电动葫芦设计

2钢丝绳的选取(1) 钢丝绳最大拉力Fmax根据设计要求，起重重量为0.51,按照构造宜紧凑的原则，选用滑轮组倍率：a=2。=2940N(2.1)mgk 500 x 9.8 x 1.2F =:max ak：安全系数；取1.2。(2) 钢丝绳直径dd 二 C 厂二 0.089 . 2940 二 4.8mm (2.2)maxC：选择系数；查5P8T0 表 8.1-8,取 C=0.089。(3) 选取钢丝绳由表18.1-11,选用钢丝绳的型号为：6x19+IWS，右向捻。6X194IWS图2.1 6x19+IWS钢丝绳3卷筒的尺寸确定及强度验算(1) 卷筒选取由5P8-41 表 8.1-52,选用 C 型卷筒结构(JB/T9006.2-1999),单层单联卷筒。图3.1 C型卷筒结构3.1)3.2)12000 x 2 兀 x 164.8+ 6) x 7 = 366mm(2) 卷筒直径DD=d(e-1)=4.8(25-1)=115.2 取 160mm(3) 卷筒上有螺旋槽部分长L0H max - a 二(H :最大起升高度；H =12m。maxmaxA：滑轮组倍率；a=2。D :钢丝绳中心算起的卷筒直径;0D = D + d = 160 + 4.8 = 164.8mm。0Z：安全圈数;Z 1.5，取Z=6。1 1 1P：绳槽槽距；查5P8-39 表 8.1-49，取 P=7mm。(4) 卷筒总长 LdLd = L + 2L + L = 366 + 2x23 + 21 = 433mm (3.3)0 1 2L：无绳槽卷筒端部尺寸；L1=23mm。1L：固定钢绳所需长度；L = 3P = 3x7 = 21mm。 22(5) 卷筒壁厚8 = 0.02D + (6 10) 12mm八(3.4).8 = 0.02 x 160 + (6 10) = 9.2 13.2m m，取 12mm(6) 单层卷绕卷筒压应力b 1F2940b，= A _max = 0.75x= 26.25MPa In (3.5)118 - p12 x 7bc故安全。A ：应力减小系数；取 0.75。1对于 HT200,查7表 4-5 得 L=1000。bc4 电动机的选择4.1工作机所需功率pwPw = _ -V (4.D=(500x1.2x9.8)x(8/60) = 784w = 0.784kw4.2电动机至工作机的总效率“q.q (4 2)1234n联轴器的效率：q二0.990.995；取q二0.9911一对滚动轴承的效率：q二0.980.995；取q二0.99 22一对齿轮的效率：q二0.96 0.9&取q二0.9733花键的效率q二0.96 0.9&取q二0.9744q 二q xq 3 xq 3 xq 2 = 0.99x 0.993 x 0.973 x 0.972 = 0.8312344.3 电动机所需的输出功率 PddP = P = 0.784 = 0.9kw (4.3)d q 0.834.4 确定电动机的额定功率 Ped因为P 1t7.1)1) Kt：载荷系数；取1.6。2) Z :区域系数；由1P217 图 10-30,取 2.47。H3) 断面重合度* :由1P215 图 10-26 查得 = 0.74, = 0.84；ala 2贝Ua = 1 + 2 二0.74 + 0.84二 1.58。 aa1 a 24)计算许用接触应力k H确定应力循环次数小齿轮：N = 60nt = 60x1380x33280= 2.76xl (7.2)11大齿轮：n = N =丄飞 XP = 7.02 x 1082 i 3.931接触疲劳寿命系数由1P207 图 10-19 查得，K =1.0； K =1.14。HN1 HN2计算许用接触应力取失效概率为1%,安全系数S=1;小齿轮：Q = KhnT h limi = 1 x 1000 = 1000MPaH 1 S17.3)大齿轮：a = Khn2HIim2 = 1.14 x 820 = 934.8MPaH 2 S1aH1000 + 934.8=967.4MPa7.4) r - ( h e )21t3u Q d ah二,2X16880 .汕(24798)2 二 17.11mm0.7 x 1.583.93967.42)计算圆周速度v 叮 n1 =X 171X 1380 = 1.24m/s60 x 100060 x 10007.6)3)计算齿宽b及模数m十ntb - d 二 0.7 x 17.11=11.98mmd 1t7.7)d -cos Bm =f ntZ1门11 X 曲 二 1.21mm147.8)h 二 2.25 - m 二 2.25 x1.21 二 2.72mmnt7.9)b/h=11.98/2.72=4.407.10)4) 计算纵向重合度sBs = 0.318)ZtgP= 0.318x0.7x14xtg8 = 0.44 (7.11)Bd 15) 计算载荷系数公式：K = K -K -K -K （7.12）HA V Ha HP K：使用系数；由1P193表10-2查得，根据电动机驱动，AK 二 1.0。