课程设计—慢动卷扬机（有全套CAD图纸）

Zhejiang Ocean University

机械设计课程设计说明书

设计题目 : 慢动卷扬机传动装置设计 系 别 : 机 械 专 业 : 机械设计制造及自动化 班 级 : 设 计 者 ： 指导教师 ：范细秋

2007年1月26日

前言 .................................................................................................................................................. 4 《机械设计课程设计》任务书 ....................................................................................................... 5 第二章 传动装置的总体设计 ....................................................................................................... 6

2.1电动机的选择 ..................................................................................................................... 6 2.2 减速器中各主要参数的确定 .......................................................................................... 7 2.3减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算 ................................................................. 8 2.4减速器机体结构尺寸 ......................................................................................................... 9 第三章 齿轮传动的设计计算 ..................................................................................................... 11

3.1、高速齿轮传动的设计计算 ............................................................................................ 11 3.2减速器蜗轮蜗杆设计 ....................................................................................................... 17 第四章 轴系零件的设计计算 ....................................................................................................... 20

4.1 输入轴的设计与计算 ...................................................................................................... 20 4.2 中间轴的设计与计算 ...................................................................................................... 25 4.3中间轴的设计与计算 ....................................................................................................... 27 第七章 轴承的校核 ..................................................................................................................... 28 结束语 ............................................................................................................................................ 30 参考文献......................................................................................................................................... 30

设计说明书

学生姓名：陈秀

专业：机械设计制造及其自动化

班级：C04机械（1）班

学号：041007115

课程设计题目：慢动卷扬机传动装置设计

课程设计题目来源：实际生产

指导教师：范细秋、胡晓珍 、史晓敏

任务下达日期：2007年 01月 01日

课程设计开始日期：2007年 01月16日

课程设计完成日期：2007年 01 月 26 日

前言

[摘要]: 减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组

成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机措中应用很广。

我所设计的慢动卷扬机传动装置，是以减数器为主体，外加电动机和滚筒，实现以规定得速度推动物体的功能。性能可靠，结构简单，紧凑，便于制造。

其主要设计思路来自于对推力机工作原理的分解,然后按照相应功能的机构部件进行设计,对比,选定,以及优化组合。综合利用电动机、推头、丝杠、减速器等部件的协调运动,来实现推力机得预设功能。所有部件的设计都经过科学得数据处理并利用Auto Cad软件强大绘图功能和Word的编辑功能,使设计方案图文并茂,栩栩如生.

[关键字]: 减速器 齿轮 轴 电动机

《机械设计课程设计》任务书

慢动卷扬机传动装置设计

１．原始数据 学号 方案一 方案二 1-9 2-8 15 10 250 1-10 2-9 18 11 300 1-11 2-11 20 11 350 1-12 2-12 25 12 400 1-15 2-13 28 11 400 1-16 2-14 30 10 450 钢绳拉力 F（kN） 钢绳速度 V（m/min） 滚筒直径 D（mm）

２．已知条件 １）钢绳拉力F； ２）钢绳速度V； ３）滚筒直径D；

４）工作情况： 三班制，间歇工作，载荷变动小；

５）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35°C左右； ６）使用折旧期15年，3年大修一次；

７）制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。

３．参考传动方案

方案一：齿轮-蜗杆

第二章 传动装置的总体设计

2.1电动机的选择

（一）、电动机转速的确定

（1）按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，Y型。

（2）选择电动机的容量 电动机的所需工作功率为： 因为Pw?FVKW 1000Pd?Pw?aKW

传动装置的总效率η

4242?a???12?3?4?0.97*0.98*0.99*0.72?0.69；

?1,?2,?3,?4分别为齿轮传动,轴承,齿轮联轴器,蜗杆传动 因此pd?P28*1000*111??7.4KW

1000?a1000*60*0.69(3)确定电动机转速

1000?1000*11??8.76r/min ?D3.14*400按表1推荐的传动比合理范围,一级圆柱齿轮减速器传动比i1=3~6,蜗杆传动一级n?减速器传动比i2=10~40,则总传动比合理范围ia=30~240,故电动机转速的可选范围为:

