卷扬机传动装置设计说明书 - 图文

XX大学

机械设计说明书

题目：卷扬机传动装置设计

系 别： 班 级： 组

组

别： 员:

指导教师：

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目录

1.背景6 1.1机械传动6 1.1.1带传动6 1.1.2齿轮传动6 1.1.3链传动7 1.1.4蜗轮蜗杆传动7 1.1.5螺旋传动7 1.2电力传动8 1.3液压传动8 1.4减速器发展状况8 2.设计任务书9 2.1设计题目9 2.2设计任务10 2.3具体任务10 2.4数据表10

3.方案拟定与论证比较10 3.1方案拟定10

3.2方案论证与定性比较12 4.详细设计与计算13 4.1原动机选择13

4.2计算总传动比并分配各级传动比14 4.3计算各轴的运动学及动力学参数14

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4.4 V带设计15 4.5齿轮设计17

4.5.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计17 4.5.2低速级直齿圆柱齿轮的设计20 4.6轴的强度与结构设计22 4.6.1齿轮高速轴的设计22 4.6.2齿轮中间轴的设计27 4.6.3齿轮低速轴的设计29 4.6.4轴承的寿命校核31 4.6.5轴的弯扭结合强度校核36 4.7整体结构设计36

4.7.1确定箱体的尺寸与形状36 4.7.2选择材料与毛坯制造方法36 4.7.3箱体的润滑与密封设计36 4.7.4减速器附件结构设计36

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卷扬机传动装置的设计

1.背景

一般工程技术中使用的动力传递方式有机械传动、电气传动、液体传动、气压传动以及由它们组合而成的复合传动。

1.1机械传动

机械传动按传力方式分，可分为摩擦传动和啮合传动，摩擦传动又分为摩擦轮传动和带传动等，啮合传动可分为齿轮传动、蜗轮蜗杆传动、链传动等等；按传动比又可分为定传动比和变传动比传动。 1.1.1带传动

皮带传动是由主动轮、从动轮和紧张在两轮上的皮带所组成。由于张紧，在皮带和皮带轮的接触面间产生了压紧力，当主动轮旋转时，借摩擦力带动从动轮旋转，这样就把主动轴的动力传给从动轴。 皮带传动的特点：

1）可用于两轴中心距离较大的传动。

2）皮带具有弹性、可缓冲和冲击与振动，使传动平稳、噪声小 3）当过载时，皮带在轮上打滑，可防止其它零件损坏。 4）结构简单、维护方便。

5）由于皮带在工作中有滑动，故不能保持精确的传动比。 1.1.2齿轮传动

齿轮传动是由分别安装在主动轴及从动轴上的两个齿轮相互啮合而成。齿轮传动是应用最多的一种传动形式。

它有如下特点： 1）能保证传动比稳定不变。 2）能传递很大的动力。 3) 结构紧凑、效率高。 4)制造和安装的精度要求较高。

5)当两轴间距较大时，采用齿轮传动就比较笨重

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1.1.3链传动

这是由两个具有特殊齿形的的齿轮和一条闭合的链条所组成，工作时主动连轮的齿与链条的链节相啮合带动与链条相啮合的从动链轮传动。这就是我们常见的自行车链轮链条传动原理。

链传动的特点如下：

1）能保证较精确的传动比（和皮带传动相比较）

2）可以在两轴中心距较远的情况下传递动力（与齿轮传动相比） 3）只能用于平行轴间传动

4）链条磨损后，链节变长，容易产生脱链现象。 1.1.4蜗轮蜗杆传动

蜗轮蜗杆传动用于两轴交叉成90度，但彼此既不平行又不相交的情况下，通常在蜗轮传动中，蜗杆是主动件，而蜗轮是被动件。

蜗轮蜗杆传动有如下特点：

1）结构紧凑、并能获得很大的传动比，一般传动比为7-80。 2) 工作平稳无噪音 3) 传动功率范围大 4）可以自锁

5）传动效率低，蜗轮常需用有色金属制造。蜗杆的螺旋有单头与多头之分。 1.1.5螺旋传动

螺旋传动是利用螺杆和螺母组成的螺旋副来实现传动要求的，主要用于将回转运动变为直线运动，同时传递运动和动力。

螺旋传动的分类：

1）传力螺旋：以传递动力为主，要求以较小的转矩产生较大的轴向推力，用于克服工作阻力。如各种起重或加压装置的螺旋。这种传力螺旋主要是承受很大的轴向力，一般为简写工作，每次工作时间较短，工作速度也不高。