A K：动载系数;由1P194 图 10-8 查得，v = 1.24m/s,K=1.05。VV k :齿间载荷分布系数；由1P195表10-3查得HaK = K = 1.2。HaFa k :齿向载荷分布系数；由1P196表10-4查得K二1.23。HPHPK = K -K -K - K = 1x1.05x1.2x1.23 = 1.55H A V Ha HP6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1T35=17.113: = 16.93mm（7.13）3 1.67）计算模数md x cos Pm =z116.93 x cos814=1.20mm7.14)7.1.3按齿根弯曲强度设计1）确定计算参数公式：2KTY cos2 pe z 2d 1 ar y y)I QF 丿F max7.15)1）计算载荷系数K = K -K -K -K = 1x1.05x1.2x1.15 = 1.45(7.16)A V Fa FpK :齿向载荷分布系数；由1P198表10-13, b/h=4.40,查得 FpK =1.15。Fp根据纵向重合度蓄0.44，查217图10-28得丁0.97。3）计算当量齿数小齿轮：Z二一vi cos3 B二 14.42cos3 87.17)大齿轮：Z 二二二 55 二 56.64 v2 cos3 B cos3 84）齿形系数由1P200 表 10-5 查得 Y = 2.97，Y = 2.30。Fa1Fa 25）应力校正系数由1P200 表 10-5 查得，y 二 1.52， Y 二 1.7 1。Sa1Sa 26）计算弯曲疲劳许用应力 由1P202式10-12，取弯曲疲劳安全系数S=1.4。 弯曲疲劳寿命系数：由1P206图10-18查得K 二 1，K 二 1。7.18)FN1FN 2 Q 二 Kfn 1 pFE1 = 11720 二 514.285MPa F 1 S1.4K11660Q fn2fe2 471.429MPaF 2 S1.47) 计算大小齿轮的pa Ysa并加以比较9FYYFa1 Sk F12.97 x 1.52514.285 0.00887.19)YYFa 2k f 2.30 x 1.71471.429 0.0083比较：，故取0.0088。 -f - f F 1 F 22）设计计算2KTY cos2 m 7 n V Z 2d 1 al印丿max:2x 1.45x588x0.97xEl0.。88 二0.87mm0.7 x 142 x 1.58为同时满足两种强度的要求，取m =1.5mm。分度圆直径nd =16.93mm 来计算应有的齿数。1Z = q. cos B = 1693 X cs8。= .2，取 Zl=14。(7.20)1 m1.5nZ=i Z=3.93X14=55。217.1.4 几何尺寸计算1）计算中心距a =(Z+ Z2加二(14 + 55) x 卩二 52.26mm 2cosB2cos87.21)将中心距圆整为 52mm。2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1 + Z2)m. = arccos(14 + 55) x 1.5 = 86342a2x 527.22)3）计算大小齿轮的分度圆直径Zmd = 1n1 cos B14 x 1.5cos8634= 21.21mm7.23)Zmd = 2n2 cos B55 x 1.5cos8634= 83.33mm7.24)（4）计算齿轮宽度b = d = 0.7 x 21.21 = 14.85mm d1圆整后 B=14,B=16。5）验算KF lx泸=34.65N/mm 2KT u +1 ZZ1t1) Kt：载荷系数；取1.6。2) Z :区域系数；由1P217 图 10-30,取 2.47。H3) 断面重合度8 :由1P215 图 10-26 查得 = 0.74, = 0.87；ala 2贝 8 = + 8 = 0.74 + 0.87 = 1.61。aala 24) 计算许用接触应力H 确定应力循环次数小齿轮：N = 60nt = 60 x 351.1x 33280= 7.01x10811大齿轮：N = N = 7.01 x !8 = 2.23 x 1082 i 3.141 接触疲劳寿命系数由1P207 图 10T9 查得，K =1； K =1。