nd?ia*n?(30~240)*8.76?262.8~2102.4r/min

根据电动机所需功率和转速范围，由有关手册查出有三种适用的电动机型号如下表所示：

方案 电动机额定功率电动机转速r min型号 （kw ） 同步转速 满载转速 Y132L-8 11 Y160l-6 11 750 1000 1500 730 970 1440 电流效A 率% 6 6.5 7 86.5 87 87 功率因数 cos? 0.77 0.78 0.83 1 2 3 Y132M-4 7.5 综合考虑电动机的功率、转速和传动装置的尺寸、减速器的传动比等因素，方案3相对比较合适。

(3)所选电动机的结构图如下：

2.2 减速器中各主要参数的确定

（一）、传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的确定

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia’＝n/n＝1440/8.76＝164.4

（2）分配减速器的各级传动比:

ia?i0i1

式中i0,i1分别为齿轮和蜗杆的传动比。

齿轮蜗杆减速器可取齿轮传动比

i1?2~2.5 取i1?2.4 ?i0?ia164.4??68.5 i12.4

2.3减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算

（1） 各轴转速 轴I ：n??nm1440??1440r/min 11n1440?600r/min 轴II ：n????i12.4n?600??8.76r/min i068.5 轴III: n???(2)各轴的输入功率:P??Pd??03?Pd?3?.72?0.99?7.425KWP??p???12?P??1?2?7.245?0.97?0.98?7.05KWP???P???24?7.05?0.98?0.72?5.54KW(3)各轴的输出功率:P?'?P??2?7.425?0.98?7.28KW同理，’P??6.92KW'P???5.43KW(4)各轴输入转矩:T??Td??03?49.74?0.99N.mT??TI?i1??12?49.24?2.4?0.97?0.98?112.34N.mT???T??i0??24?112.34?68.5?0.98?6033.11N.m(5)各轴输出转矩:T.I?TI??2?49.24?0.98?48.26N.m同理,'T??110.09N.m'T???5912.45N.m'

2.4减速器机体结构尺寸

名 称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚 机盖凸缘厚 符号 δ δ1 b b1 减速器型式及尺寸关系mm 蜗杆减速器 0.04a+3>=8, 取δ=16 蜗杆在下：=0.85δ=6.8，取δ1=12 1.5δ=24 1.5δ1=18 机座底凸缘厚 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 联接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df d1 d2至外机壁距离 df d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面距离 b2 df n d1 d2 l d3 d4 d c1 c2 R1 h l1 2.5δ1=41 0.036a+12=25 6 0.75 df=19 (0.5~0.6) df=10 150~200,取175 （0.4~0.5）df=9 （0.3~0.4）df=7 （0.7~0.8）d2=8 见下表 见下表 c2 根据底速级轴承座确定 c1+c2+(8~12)=26+24+8=58 >1.2δ=9.6, 取19.5 >δ, 取16 大齿轮顶圆（蜗轮外圆） Δ1 与内机壁距离 蜗轮齿轮端面与内机壁距 离 机盖 机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离

Δ2 m1 m D2 t s m1≈0.85δ1=6.8 m≈0.85δ=10 轴承孔直径+（5~5.5）d3=14 (1~1.2) d3=9 s≈D2=14

(5)、计算载荷系数

由表10-2 查得使用系数KA=1

根据V=3.56m/s ,7级精度，由图10-8 查得动载荷系数KV?1.12；由表10-4查得

KH?的计算公式：

KH??1.12?0.18（1?0.6?d2）??d2?0.23?10?3b?1.12?0.18(1?0.6?12)?12?0.23?10?3?48.3?1.24由图10-13查得KF??1.1.24 由图10-3查得KH??KF??1.5 所以载荷系数：

K?KAKVKH?KH?、?1?1.12?1.5?1.24?2.08

(6)、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径

由式10-10a得：d1?d1t3K2.08?48.3?3?52.7mm Kt1.6(7)、计算模数mn

d1cos?52.7*cos14?mn???2.13

Z1244、 几何尺寸计算

(1)、计算中心距

a??Z1?Z2?mn2?cos???27?65??2?94.89mm

2?cos14?将中心距圆整为95mm

(2)、按圆整后的中心距修正螺旋角

??arccos?Z1?Z2?mn2a?14.4?