2) 传导螺旋：以传递运动为主，有时也承受较大的轴向载荷。如机床进给机构的螺旋等。传导螺旋主要在较长的时间内连续工作，工作速度较高，因此，要求具有较高的传动精度。 3）调整螺旋：以调整、固定零件的相对位置。如机床、仪器、及测试装置中的微调机构的螺旋。调整螺旋不经常转动，一般在空载下调整。

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1.2电力传动

电气传动，是指用电动机把电能转换成机械能，去带动各种类型的生产机械、交通车辆以及生活中需要运动的物品。 电气传动的优点有：

1）电机的效率高，运转比较经济。 2）电能的传输和分配比较方便。 3）电能容易控制。

1.3液压传动

液压传动利用液压泵，将原动机(马达)的机械能转变为液体的压力能，然后利用液压缸(或液压马达)将液体的压力能转变为机械能，以驱动负载，并获得执行机构所需的运动速度。液压传动的理论基础是液压流体力学。 液压传动的优点有：

1）便于实现无级调速，调速范围比较大，可达100:1—2000:1。

2）在同等功率下，液压传动装置的体积小、质量轻、惯性小、结构紧凑（如同功率液压马达的重量只有电动机的10%～20%），而且能传递较大的力或转矩。

3）工作平稳、反应快、冲击小，能频繁启动和换向。液压传动系统的换向频率，回转运动每分钟可达500次，往复直线运动每分钟可达400—1000次。

4）控制调节比较简单，操作比较方便省力，易于实现自动化，与电气控制配合使用能实现复杂的顺序动作和远程控制。

5）易于实现过载保护，系统超负载，油液经溢流阀流回油箱。由于采用油液压工作介质，能自行润滑，使用寿命长。

6）易于实现系列化、标准化、通用化，易于实现设计、制造和推广使用。 7）易于实现回转直线运动，且元件排列布置灵活。

8)在液压传动系统中，功率损失所产生的热量可由流动着的油带走，故可避免机械本体产生过度温升。

考虑到本专业的已进行的课程学习，重点是是机械传动。而在对机械传动的学习的基础上，针对题目的要求，我们选取了三种传动方案，并对之进行比较，选取了带传动结合齿轮传动方案，针对该方案进行详细的参数设计。因此一下主要针对机械传动。

1.4减速器发展状况

20世纪70年代，世界减速器技术有了大的发展。产品发展的总趋势是小型化、高速化、

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低噪声和高可靠性；技术发展中最引人注目的是硬齿面技术、功率分支技术和模块化技术。

到80年代，国外硬齿面技术已日趋成熟。采用优质合金钢锻件、渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮，精度极高，综合承载能力为中硬齿面调调质齿轮的3~4倍，为软齿面齿轮的4~5倍。一个中等规格的硬齿面减速器的重量仅为中硬齿面减速器的1/3左右，且噪声低，效率高，可靠性高。

减速器的种类繁多，按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器；按照传动级数不同可分为单机和多级减速器；按照传动的布置形式可分为展开式、分流式和同轴式减速器。

以下是常用的减速机分类： 1）摆线针轮减速机 2）硬齿面圆柱齿轮减速器 3）行星齿轮减速机 4）软齿面减速机 5）三环减速机 6）起重机减速机 7）蜗杆减速机 8)轴装式硬齿面减速机 9) 无级变速器

对通用减速器而言，除普遍采用硬齿面技术外，模块化设计技术已成为其发展的一个主要方向。它旨在追求高性能的同时，即可能减少零部件及毛坯的品种规格和数量，以便于组织生产，形成批量，降低成本，获得规模效益。