HN1 HN2 计算许用接触应力取失效概率为1%,安全系数S=1;小齿轮：大齿轮：Q = KHN1 P H Iim1 = 1 x 1000 = 1000MPaH 1 S1a = Khn2 PHIim2 =1x820 = 820MPaH 2 S1a = Q/ + QI = 1000 + 820 = 910MPa 3r - ( H E)21t 3 0 u Q d ah亠X16X 22300 注严7 X 18鋼2 = 28.09mm0.7 x 1.613.149102）计算圆周速度v J，叮竹=KX 28.09 X 351.1 = 0.52m/s60 x 100060 x 10003）计算齿宽b及模数m十ntb =0 - d 二 0.7 x 28.09 二 19.67mmd 1td ， cos P28.09 x cos 8om =h= 1.99mmnt Z141h = 2.25 - m = 2.25 x1.99 = 4.48mmntb/h=19.67/4.48=4.404)计算纵向重合度P = 0.3180 ZtgP = 0.318x 0.7 x14x tg8o = 0.44Pd 15）计算载荷系数公式：K = K - KHA V K ：使用系数；AK - KHa HP由1P193表10-2查得，根据电动机驱动, K ：动载系数；V由1P194 图 l0-8 查得，v = 0.52ms ,Kv=1.04。K :齿间载荷分布系数；由1P195表10-3查得HaKHa=K = 1.2 oFak :齿向载荷分布系数；由1P196表10-4查得K二1.23。K = K - K - K - K = 1x1.04x1.2 x1.23 = 1.54HA VHaH6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1iT,1 54 dd t3 丄 28.09327.73mm11 3 Kt： 1.67)计算模数 md cosm nz127.73 cos8141.96mm7.2.3 按齿根弯曲强度设计1）确定计算参数公式：mn.2KT Y cosZ2d 1Y YSaF max1）计算载荷系数K K K K K 1 1.04 1.2 1.15 1.44A V F FK :齿向载荷分布系数；由1P198表10-13, b/h=4.40,查得FK =1.15。F2)螺旋角影响系数根据纵向重合度0.44，查1P217图10-28,得Y 0.97。3）计算当量齿数小齿轮：Z14Z一14.42V 1 cos3cos3 8大齿轮：Z44Z一一45.31V 2 cos3cos3 84）齿形系数由1P200 表 10-5 查得Y2.97, Y2.35。Fa1Fa 25）应力校正系数由1P200 表 10-5 查得，ySa11.52, Ysa21.68。6）计算弯曲疲劳许用应力 由1P202式10-12,取弯曲疲劳安全系数S=1.4。 弯曲疲劳寿命系数：由1P206图10-18,查得k二1，K二1。FN1FN 2 Q 二 Kfn 1 pfei = 1X 720 二 514.285MPaF i S1.4K1 x 660Q fn2 fe2 471.429MPaF 2 S1.47)计算大小齿轮的pa Ysa并加以比较9FYYFa1 Sk F12.97 x 1.52514.285 0.0088Y YFa 2k f 2.35 x 1.68471.429 0.0084比较：Fa 19 F Sot1Y YFa2 Sab FF2故取 0.0088。2）设计计算【2KTY cos2 卩(Y Y )l印丿max0.7 x 142 x 1.61,：2 X144 X 22300x 0.97 X cS28x 0.0088 1.35mm为同时满足两种强度的要求，取m =2mm。分度圆直径nd =27.73mm 来计算应有的齿数。1Z dcos 0 27.73X cos8。13.7，取 Z1=14。 1 m2nZ=i Z=3.14X14=44。217.2.4 几何尺寸计算1）计算中心距a =（ Z+ Z 2）m = （14 + 44） X 2 = 58.57mm2cosB2cos8将中心距圆整为 59mm。2）按圆整后的中心距修正螺旋角B = arccos（空三加” =arccos（14 + 44） x 2 = & 6342a2 x 593）计算大小齿轮的分度圆直径d = 28.28mm1 cos Bcos8634d =44X= 88.89mm2 cos B cos 8634（4）计算齿轮宽度b =0 d = 0.7x28.28 = 19.8mmd1圆整后 B=16,B=18。