因?值改变不多，故参数??，K? ，ZH等不必再修正。

(3)、计算大，小齿轮的分度圆直径：

d1?Z1mn27?2??55.79mmcos?cos14.4?

d2?

Z2mn65?2??134.3mmcos?cos14.4?(3)、计算齿轮宽度

b??d?d1?1?55.79?55.79mm

圆整后取B1?60mm B2?55mm

5、设计结果 中心距a12 模数 螺旋角 齿轮1 齿轮2 传动齿数齿数比 i 齿轮1 分度圆齿轮齿轮1 1 分度圆齿轮2 的宽度 mn ? Z1 Z2 直径d1 的宽直 径 度 d1 B2 B1 95mm 3.2减速器蜗轮蜗杆设计

1.选择蜗杆传动类型

根据GB/T 10085——1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。 2.选择材料

根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度是中等，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。蜗杆用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，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。由式（11-12），传动中心距 a?2.0mm 14.4? 27 65 2.4 55.79mm 60mm 134.3mm 55mm KT2(ZEZ?2) [?H]1）确定作用在蜗轮上的转矩T???6033.11N.m 2）确定载荷系数K

因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数k??1,由表11—5选取使用系数KA?1.15，

由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数KV?1.05,则：

K?KA?K??KV?1.15?1?1.05?1.21

123）确定弹影响系数ZE，因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故ZE?160MPa4）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比值d1/a?0.30,从《机械设计》图11-18中可得Z??3.1。

5）确定许用接触应力[?H]

根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力[?H]=268MPa。

应力循环次数N?60jn2Lh?60?1?8.76?(300?15?3?6)?3.78?10 寿命系数KHN7?107??0.8469 73.78?108所以，[?H]?KHN?[?H]6）计算中心距

??0.8469?268MPa?227MPa。

a?31.21?6033110?(160?3.12)mm?326.65mm 227取中心距a=355mm,因i=31故从表11-2取模数m=8蜗杆分度圆直径d1=140mm,这时

??Z?，d1/a=0.39,因为Z?因此以上计算可用。

4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸计算

1）蜗杆

轴向齿距Pa=??m?3.14?8?25.133mm,直径系数 q= 17.5;

齿顶圆直径da1? 156mm，齿根圆直径df1?120.8mm；分度圆导程角??5.09?; 蜗杆轴向齿厚sa?12.5664mm。 2）蜗轮

蜗轮齿数Z2=71,变位系数x2??0.125; 验算传动比i?Z271??71,是允许的。 Z11蜗轮的分度圆直径：d2?m?z2?8?71?586mm

蜗轮喉圆直径： da2?d2?2ha2?568?2?8?1.125?586mm 蜗轮齿根圆直径： df2?d2?2hf2?568?1.075?2?8?550.8mm 外圆直径： Dw?da2?1.5m?586?12?598mm 蜗轮宽度B: 0.7?da1?117mm,取B?117mm 5.校核齿根弯曲疲劳强度

?F?1.53KT2YFa2Y??[?F]

d1d2m当量齿数 zv2?z271??71.7 根据x2=+0.125,zv2?71.7,从图11-1933cos?cos5.09?中可查得齿形系数YF2?2.22。 螺旋系数 Y??1??140??1?5.19??0.963 140?许用弯曲应力 [?F]?[?F]??KFN

从表11-8中查得由铸锡磷青铜ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[?F]??56MPa 寿命系数 KFN106??0.668 73.78?109 ?[?F]?56?0.668?37.408MPa

?F?1.53?1.21?6033110?2.22?0.963?37.1MPa；所以弯曲强度是满足的。

140?568?86.精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗杆精度等级中选7级精度、侧隙种类为f,表注为8f GB/T100然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。