2.设计任务书

2.1.设计题目

设计一卷扬机的传动装置。传动装置简图如图1所示。

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图1 传动装置简图

1）卷扬机数据

卷扬机绳牵引力F（N）.绳牵引速度v（m/s）卷筒直径D(mm)见附表 2）工作条件

用于建筑工地提升物料，空载启动连续运转，三班制工作，工作平稳 3）使用期限

工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为三年 4）产批量及加工条件

小批量生产，无铸钢设备

2.2.设计任务

确定传动方案；选择电动机型号；设计传动装置；选择联轴器。

2.3具体任务

减速器装配图一张，零件工作图二张，设计说明书一份。

2.4数据表

牵引力F/KN 牵引速度v/(m/s) 卷筒直径D/mm 12 0.3,0.4 470,500 10 8 0.3,0.4,0.5,0.6 420,430,450,470,500 430,450,500 440,460,480 7

3.方案拟定与论证比较

3.1.方案拟定

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根据设计任务里预给定的参数（卷筒直径和牵引速度），结合一般原动机的转速（千转/min），可以估算出传动装置所需的传动比大致为70~100，由此拟定出以下三种方案。

方案一：电动机→闭式三级圆柱齿轮→工作机（卷筒），示意图见图2。

图2.方案一示意图

方案二：电动机→V带→闭式二级圆柱齿轮→工作机（卷筒），其中高速级为斜齿齿轮，低速级为直齿齿轮。示意图见图3。

图3.方案二示意图

方案三：电动机→蜗轮蜗杆→闭式单级圆柱齿轮→工作机（卷筒），示意图见图4。

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图4.方案三示意图

3.2.方案论证与定性比较

方案一：该方案的传动部分为三级圆柱齿轮，其优点在于传动平稳、可靠，传动效率高、精度高，传递功率大，使用寿命长；不足之处其一是没有自锁性能，其二是结构不够紧凑，使减速箱箱体过于笨重。

方案二：该方案用V带取代了方案一中最高速级的圆柱齿轮，从而缩小了齿轮箱的体积，此外，V带还具有传动较平稳，传动效率高，有一定过载保护作用等优点；其缺点在于带传动不可避免的弹性滑动，由此会引起带传动圆周速度损失、传动效率降低以及引起带的磨损和温升，降低使用寿命等缺点。

方案三：该方案用一对蜗轮蜗杆取代了方案一中高速级的两对圆柱齿轮，从而可以使传动结构更为紧凑，此外，还具有传动精度较高、使用寿命长、具有自锁功能等优点；而其最大的缺点在于蜗杆与蜗轮间相对滑动速度的存在，这会造成较大的摩擦效率损失以及不得不考虑的摩擦发热。