215）验算口 2T2 x 22300F = i = 1577.1Nt d 28.281KAFt = 1 x 1577.1 = 79 65n/mm V100N/mm，原假设成立。 b 19.87.3 第三级齿轮的传动7.3.1 选精度等级、材料及齿数1）为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮。2）电动葫芦为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。小齿轮：40Cr,调质，HBS =3301接触疲劳强度极限：b二1000MPaH lim1弯曲疲劳强度极限：b二720MPaFE1大齿轮：40Cr,调质，HBS =260 2接触疲劳强度极限：b二820MPaH lim 2弯曲疲劳强度极限：b二660MPaFE2(4) 选小齿轮齿数:Z=14,大齿轮齿数：Z=iZ =3.43X14=48。1 2 1(5) 选取螺旋角。初选螺旋角B =8。7.3.2 按齿面接触强度设计1)确定公式内的各计算值2KT u +11 Z Z 公式：d /才一1t 3 U d a1) Kt：载荷系数；取1.6。2) Z :区域系数；由1P217 图 10-30,取 2.47。H3) 断面重合度* :由1P215 图 10-26 查得 = 0.74, = 0.8&ala 2贝 y = + = 0.74 + 0.88 = 1.62。ala 24) 计算许用接触应力b H 确定应力循环次数小齿轮：N = 60nt = 60 xlll.8 x 33280= 2.23 x10811大齿轮：n = N = 2弓 X!。8 = 6.50 x 1072 i 3.431 接触疲劳寿命系数由1P207 图 10-19 查得，K =1； K =1.14。HN1HN2 计算许用接触应力取失效概率为1%,安全系数S=1;小齿轮：叵=_H1HN11 x 1000 = 1000MPa1大齿轮：叵=匚H2-HN21.14 X 820 = 934.8MPaQ=HQh + Qh = 10 + 9348 = 967.4MPa 3 T (HE )2u r 11 -HQH二2xL6x66600 .注.(247x 18誓2 二 38.49mm0.7 x 1.623.43967.42）计算圆周速度k -d -n 兀 x38.49x 111.8/v = 廿 1 = 0.16m/stt60 x 100060x10003）计算齿宽b及模数m十ntb =o d =0.7x38.49= 26.94mm d 1tm=ntd - cos B38.49x cos8=2.72mmh 二 2.25 - m 二 2.25 x 2.72 二 6.13mmntb/h=26.94/6.13=4.404）计算纵向重合度 = 0.318b Ztg卩=0.318x0.7x14xtg8o = 0.44Bd 15）计算载荷系数公式：K = K - K - K - KHA V Ha HB K：使用系数；由1P193表10-2查得，根据电动机驱动,AK 二 1.0。A K：动载系数；由1P194 图 10-8 查得，v = 0.16m/s ,K=1.02。VV k :齿间载荷分布系数；由1P195表10-3查得HaK = K = 1.2。HaFa k :齿向载荷分布系数；由1P196表10-4查得K二1.23。HBHBK = K - K - K - K = 1x1.02x1.2x1.23 = 1.51H A V Ha HB6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1d = dtKh = 38.493 竺=37.75mm11 Kt 1.67）计算模数mnd x cos Bm =z137.75 x cos814=2.67mm7.3.3按齿根弯曲强度设计r y y）I QF 丿F max1）确定计算参数公式：2KTY cos2 B m 3 i 且 n 3 b z 2d 1 aK = K - K - K - K = 1x1.02 x1.2 x1.15 = 1.41A VFaFBK :齿向载荷分布系数；由P198表10-13, b/h=4.40,查得FPK =1.15。FP2）螺旋角影响系数根据纵向重合度*二0.44，查1P217图10-28,得Y =0.97。3）计算当量齿数小齿轮：Z =一V1 COS3 0=14.42cos3 8大齿轮：Z =二二-8 = 49.43 V2 COS3 0 COS3 84）齿形系数由1P200 表 10-5 查得Y = 2.97，Y = 2.32。