第四章 轴系零件的设计计算

轴系零件包括轴、键联接、滚动轴承和联轴器。完成传动零件的设计计算后，需对它们进行设计计算。

轴是减速器的主要零件之一，轴的结构决定于轴上零件的位置和有关尺寸。设计轴时，要按照工作要求，选择合适的材料，并进行结构设计，然后根据受力状况进行强度和刚度计算。

4.1 输入轴的设计与计算

1．轴的材料的选择

轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳度，故采用碳钢制造尤为广泛。

材料选择：45#钢，采用热处理（调质）和表面未强化处理，由机械手册查得，45号钢采用调质处理硬度为217~255HB。 2．轴的初步计算

已知：输入轴上的输入功率 P=11.07KW；

转速n1?7.28r/min； 转矩T1?48.26N?mm； 轴上齿轮模数Mn=2； 螺旋角?=14.4?

前面已经算出轴上齿轮分度圆直径: d2?55.79mm； 1、求作用在齿轮上的力

Ft?2T2?48260??1730N； d55.79tanantan20??1730??649.9N； cos?cos14.4?Fr?Ft?Fa?Ft?tan??1730?tan14.4??444N；

圆周力Ft，径向力Fr，轴向力Fa的方向如图 4—2所示。 2、初步确定输入轴的最小直径

公式d?A?3P1中：A?由查表15-3得，初步选定为120，代入上式可得： n1dmin?120?37.28?19.7mm； 1440轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-2直径与联轴器的孔径，以及电动机的输出轴相适应，故需先确定联轴器的型号。 联轴器的计算转矩：Tca?KAT；

由于提升机的工作效率不大，工作转矩变化小，原动机为电动机。查表14-1，考虑到转矩变化很小，故选KA?1.3；

则：Tca?KAT=1.3?48260?62738N?mm

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计手册》选用LT6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2050N?m。半联轴器的孔径d1=38mm，故取d1?2=38mm；半联轴器长度Ｌ＝82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1?60mm。 3．轴的结构设计

图4—1 输出轴的结构与装配

（1）根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度

1、为使1—2轴段满足半联轴器的配合要求，需制出一轴肩，取1—2段直径

d2?3?42mm。

2、初步选择滚动轴承 因所选用的齿轮为斜齿轮，则轴承同时承受有径向和轴向力的作用，鼓选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2?3=42mm，查手册，初步选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为d?D?T?45mm?75mm?20.75mm,故3—4轴的直径d3?4?d5?6?52mm,而l5?6?26mm。

3；齿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125mm，为了使套

筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l4?5?56mm。

4、轴承端盖的总宽度20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm

5、取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，蜗轮与圆柱大齿轮之间的距离为c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=80mm。 至此，已知初步确定了轴的各段直径和长度。 （2） 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联接。按d4?5由手册选用平键为

b?h?32mm?18mm，键槽用键槽铣刀加工，长为108mm，同时为了保证齿轮与轴的配合

有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6。同样，半联轴器与轴的连接，选

用平键为28mm?16mm?90mm，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度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （3） 确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表15-2，取左轴端倒角为2?45?，右轴端倒角2.5?45?，2出处倒圆R=2.0mm，其它处倒圆R=2.5mm。 4．求轴上的载荷

根据轴的结构图4—5，在确定轴承的支点位置时，应根据手册查取a值。对于32217型的滚动轴承，由手册查得a=34mm。又滚动轴承如图5-3正装，则作为简支梁的轴承跨距L=L2?L3?44.4?33.4?77.8mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图4—6。

图4—6 输出轴的弯矩图和扭矩图

从轴的机构图以及扭矩图中可以看出，C截面是轴的危险截面。 （1） 求轴上轴承的支座反力FNH和FNV，截面C上的MH、MV、M 1、求轴承的支反力FNH和FNV

FNH1?FNH2?FNV1?FNV2

FtL333.4??1730?724.7NL2?L377.8FtL244.4??1730?987.3NL2?L377.8

Fr?L3?Fa?D/2?279NL2?L3F?L?Fa?D/2?r2??370.9NL2?L3

2、截面C上的MH、MV、M

MH?FNH1?L2?32176.68N?mm

MV1?FNV1?L2?279?44.4?12387.6N?mmMV2?FNV2?L3??843.6N?mm则：总弯矩M为：

M1?MH2?MV12?32176.682?12387.62?34478.9N?mmM2?MH2?MV22?32776.682?843.62?32187.7N?mm

T?48260N?mm；

5．扭矩合成应力校核轴的强度：

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上所算得的数据，并取a=0.6，轴的计算应力为：

?ca?M12??aT1?W2?34478.92??0.6?48.26?13556.462MPa?2.5MPa＜???1?

