián)軸器的選擇 在設計軸時已選擇2個半聯(lián)軸器，分別為： （1）HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為315N.m，許用最大轉(zhuǎn)速為5600r/min； （2）HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m,許用最大轉(zhuǎn)速為4000r/min。 2.鍵的選擇與校核 （1）鍵的選則 在設計軸時，已預選了3組平鍵分別為： Ⅰ： Ⅱ： Ⅲ： （2）鍵的校核 Ⅰ號鍵： 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由書[1]

43、中表6-2查得，許用擠壓應力為 設計計算及說明 結果及備注 。取，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則： （合適） 鍵的標記為：鍵 836 GB/T 1096-2003 Ⅱ號鍵： 鍵軸的材料均為鋼，蝸輪輪芯材料為灰鑄鐵，由書[1]中表6-2查的，，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則： （合適） 鍵的標記為：鍵 2070 GB/T 1096-2003 Ⅲ號鍵： 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由書[1]中表6-2查得，許用擠壓應

44、力為125MPa，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 （合適） 鍵的標記為：鍵 C1475 GB/T 1096-2003 第八章 箱體設計及其他零件的設計與選擇 8.1箱體設計 箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系零件、保證傳動零件的正確相對位置并承受載荷的重要零件，箱體一般還兼作潤滑油的油箱，具有潤滑和密封箱內(nèi)零件的作用。鑄造箱體通常采用灰鑄鐵鑄造，鑄造的箱體剛性較好、外形美觀、易于切削加工、能吸震和消除噪聲。這里只做箱體的大體結構設計，由于前面設計的蝸桿傳動的速度<4~5m/s，故結構采用蝸桿下置式。減速器箱體必須采用HT200鑄造，必須經(jīng)行去應力處理。參考書[2]

45、表4-17，其基本尺寸如下表所示 表8-1箱體的大體尺寸 設計計算及說明 結果及備注 名稱 符號 結構尺寸 箱座（體）壁厚 δ 取9.4 箱蓋壁厚 蝸桿下置9.4 箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度 b=b1=1.5=14 b2==23.5 箱座、箱蓋的肋厚 9.5,9.5 軸承旁凸臺的高度和半徑 h, h=55, = 軸承蓋的外徑 (下)=136 （上）=160 地腳螺釘 直徑與數(shù)目 通孔直徑 沉頭座直徑 底座凸圓直徑 連接螺栓 軸承旁連接螺栓直徑 d1=

46、12 箱座箱蓋連接螺栓直徑 d2=8 定位銷直徑 =6 視孔蓋螺釘直徑 =6 軸承蓋螺釘直徑 d3=10 蝸輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離 11.5 齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離 10 箱體外壁至軸承座端面的距離 40 設計計算及說明 結果及備注 8.2 聯(lián)接螺栓的確定 為了便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體大多做成剖分式，由箱蓋和箱座組成，取軸的中心線所在平面為剖分面，箱蓋和箱座采用普通螺栓連接，用圓錐銷定位。下表為各聯(lián)接螺栓螺釘?shù)囊?guī)格尺寸 表8-2 聯(lián)接螺栓、螺釘 軸承旁連接螺栓

47、 M12140 箱座箱蓋連接螺栓 M845 起蓋螺釘 M850 上軸承蓋 M1025 下軸承蓋 M1050 視孔蓋 M620 密封蓋 M616 箱體上任何一處加工表面與非加工表面要分開，不使它們在同一平面上。采用突出還是凹入結構應視加工方法而定。一般支撐螺栓頭或螺母的支撐面一半多采用凹入結構，即沉頭座。沉頭座锪平時深度不限锪平為止。箱體底面也應鑄出凹入部分，以減少加工面。 8.3 減速器附件的選擇說明 為了保證減速器正常工作和具備完善的性能，如檢查傳動件的嚙合情況、注油排油通氣和便于安裝吊運等，減速器箱體上常設置某些必要的裝置和零件，這些裝置和零件及箱體上相應的

48、局部結構統(tǒng)稱為附件。先將附件作如下分述。 1.窺視孔和視孔蓋 窺視孔用于檢查傳動件的嚙合情況和潤滑情況等，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油，平時用視孔蓋用螺釘封住。為防止污物進入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，箱蓋地板墊有紙質(zhì)封油墊片。窺視孔應有適當?shù)拇笮∫员闶帜苌烊脒M行檢查。該蝸輪蝸桿減速器的中心距為160mm，故尺寸按表8-3選取。 表8-3 觀察孔蓋 設計計算及說明 結果及備注 圖8-1 2.通氣器 減速器工作時，箱體內(nèi)的溫度和氣壓都很高，通氣器能使熱膨脹氣體及時排除，保證箱體內(nèi)、外氣壓平衡，以免潤滑油沿箱體接合面、軸伸處及其他縫隙身后出來。通氣器通常

49、裝在箱頂或窺視孔蓋板上。它有通氣螺塞和網(wǎng)式通氣器兩種。前者用于清潔的環(huán)境，灰塵較多時用網(wǎng)式通氣器。此次設計的減速器選用網(wǎng)式通氣器（見圖8-3）。 圖8-2通氣塞 結果及備注 設計計算及說明 圖8-3通氣帽 3.定位銷 為了保證箱體軸承孔的鏜削和裝配精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下半孔始終保持加工時的精度，箱蓋與箱座需用兩個圓錐銷定位。定位銷孔是在減速器箱蓋與箱座用螺栓連接緊