综上，三种方案的优劣比较如表1。 方案序号 一 二 三 传动精度 高 较高 较高 平稳性 高 较高 一般 传动效率 高 高 较低 表1.三种方案的对比

使用寿命 长 较长 较长 箱体体积 大 中 小 自锁性能 无 无 有 10

经过综合比较，确定方案二（V带+二级圆柱齿轮）为最佳方案。

4.详细设计与计算

图5.所选最佳方案示意图

所选工作参数：F=12KN，v=0.3m/s，D=470mm。

4.1．原动机选择

1.计算原动机的实际输出功率 工作功率

而该传动装置的总效率为

×0.95

则原动机实际输出功率

2.计算原动机的适当转速范围 由工作参数可得卷筒的转速为

而三级减速适当的传动比范围为18~100，由此得原动机的转速范围为

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3.选择原动机型号

根据以上功率和转速参数，查手册选择Y132M2-6封闭笼型三相异步电动机，其主要参数为：满载转速960r/min，额定功率5.5KW。

4.2.计算总传动比并分配各级传动比

1.计算总传动比 传动装置的总传动比为

2.分配各级传动比

考虑到V带级的传动比过大会影响小轮包角，从而降低传动能力，故将两级圆柱齿轮的传动比均取较大值5。从而带传动的传动比为

4.3.计算各轴的运动学及动力学参数

注：为安全考虑，每轴上的转矩计算均为输入转矩，即不计入该轴支承轴承的效率损失。 1.电机输出轴（轴1） 转速 故其转矩

2.V带高速轴（轴2） 转速 故其转矩

3.V带低速轴（轴3） 转速 故其转矩

4.齿轮箱中间轴（轴4） 转速 故其转矩

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5.齿轮箱输出轴（轴5） 转速 故其转矩

6.卷筒输入轴（轴6） 转速 故其转矩

4.4.V带设计

1.选择V带的类型

根据已知条件（工作平稳，每天12小时），可以确定V带的工作情况系数为。 故V带的计算功率为

结合计算功率和小带轮转速，查图知应选小轮直径为112~140mm的A型带。 2.确定带轮直径和

从图上可以看出，该V带的工作点靠近Z区，故从112~140mm中取一个较小值，查表取。

故可得大轮直径为

从表中取大轮直径为，由此引起的传动比误差为

该误差足够小，满足工作要求。

验算带速v：，在2~25m/s之间，满足工作要求。 3.确定中心距a。并选择带的基准长度 根据V带中心距选取的参考式

可知，此处中心距的选择范围为

取，则可得V带的初始长度

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查表选得V带的基准直径为。 计算实际中心距为。 4.验算小轮包角 由公式有

满足要求。 5.求带根数z

根据计算公式，带根数z为

查表得到单根V带的基本额定功率、额定功率增量、包角和带长系数为

将数据代入可计算得 取z。

6.求带传动的压轴力

压轴力是设计带轮支承轴及选用支撑轴承的主要依据，其大小为

7.计算轮宽 根据公式

对于A型带，查表可得e=15±0.3mm，f最小值9mm。取e=15mm，f=9mm，代入计算得

4.5.齿轮设计

4.5.1.高速级斜齿圆柱齿轮的设计

1.选择齿轮材料和热处理方法，确定许用应力

（1）查表初选材料：小齿轮材料选为17CrNiMo6，渗碳淬火，硬度为54~62HRC；大

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齿轮材料选为37SiCrMn2MoV，调质处理，硬度为50~55HRC，小齿轮硬度略高于大齿轮，满足要求。

（2）从相关图中的MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力如下：。 （3）从相关图中的MQ线查得轮齿接触疲劳极限应力如下：，。 （4）计算循环次数

（5）查图可得弯曲寿命系数和接触寿命系；再查表取安全系数如下：。 （6）确定许用应力

2.分析失效、确定设计准则

该齿轮传动属闭式传动，且为硬齿面齿轮，最大可能的失效是齿根弯曲疲劳折断，也可

能发生齿面疲劳。因此，本齿轮传动可按轮齿的弯曲疲劳承载能力进行设计，确定主要参数后，再验算齿面接触疲劳承载能力。

3.按轮齿的弯曲疲劳承载能力计算齿轮主要参数

（1）确定计算载荷：小齿轮转矩为

考虑到原动机、工作机以及载荷的特点，以及本齿轮传动是轴承相对齿轮不对称布置的斜齿圆柱齿轮传动，取载荷系数K=1.3。则计算载荷为

（2）计算当量齿数：硬齿面，查表取齿宽系数，初选

则当量齿数为

（3）计算齿轮模数：查图得两轮复合齿形系数为，由

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可见大齿轮的弯曲疲劳强度较弱，所以用大齿轮的参数进行设计，有