Fa1Fa 25）应力校正系数由1P200 表 10-5 查得，y = 1.52， Y = 1.70。 Sa1sa 26）计算弯曲疲劳许用应力 由P202式10-12,取弯曲疲劳安全系数S=1.4。 弯曲疲劳寿命系数：由1P206图10-18,查得k = 1，K = 1。FN1FN 2 Q = 1 pfe1 = 11720 = 514.285MPaF 1 S1.4K1 x 660Q = fn2 fe2 = 471.429MPaF 2 S1.47）计算大小齿轮的pa Ysa并加以比较9FFa1 Salk F 12.97 x 1.52514.285 0.0088Y Y2.32x1.70sa 2卄畀0.0084b 471.429F2比较：Fa 1 Sa 19 Fi YFa 2 Sa 2b FF2故取 0.0088。2）设计计算,2KTY cos2 卩i 43 e z 2丫d 1 a（Y Y ）l印丿max2 x 1.41 x 66600 x 0.97 x cos2 8O:0.7 x 142 x 1.62x 0.0088 二 1.92mm为同时满足两种强度的要求，取m =3mm。分度圆直径nd =37.75mm 来计算应有的齿数。1Z =cos卩=37.75xcos*。= 12.5，取 Zl=14。1 m3nZ=i Z =3.43X14=48。217.3.4 几何尺寸计算1）计算中心距a =（Z+ Z2）m =（14 + 48）x3 = 93.9mm，将中心距圆整为 94mm。 2cos 02cos82）按圆整后的中心距修正螺旋角0 = arccos（Z1 + Z）mn = arccos（14 + 48） x 3 = & 634*2 x 942a3）计算大小齿轮的分度圆直径Zmd = 1-n1 cos 0=co船=42.42mmZmd = 2_n2 cos 4=48x3= 145.45mmcos8634b = e d 二 0.7 x 42.42 二 29.69mmd1圆整后 B=20,B=22。215）验算F 二 = 2 X 66600 二 3140N d 42.421KF 1 x 3140 = 105 n 加眈 V110N/mm，原假设成立。 29.697.4 减速器齿轮参数汇总表表7.1减速器齿轮参数汇总表第一级第二级第三级齿轮123456m (mm) n1.523an20。20。20。863486348634a (mm)535994卩3.933.143.43Z145514441448d (mm)21.2183.8828.2888.8942.42145.45d (mm) a23.9785.4731.9691.9647.49149.94d (mm) f17.2978.7923.0583.0534.575136.57b (mm)161418162220旋向左旋右旋右旋左旋左旋右旋精度7778 轴的设计8.1 第一轴的设计8.1.1 第一轴的主要参数功率P、转速n、转矩T111P =0.85kw1n =1380r/minT =5880N mm18.1.2确定第一轴的最小直径低速轴选用材料：40Cr,调质处理。查1P370 表 15-3，取 A =105。0d A P = 105x二 8.76mm(8.1)min o n1380由于需要考虑轴上的键槽放大5%-7%，.*.d d (1 + 6%) =9.29mm (8.2)0 min另外，此段轴需与联轴器连接，所取的轴径应与所选用的联轴器的轴孔直径相适应。由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所 以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。查8P343 式 14-3： T = K -T (8.3)caAK :工作情况系数；查8P343表14-1, k =1.5AAT = K - T = 1.5 x 5880 = 8820N - mmcaA查2P164表17-4，选用HL1型弹性柱销联轴器。HL1型弹性柱销联轴器主要参数：公称转矩T = 160N mmn轴孔长度L=32mm孔径d =16mm1：第一轴 d =16mm, d =16mmm inI-II1) 轴的结构图图 8.1 第一轴的结构图2) 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度1) 1-2段根据所取花键确定尺寸 取 d =16mm1- 2取 L =26mm1- 22) 2-3 段根据所选弹簧垫圈尺寸而定，查3P6-102表6.2-166，所选弹簧垫圈：GB/T93-1987。