前已选定轴的材料为45钢，由表15-1查得???1?=60MPa，故轴工作安全。 （6） 危险截面4校核： 截面4左侧：

抗弯截面系数：W?0.1d?0.1?49?11764.9mm； 抗扭截面系数：WT?0.2?d?0.2?49?23529.8mm；

33333344.4?26N?mm?14288.5N?mm;

44.4M14288.5截面上的弯曲应力：?b???1.2MPa；

W11764.9截面左侧的弯矩M为：M?34478.9?截面上的扭转切应力：?T?T148260??2.05MPa； WT23529.8轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得?B?640MPa，??1?275MPa，

??1?155MPa。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a?及a?按附表3-2查取。 因为

r2.0D52??0.040；??1.06，经插值后可查得： d49d49a??1.90；a??1.30

又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为：

q??0.82；q??0.85；

有效集中系数：

k??1?q?a??1??1?0.82??1.9?1??1.738； k??1?q??a??1??1?0.85??1.30?1??1.255；

由附图3-2得尺寸系数???0.72； 由附图3-3得扭转尺寸系数：???0.85；

轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数??????0.94； 轴未经表面强化，即?q?1,则得综合系数值为：

K??k???k??1??1?1?1.7381??1?2.48； 0.720.94K????????1?1.2551??1?1.74； 0.720.94碳钢的特性系数：

???0.1~0.2，取???0.1；

???0.05~0.1，取???0.05；

计算安全系数Sca值：

S????1275??92.4；

K??a????m2.48?1.12?0.1?0S????1155??84.2；

2.52.05K??a????m1.74??0.05?22S?S?S??S?22Sca??92.4?84.292.4?84.222?62.2＞S=1.5；

故可知其安全。

4.2 中间轴的设计与计算

1.轴的材料的选择

轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳度，故采用碳钢制造尤为广泛。

材料选择：45#钢，采用热处理（调质）和表面未强化处理，由机械手册查得，45号钢采用调质处理硬度为217~255HB。 2.轴的初步计算

（1） 初步确定输入轴的受力计算：

已知：输入轴上的输入功率

'P??6.92KW；

转速n1?600r/min； 转矩T??110.09N?mm；

前面已经算出轴上蜗杆分度圆直径: d1?140mm； 求作用在蜗杆上的力

'2T?'2?110090Ft1?Fa1???1639.5N；

d1140Fa1?Ft2?2T22?110090??387N； d2568Fr1?Fr2?387?tg20??140.9N

(2) 估算轴径选取轴的型号

轴Ⅱ材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径， 轴径计算公式

d?A03P查手册可知道A0=103~126 mm，取A3?105 n?d>= 23.7mm

取轴颈d = 24mm

(3) 轴承选取

圆锥滚子轴承(30000型)

标准=摘自GB/T 297-1994 参照ISO355-1977单位=(mm) 轴承代号=32009 尺寸\\d=45 尺寸\\D=75 尺寸\\T=20 尺寸\\B=19

3．轴的结构设计 (1)轴的方案设计

(2)各段直径及长度

轴承处直径：d2~3= 45mm 轴承处长度：L2~3=66 mm

齿轮处的直径：d1~2=38 mm（齿轮孔径大于所通过的轴径） 齿轮处长度：L1~2=54mm , (轴段长度应略小于轮毂长度) 挡油环处：L =18mm

蜗杆齿处：d5~6=117㎜L5~6=117㎜ 轴承与箱体内壁距离 s =5 mm 蜗轮与箱体内壁距离 a =10mm

t4.3中间轴的设计与计算

1． 确定输出轴上的功率P3，转速n3和转距T3。由前面可知P3=5.43KW，n3=8.76r/min,

T3=5912450NM。

2． 求作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径为

2?T32?5912?103d3=568mm,F==?20818N,

d3568tan20??tg??20818??7607.6N nFr3= Ft3cos5.09?1. 初步确定轴的最小直径：

低速轴Ⅲ材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取A3?105

P5.43?105?3?89.5mm,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与链轮的孔n8.76径相同，故需确定弹性联轴器。孔径dI?90mm，基本尺寸为D*d*T=105*90*39