考虑磨损失效，将模数适当放大，并取标准值2.5mm。 （4）计算中心距

圆整为.。

此处为了凑配螺旋角，将变为99。从而中心距变为.，圆整为152mm。 （5）计算螺旋角

4.选择齿轮精度等级 小齿轮直径为

齿轮圆周速度为

查表并考虑该齿轮的用途，选择7级精度。 5.精确计算载荷

查表得使用系数；齿轮传动的啮合宽度。 由于切向力为，故，查表得齿间载荷分配系数。

由齿宽系数和减速器轴刚度较大，查表可得齿向载荷分布系数。 综上，实际载荷系数为

实际计算载荷为

6.验算轮齿接触疲劳承载能力

查图得标准齿轮节点区域系数，查表得弹性系数，螺旋角系数。 因大齿轮的许用接触应力较小，故由

即齿面接触疲劳强度满足要求。

由

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7.校验弯曲疲劳强度

修正前后的载荷系数之比为，则根据弯曲疲劳强度，模数应为：1.022×1.772=1.811mm，

因此所取的标准模数满足弯曲疲劳强度的要求。

至此高速级的斜齿圆柱齿轮设计完毕。其参数为：，。 4.5.2.低速级直齿圆柱齿轮的设计

1.选择齿轮材料和热处理方法，确定许用应力

（1）查表初选材料：小齿轮材料选为17CrNiMo6，渗碳淬火，硬度为54~62HRC；大

齿轮材料选为37SiCrMn2MoV，调质处理，硬度为50~55HRC，小齿轮硬度略高于大齿轮，满足要求。

（2）从相关图中的MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力如下：。 （3）从相关图中的MQ线查得轮齿接触疲劳极限应力如下：，。 （4）计算循环次数