取 d =17mm，外径 D=30mm2- 3取 L =1.1mm。2- 33) 3-4段轴肩4为非定位轴肩，查3P10-45表10.1-69,选密封圈为GB/113871-1992，其中 d=20mm，D=40mm。查2P145 表 15-3，选滚动轴承为 GB/T276-6304, d=20mm.D=52mm。取 d =20mm3- 4取 L =105mm3- 44) 4-5 段有空心轴与第一轴配合所得尺寸取 d =20mm4- 5取 L =106mm4- 55) 5-6 段齿轮，根据前面计算所得的齿宽及分度圆直径 取 d =21.21mm5- 6取 L =16mm5- 66) 6-7 段定位轴肩 取 d =18mm3-4取 L =1mm3-47) 7-8段查2P145 表 15-3，选滚动轴承为 GB/T276-6302, d=15mm,D=42mm。取 d =15mm7-8取 L =13mm7-81）轴上受力分析轴传递的转矩：T = 5.88N-m12T2 乂 5 88齿轮的圆周力：F =i = 554.4N (8.4)ti d21.21 x 10-31齿轮的径向力：Fr1F - tgac5ospn554.4 x tg 20。COS 8。634=203.8N(8.5)齿轮的轴向力：F = F -tg0 = 554.4xtg8O634 = 79N(8.6)x1t2)求支反力1）在水平平面内的支反力R(a + b) F a + F 父二 0BZr 1x1 2r 1x18.7)R =BZF a - F d 203.8x 0.0202 79 x 0.02121丄4 =2一 = 22.28N0.0202 + 0.127由EZ二0得R = F R = 203.8 22.28 = 181.52NAZr 1BZ8.8)2）在垂直平面内的支反力由EM = 0得AR (a + b) 一 F a = 0BYt18.9)-=F = 5544 X .202 = 76.1N by a + b 0.0202 + 0.127由EY二0得R = F R = 554.4 76.1 = 478.3NAYt 1BY3) 作弯矩和转矩图1) 齿轮的作用力在水平平面的弯矩图M = R a = 181.52 x 0.0202 = 3.67N - m (8.11)CZ AZiiniM 二 M - F d 二 3.67 - 79x _：二 2.83N - m (8.12)CZ CZ x 2 2 齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图M = R a = 478.3x0.0202 = 9.66Nm (8.13)CY AY 由于齿轮作用力在 C 截面作出最大合成弯矩M = ,M 2 + M 2 *3.672 + 9.662 二 10.33N - m (8.14)CCZCY2)作图T = 5.88N-m，见图 8.2。1(4)轴的强度校核1) 确定危险截面根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图，截面C处收到的弯矩最大 且有齿轮配合，故属于危险截面。现在对C截面进行强度校核。2) 安全系数校核计算由于该减速机轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的切应力。 弯曲应力副：(7 = c = 10.83x 106Pa = 10.83MPa (8.15)a W 0.954W ：抗弯截面系数W = 0.1xd3 = 0.1x21.213 二954.16mm3 二0.954x 10-6m3 (8.16)由于是对称循环弯曲应力，故平均应力b二0m 根据式8.17)355 X106= 10.13262x 10.83 x106 + 00.92 x 0.88b : 40Cr弯曲对称循环应力时的疲劳极限；由表819.1-1查-1得b = 355MPa o-1K ：正应力有效应力集中系数；由表819.3-6按键槽查得bK = 1.5，按配合查得K = 2.62，故取K = 2.62。bbb0 :表面质量系数；轴经车削加工，按8表19.3-8查得0二0.92。 :尺寸系数，由8表19.3-11查得* = 0.88 oaa4W8.18) 切应力副为：T = T =1m a2Wp4x0.9545.88 X106 = 1.54 x 106 Pa = 1.54 MPaw :抗扭截面系数；由表19.3-15查得W = 2W pp 根据式8.19)r T +9TW a t m o=51.13200xl060927088 x x106+21x x106t : 40Cr扭转疲劳极限；由8表19.1-1查得t = 200MPa。