d3?A3?34轴的结构设计

１） 拟订轴晌零件的装配方案图

２） 根据轴的轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ３） d2-3=96.4mm L1=175mm 取L1-2=173mm ４） 选择圆锥辊子轴承型号为（30221）

５） d5-6=113mm d4-5=115mm d5-6=125mm L4-5=115mm L5-6=15mm

第七章 轴承的校核

7.1、 第一对轴承的校核（即与轴I装配得轴承）

初选单列圆锥滚子轴承，其型号为30209，其尺寸为d?D?T?45?75?20.75轴承

得受力情况（简图）如下图所示：

（1） 计算径向力 Fr 轴向力Fae 齿轮的径向力Fr1?22FNH12?FNV12?（724.7）?（279）?776N

22Fr2?FNH22?FNV22?（987.3）?（370.9）?1054N

齿轮的轴向力Fae?444N

（2）计算轴向派生力

由手册查得e=0.35 Y=1.7 由课本表13-7得Fd?Fr则有： 2YFd1?Fr1724??212N 2Y2?1.7Fd2?

Fr2987??290N 2Y2?1.7（3）计算轴承得轴向载荷

由于Fae?Fd2?444?290?734N?Fd1即轴承1压紧，轴承2放松 由此得Fa1?Fae?Fd2?444?290?734N

Fa2?Fd2?290N

（4）计算当量载荷 因为

Fa1776??1.24?e 则查表得取X1?0.4 Y1?1.7 Fr1734则查表得，取fp=1.0

则P1?fp(X1Fr1?Y1Fa1)?1.0?(0.4?734?1.7?724)?1592.8N

因为

Fa2290??0.35?e 则查表得取X2?1 Y2?0 Fr2776则查表得，取fp=1.0

则P2?fp(X1Fr1?Y1Fa1)?1.0?(1?776?0)?776N

（5）轴承寿命计算Ln

因为P1?P2则按轴承1计算，查手册得，该种轴承得额定动载荷C=26.8KN 则

106?C?Ln???60n1?P1?

10310106326800??3.44?107h

148.75660?2830??L'n?3?8?300?4?2.88?104h

因为Ln?Ln 所以所选得轴承符合要求

'结束语

在各位老师的指导下，经过历时两个星期的紧张设计，我完成了推力机传动装置的设计。在设计过程中，我参考了有关的书籍解到了机械行业的发展现状和发展趋势，拓宽了自己的视野和知识面。

本次设计用到了许多以前所学的知识，特别是刚刚结束的机械设计课程中所学的很多知识：从大一时学的CAD制图到刚刚在机械设计课程中学的结构设计，零件设计。因此在整个设计的过程中，我将两年多来所学的知识进行系统的复习和回顾，进一步巩固了自己的专业知识和专业技能，增强了独立思考和理论联系实际的能力。同时，也使我对机电产品的设计过程和方法等内容有了一定了解、熟悉和深入。更重要的是，在此次设计过程中，我发现自己的专业知识存在很多不足和欠缺。

通过这次课程设计，我及时弥补了自己在专业知识中存在的不足和欠缺， 从而提高自己的综合能力。

由于本人的知识水平真的很有限，设计经验又不足，此次设计难免存在不足和错误，恳请各位老师批评和指正。

最后再次感谢在本次设计中指导老师和同学对我的帮助!

参考文献

1．《机械设计课程设计指导书》（第二版） 高等教育出版社 作者：罗圣国等

2．《机械设计基础》 高等教育出版社 主编：陈立德 3．《机械设计》（第七版） 高等教育出版社 主编：纪名刚 4．《机械设计手册》（软件版）

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/7qa3.html