（5）查图可得弯曲寿命系数和接触寿命系；再查表取安全系数如下：。 （6）确定许用应力

2.分析失效、确定设计准则

该齿轮传动属闭式传动，且为硬齿面齿轮，最大可能的失效是齿根弯曲疲劳折断，也可

能发生齿面疲劳。因此，本齿轮传动可按轮齿的弯曲疲劳承载能力进行设计，确定主要参数后，再验算齿面接触疲劳承载能力。

3.按轮齿的弯曲疲劳承载能力计算齿轮主要参数

（1）确定计算载荷：小齿轮转矩为

考虑到原动机、工作机以及载荷的特点，以及本齿轮传动是轴承相对齿轮不对称布置的斜齿圆柱齿轮传动，取载荷系数K=1.3。则计算载荷为

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（2）计算当量齿数：硬齿面，查表取齿宽系数，初选

（3）计算齿轮模数：查图得两轮复合齿形系数为，由

可见大齿轮的弯曲疲劳强度较弱，所以用大齿轮的参数进行设计，有

取标准值3mm。 （4）计算中心距

4.选择齿轮精度等级 小齿轮直径为

齿轮圆周速度为

查表并考虑该齿轮的用途，选择7级精度。 5.精确计算载荷

查表得使用系数；齿轮传动的啮合宽度。 由于切向力为，故，查表得齿间载荷分配系数。

由齿宽系数和减速器轴刚度较大，查表可得齿向载荷分布系数。 综上，实际载荷系数为

实际计算载荷为

6.验算轮齿接触疲劳承载能力

查图得标准齿轮节点区域系数，查表得弹性系数，螺旋角系数。 因大齿轮的许用接触应力较小，故由

即齿面接触疲劳强度满足要求。

由

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7.校验弯曲疲劳强度

修正前后的载荷系数之比为，则根据弯曲疲劳强度，模数应为：0.977×2.87=2.80mm，

因此所取的标准模数满足弯曲疲劳强度的要求。

至此低速级的直齿圆柱齿轮设计完毕。其参数为：，。

4.6.轴的设计

4.6.1.齿轮高速轴设计

1.材料选取

这里选用应用最广泛的45钢，采用调质处理。相关参数为：。 2.按照扭转强度条件性计算 该轴的输入转矩为

根据材料力学的知识，可得该轴的最小直径为

由于与V带连接的轴段弯矩很小，以扭矩为主，故这个可以作为设计准则。考虑开键槽会削弱轴的强度，将轴段1的直径取为30mm。

3.初设参数，按照弯扭合成强度条件性计算

假设轴承支点跨距为200mm，悬臂段长度为100mm受力分析如图5所示。

图5.高速轴受力分析

根据斜齿轮受力的计算公式，有

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根据竖直面的受力情况，由受力平衡及力矩平衡可以解出

再根据水平面的受力情况，同理可以解得

作出竖直面与水平面内的弯矩图如图6、图7。

图6.竖直面弯矩图

图7.水平面弯矩图

作出弯矩的合成图如图8。

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图8.弯矩合成图

而轴上的扭矩图如图9。

图9.扭矩图

最后根据当量弯矩公式，取循环系数α=0.3，可得当量弯矩图如图10。

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图10.高速轴当量弯矩图

根据当量弯矩图能够看出，该高速轴最有可能的危险截面有一个，记为截面A。下面首先设计这段轴颈。

4.轴颈详细设计

根据材料力学的知识，可知A截面的直径应满足

由于需要开键槽对齿轮进行周向固定，因此需要留有较大余量，取为40mm。但由于小齿轮的分度圆直径只有51.1mm，故只能将轴和齿轮设计为一体，即高速轴为齿轮轴，整体采用小齿轮所使用的材料17CrNiMo6。

根据这个选择型号为33007以及32007的圆锥滚子轴承分别安装在左边和右边。再根据轴承的宽度，高速轴的整体尺寸设计如图11（已考虑过装配结构并做出调整）。

62.0056.0046.0051.00116.0018.0028.0030.0035.0051.0056.0040.00

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35.00图11.高速轴整体尺寸

5.键槽设计

根据轴径，选择宽度8mm，高度7mm，轴槽深4mm的C型平键，根据工作能力校核可得键的最小长度为

查手册在长度系列中选择L=25mm。即国标为8×25GB/T 1096-2003。 4.6.2.齿轮中间轴设计

1.材料选取

观察可知中间轴所受的载荷是三个轴中最复杂的，因此查表选用较好的材料40Cr，调质处理。相关参数为：。

2.当量弯矩图

中间步骤省略，采用与高速轴相同的计算方法可得中间轴的当量弯矩图如图12。

图12.中间轴当量弯矩图

根据当量弯矩图能够看出，该中间轴最有可能的危险截面有两个，分别记为截面A、B。下面首先设计这两段轴颈。

3.轴颈详细设计

根据材料力学的知识，可知A、B截面的直径应分别满足

考虑到A、B段均需开键槽，故留下一些余量，取。与高速轴相似，小齿轮的分度圆直

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径与轴颈直径比较接近，因此也要设计为齿轮轴，材料也为17CrNiMo6。