-1-1K :切应力有效应力集中系数；由8表19.3-6按键槽K = 1.62,TT按配合K = 1.89，故取K = 1.89。TT0 :表面质量系数；轴由车削加工，按表19.3-8查得0二0.92。：尺寸系数；由8表19.3-11查得e二0.88。 oo9 :平均应力折算系数；由8表19.3-13查得，申=0.21。TT 轴 C 截面的安全系数由式，SSO T.;S2 + S2OT心13 x 513= 9.94,10.132 + 51.1328.20)由8表 19.3-5 可知。S=1.32.5。故S S，该轴C截面是安全的。8.2 第二轴的设计8.2.1 第二轴的主要参数功率P、转速n、转矩T222P =0.82kw2n =351.1r/min2T=22300N mm8.2.2 确定第二轴的最小直径低速轴选用材料：40Cr,调质处理。查1P370 表 15-3，取 A=105。冷=105 X f 骼=13.93mm0d Amin 0由于需要考虑轴上的键槽放大 5%-7%：d d (1 + 6%)=14.77mm0 min8.2.3 第二轴的结构设计(1)轴的结构简图图 8.3 第二轴的结构图2) 根据轴向定位要求与轴承安装，确定轴的各段直径和长度1) 1-2 段由2P145 表 15-3，选滚动轴承为 GB/T276-6302, d=15mm,D=42mm。取 L =13mm1- 22) 2-3 段定位轴肩，根据 1-2 段轴承的内径尺寸取 d =22mm2- 3取 L =1.5mm2- 33) 3-4 段齿轮，根据前面计算所得的齿宽及分度圆直径取 d =28.28mm3- 4取 L =18mm3- 44) 4-5 段为定位轴肩，根据5-6 段齿轮的尺寸取 d =22mm4- 5取 L =1.5mm4- 55) 5-6 段安装齿轮 取 d =18mm5- 6取 L =15mm5- 66) 6-7 段由2P145 表 15-3，选滚动轴承为 GB/T276-6302, d=15mm,D=42mm。取 d =15mm6- 78.3 第三轴的设计8.3.1 第三轴的主要参数功率P、转速n、转矩T333P =0.78kw3n =111.1r/min3T =66600N mm38.3.2 确定第三轴的最小直径低速轴选用材料：40Cr,调质处理。查1P370 表 15-3，取 A=105。0岛=20.1mmd A i = 105 xmin03 n1由于需要考虑轴上的键槽放大 5%-7%d d (1 + 6%)=21.3mm0 min8.3.3 第三轴的结构设计(1)轴的结构简图图 8.4 第三轴的结构图2）根据轴向定位要求与轴承安装，确定轴的各段直径和长度1)1-2段由 4P20-8 表 20.1-6 选滚针针轴承为 GB/T5801-4804 d=25mm，D=47mm。取 d =25mm1- 2取 L =22mm1- 22)2-3 段定位轴肩，根据 12 段轴承的内径尺寸取 d =28mm2- 3取 L =1mm2- 33) 3-4 段齿轮，根据前面计算所得的齿宽及分度圆直径取 d =42.42mm3- 4取 L =22mm3- 44) 4-5 段取 d =26mm4- 5取 L =13mm4- 55) 5-6 段安装齿轮取 d =22mm5- 66) 6-7 段为定位轴肩，根据 7-8 段轴承的内径尺寸取 d =20mm6- 7取 L =17mm6- 77) 7-8 段由2P145 表 15-3，选滚动轴承为 GB/T276-6302, d=15mm,D=42mm。取 d =15mm7- 8取 L =14mm7- 88.4 空心轴的设计8.4.1 空心轴的主要参数功率P、转速n、转矩T444P =0.75kw4n =32.6r/min4T=219700N mm48.4.2 确定空心轴的最小直径低速轴选用材料：40Cr,调质处理。查1P370 表 15-3，取 A=105。0d A 匕=105 x j075 = 29.9mm min 0、 n3 32.6由于需要考虑轴上的键槽放大 5%-7%，：d d (1 + 6%)=31.7mm0 min8.4.3 空心轴的结构设计1)轴的结构简图-13图 8.5 空心轴的结构简图2)根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度外径1)1-2段根据所取花键确定尺寸取 d =62mm1- 2取 L =36.8mm1- 22)2-3 段取 d =50mm2- 3取 L =83.7mm2- 33) 3-4 段取 d =30mm3- 4取 L =24.5mm3- 4