50、固后，鏜削軸承孔之前加工。 兩個定位銷應設在箱體連接凸緣上，相距盡量遠些，而且距對稱線距離不等，以使箱座、箱蓋能正確定位。此外還要考慮到定位銷裝拆時不與其他零件相干涉。定位銷通常用圓錐定位銷，其長度應稍大于上下箱體連接凸緣總厚度，使兩頭露出，以便裝拆。定位銷為標準件，其直徑可取凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。凸緣處連接螺栓直徑為8mm，故定位銷直徑為6mm。 4.油面指示裝置 為指示減速器內(nèi)油面的高度是否符合要求，以便保持箱體內(nèi)正常的油量，在減速器箱體上設置油面指示裝置。 油面指示器的種類很多，有桿式油標（油標尺）、圓形油標、長形油標和管狀油標。在難以觀察到的地方，應采用桿式油標。桿式油標

51、結構簡單，在減速器中經(jīng)常應用。油標上刻有最高和最低油面的標線。帶油標隔套的油標，可以減輕油攪動的影響，故常用于長期運轉(zhuǎn)的減速器，以便運轉(zhuǎn)時，測油面高度。間接工作的減速器，可以不用帶油標隔套的油標。設置油標凸臺的位置要注意，不要太低，以防油溢出，油標尺中心線一般與水平面成45或大于45，而且注意加工油標凸臺和安裝油標時。不與箱體凸緣或吊鉤相干涉。減速器離地面較高，容易觀察時或箱座較低無法安裝桿式油標時，可采用圓形油標、長形油標等。 其具體尺寸查機械設計手冊確定。 設計計算及說明 結果及備注 該減速器選用M16的油標尺具體尺寸如下： 5. 油塞

52、 為了更換減速器箱體內(nèi)的污油，應在箱體底部油池的最低處設置排油孔。平時，排油孔用油（螺）塞堵住，并用封油圈加強密封。 排油孔應設置在箱座內(nèi)底面最低處，能將污油放盡。內(nèi)底面常做成1~1.5傾斜面，在油孔附近應做成凹坑，儀便污油排盡。螺塞有六角頭圓柱細牙螺紋和圓錐螺紋兩種。圓柱螺紋油塞，自身不能不能防止漏油，應在六角頭與放油孔接觸處加油封墊片。而圓錐螺紋能直接密封，故不需油封墊片。螺塞直徑可按減速器箱座壁厚2~2.5倍選取。 減速器箱座壁厚為9.4，選用M18的圓柱螺紋油塞，尺寸如下： 圖8-4油標尺 設計計算及說明 結果及備注 結果及備注 結果及備注 結果及

53、備注 圖8-5外六角油塞 6.起蓋螺釘 減速器在安裝時，為了加強密封效果，防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處滲漏，通常在剖分面上圖以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因粘接較緊而不易分開。為了便于開啟箱蓋，設置起蓋螺釘，只要擰動此螺釘，就可頂起箱蓋。 起蓋螺釘安裝在箱蓋凸緣上，數(shù)量為1~2個，其直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，長度應大于箱蓋凸緣厚度。螺釘端部應制成圓柱端，以免損壞螺紋和剖分面。 7.起吊裝置 起吊裝置有吊環(huán)螺釘、吊耳、吊鉤等，供搬用減速器之用。吊環(huán)螺釘（或吊耳）設在箱蓋上，通常用于吊運箱蓋，也用于吊運輕型減速器，吊環(huán)螺釘時標準件，按起吊重量選取其公稱直徑；吊鉤

54、鑄在箱座兩端的凸緣上，用于吊運整臺減速器。 圖8-6吊耳及吊鉤 第九章 潤滑與密封的設計與選擇 9-1潤滑方式的選擇 在減速器中，齒輪的潤滑方式根據(jù)齒輪的圓周速度而定。當時， 設計計算及說明 結果及備注 多采用油池潤滑。 下置式蝸桿減速器潤滑時，將蝸桿浸入油池中，浸油深度約為0.75-1個齒高，但油面不應超過滾動軸承最下面滾動體的中心線，否則軸承攪油發(fā)熱大。為避免蝸桿直接浸入油后增加攪油損失，一般常在蝸桿軸上安裝帶肋的濺油環(huán)。 9-2潤滑劑的選擇 潤滑對蝸桿傳動來說有重要意義。當潤滑不良時，傳動效率將顯著降

55、低，并會帶來劇烈的磨損和產(chǎn)生膠合破壞的危險。所以往往采用粘度大的礦物油進行良好的潤滑，在礦物油中還常加入添加劑，使其提高抗膠合能力。該減速器箱座內(nèi)裝CKE320蝸輪蝸桿油至規(guī)定高度。 蝸桿軸、蝸輪軸軸承用潤滑脂潤滑，在軸承內(nèi)側(cè)用擋油盤或擋油環(huán)封油，防止箱內(nèi)油進入軸承使?jié)櫥♂尰蜃冑|(zhì)。 9-3密封的選擇 減速器須具有良好的密封性，防止外界雜志的進入及油的流出。蝸桿軸轉(zhuǎn)速較高用毛氈圈不能很好的起到密封作用，故采用J型油封。裝蝸輪的軸轉(zhuǎn)速低，用毛氈圈即可。 參考文獻： 1 濮良貴，紀名剛 主編.機械設計.北京：高等教育出版社，2001 2 席偉光，楊光，李波 主編.機械設計課程設計. 北京：高等教育出版社，2003 3 吳宗澤 主編.機械零件設計手冊.機械工業(yè)出版社.2003 4 黃貴義，潘沛霖，陳秀，嚴國良編 黃貴義 主編.機械設計課程設計圖冊.1989 5 何玉林，沈榮輝，賀元成 主編.機械制圖. 重慶：重慶大學出版社,2000 39