根据这个选择型号为31310以及32310的圆锥滚子轴承分别安装在左边和右边。根据轴承的宽度，中间轴整体尺寸设计如图13。

28244521.5756250525464图13.中间轴整体尺寸

4.键槽设计

根据轴径，选择宽度16mm，高度10mm，轴槽深6mm的圆头普通平键，根据工作能力校核可得键的最小长度为

查手册在长度系列中选择L=45mm。即国标为16×45GB/T 1096-2003。

4.6.3.齿轮低速轴设计

1.材料选取

低速轴所受载荷较大，因此查表选用较好的材料40Cr，调质处理。相关参数为：。 2.当量弯矩图

取悬臂段长度为100mm。

中间步骤省略，采用与高速轴相同的计算方法可得中间轴的当量弯矩图如图14。

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758150

图14.低速轴当量弯矩图

根据当量弯矩图能够看出，该低速轴最有可能的危险截面有两个，分别记为截面A、B。 其中B段受等大的扭矩。下面首先设计这两段轴颈。

3.轴颈详细设计

根据材料力学的知识，可知A、B截面的直径应分别满足

根据这个选择型号为33113的圆锥滚子轴承。根据轴承的宽度以及公称扭矩为3150N·m

的联轴器的参数，低速轴整体尺寸设计如图15。

9134695317265806865图15.低速轴整体尺寸

4.联轴器选择

低速轴根据悬臂端的扭矩以及结构特点，查表选择公称扭矩为3150N·mGYS5联轴器

25

60

GB843-2003。

5.键槽设计

根据轴径，齿轮键选择宽度20mm，高度12mm，轴槽深7.5mm的圆头普通平键，根据工作能力校核可得键的最小长度为

由于这个长度已经远远超出了齿轮的轮毂宽度，故改用花键。

根据轴径，选择规格为8×62×68×12的花键，C=0.4，齿数z=8。根据工作能力校核

可得键的最小长度为

查手册在长度系列中选择L=45mm。即国标为8×62×68×12 GB/T 1144-2001。

根据轴径，联轴器键选择宽度18mm，高度11mm，轴槽深7.0mm的C型平键，根据工

作能力校核可得键的最小长度为

考虑到该长度过大，故采用两个平键，取L=100mm。即国标为18×100GB/T 1096-2003。 4.6.4.轴承的寿命校核

1.高速轴轴承寿命校核

轴承类型：左右分别为33007以及32007圆锥滚子轴承。 参数设定见图16。

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图16.高速轴轴承的参数设定

校核结果见图17。

图17.高速轴轴承的寿命校核结果

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从图中可以看出，两个轴承的寿命均大于36000h，满足工作要求。 2.中间轴轴承寿命校核

轴承类型：左右分别为31310以及32310圆锥滚子轴承。 参数设定见图18。

图18中间轴轴承的参数设定

校核结果见图19。

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图19.中间轴轴承的寿命校核结果

从图中可以看出，两个轴承的寿命均大于36000h，满足工作要求。 3.低速轴轴承寿命校核

轴承类型：左右均为33113圆锥滚子轴承。 参数设定见图20。

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图20.低速轴轴承的参数设定

校核结果见图21。

图21.低速轴轴承的寿命校核结果

从图中可以看出，两个轴承的寿命均大于36000h，满足工作要求。

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4.6.5.轴的弯扭结合强度校核

由三根轴的整体尺寸可以看出，其最终尺寸与采用弯扭结合进行强度试算时初设的尺寸非常相近。且由于在进行轴颈设计时轴径均在计算的基础上取了较大的安全余量，并且高速轴与中间轴改为齿轮轴后材料性能也得到了优化，从而其弯扭结合强度肯定满足要求，在此不再计算校核。

4.7.整体结构设计

4.7.1.确定箱体的尺寸与形状

1.确定合理的箱体壁厚。

它与受载大小有关，根据经验公式

其中T为低速轴转矩，将数值带入可得。在满足这个最小值的前提下，为了提高箱体的整体与局部刚度，取承载着轴承的两个侧面壁厚为20mm，底座厚10mm，其他三个壁面壁厚10mm。

2.合理设计肋板。在箱体的受载集中处设置肋板可以明显提高局部刚度，故在侧壁突出

来轴承座与箱底接合面处设置了加强肋，可显著减少侧壁的弯曲变形。 4.7.2.选择材料与毛坯制造方法

虽然箱体常由易切削、抗压性好且具有吸振性的灰铸铁制成，但由于本设计任务中说明

没有铸造设备，因此最终选择材料为Q235的钢板焊接箱体，它与铸造箱体相比，重量更轻且刚度更强。

4.7.3.箱体的润滑与密封设计

为保证密封，上下箱体相结合的凸缘需经过精刨或刮研，且连接螺栓的间距不应大于

200mm，以保证足够的压紧力。

最终所选择的润滑方式为：轴承为脂润滑，齿轮为浸油润滑。考虑到我们所采用的是两级齿轮传动，为了保证高速齿轮轴与中间轴大齿轮的充分润滑，在后期设计中又加入了一个油轮。传动件的合理浸油深度经过计算为10mm。为了避免润滑油飞溅入轴承当中，还在每个轴承的内侧加入了挡油环。 4.7.4.减速器附件结构设计

为了保证减速箱能够正常工作，分别在设计中加入了检查孔、放油螺塞、油标、通气器、起吊装置以及定位销等部件。

至此，减速箱的结构设计初设完毕。在实际设计与绘图过程中根据实际情况还做出了与

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之前计算结果不同的调整以使设计更加完善，当然前提是改动后的结构依然能够满足强度与工作要求。具体结构参见装配图。

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