機械設計課程設計_卷揚機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速

1、一.題目與總體分析題目：設計一個卷揚機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器給定條件：卷筒圓周力F=4KN卷筒轉速n=40r/min，卷筒直徑D=400mm 工作情況：傳動不逆轉，輕微振動，允許卷筒轉速誤差為 5%室內工 作。工作壽命為五年兩班。二 電動機的選擇電動機的選擇見表1.表1電動機的選擇計算與說明計算結果1.選擇電動機的類型根據(jù)用途選用丫系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動機2.選擇電動機功率卷筒所需圓周力為匚2T 4KNd卷筒所需功率為rFv F 2 n d 4000N 240r/min 200mmPw3.35kW1000 1000 1000由減速器設計實例精解表2-1取，V帶傳動效率

2、帶=0.96，一 對軸承效率 軸承=0.99，斜齒圓柱齒輪傳動效率 齒輪=0.97，聯(lián) 軸器效率 聯(lián)=0.99，如此電動機到工作機間的總效率為總'軸承$齒輪彳聯(lián)卷筒O.99 0.97? 0.9920.96=0.859電動機所需工作功率為P3 35F0 亠一一kw=3.90kw總 0.859根據(jù)表8-2，選取電動機的額定功率Ped 4kWF=4KNPw總p°Ped 4kW3.確定電動機的轉速卷筒的工作轉速為nw 1000 60v =40r/min d查表2-2，兩級減速器傳動比i齒840。電動機的轉速X圍為no rwi 總 3201500r/mi n由表8-2可知，符合這一要求

3、的電動機同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min 考慮 3000r/min的電動機轉速太高，而750/min的電動機體積大且貴，應當選用轉速 為1000r/min的電動機進展試算，其滿載轉速為960r/min，其型號為 Y132M1-6nw 40r/mi nnm 960r / min三 傳動比的計算與分配各級傳動比的計算與分配見表 2表2傳動比的計算與分配計算與說明計算結果1.總傳動比i總血96024總 4nw40i總242.分配傳動比減速器傳動比為i 4、24i 24高速級傳動比為i1J(1.31.4)i5.59 5.80取iiii低速級傳動比i

4、2-244.21i15.7i2四 傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算見表 3表3傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算計算與說明計算結果1.各軸轉速n onw960r / minn。960r/mi nn in。960r / min960r/mi nr>2業(yè)960r /min 168.42r / minn2ii5.7n3n2208.70門3r / min 40.00r / mini24.21nw40r/mi nnw40r/mi n2.各軸功率PiFo oiPo聯(lián)PP2p 12 p軸承齒P2P3p2 23F2軸承齒P3PwF3 3wP3軸承聯(lián)Pw3.各軸轉矩ToP09550 3.

5、90 “ cT0n。96000.0T1Ti=To聯(lián)=38.80.99=38.41TT2=Ti ii軸齒=38.41 5.7 0.99 0.97=210.26T 2T3T3=T2 i2軸齒=210.26 4.210.99 0.97=850.05TwT卷筒=T3軸 聯(lián)=850.05 0.990.99=833.14五 內傳動的設計計算高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算見表 5表5高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算計算與說明計算結果1.選擇材料、熱處理方法和公差等級45鋼考慮到卷揚機為般機械，故大小齒輪均選用45鋼，小齒小齒輪調質處輪調質處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度理HBW仁217-255HBW,

6、HBW2=162-217HB平均硬度 HBW =236HBW,大齒輪正火處HBW2=190HBWHBW-HBW4=46HBW/在 30-50HBW之間。選用 8理級精度8級精度2初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進展設計。其設計公式為1 2u 1 ZeZhZ ZdlduH1小齒輪傳遞扭矩為 T1=38410N?mm3）由表8-18，取齒寬系數(shù)d4）由表8-19，查得彈性系數(shù)zE7MPa5）初選螺旋角B =12，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh6）齒數(shù)比u=i17）初選z1=20,如此z2=uz1 = 114.2,取z2=114,如此端面重合度為z1=201.88 3

7、.2（丄丄）cosz2=114乙Z2軸向重合度為0.318 諾 tan0.318 1.1 20 tan 12 1.71 由圖 8-3 查得重合度系數(shù)z8）由圖11-2查得螺旋角系數(shù)Z9）許用接觸應力可用下式計算Z N H limHsSH由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為円吋=580MPa,H lim 1 =580MPaH lim 2 =390MPaHHm2=390MPa小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為Ni 60niaLh109N198N211.152 10 /5.72.02 10i1，如此小齒輪的許用接觸應力為Zn1 Hlim1 =580MPaSh大齒輪的許用接觸應力為Zn2 Hlim2

8、 =499.2MPaSh取421.2MPa,初算小齒輪的分度圓直徑 d1t，得d2KT1 u 1 ZeZhZZ 2d1§duH2 1.4 38410 5.7 1189.8 2.46 0.776 0.99 2 =39mm1.15.7499.2旳 39mm計算與說明計算結果(1) 計算載荷系數(shù)由表8-21差得使用系數(shù)(=1.0因vdltni ,由圖8-6查得動載荷系數(shù)Kv=1.14,由圖8-7查60 1000得齒向載荷分配系數(shù)K=1.11,由表8-22插得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2，如此載荷系數(shù)為K二KK/(2) 對du進展修正因K與K有較大的差異，故需對由K計算出的d1t進展修正，即d

9、1 d1t'Kt(3) 確定模數(shù)md1 cosmn按表8-23，取m=(4) 計算傳動尺寸中心距為cmn(Z1 Z2)a1_2 cos圓整，取a1=mm如此螺旋角為arccosg 嘰2a因值與初選值相差較大，故對與有關的參數(shù)進展修正由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.43，如此端面重合度為1 11.88 3.2()cosZ1 Z2軸向重合度為dZita n=2KTi u 1 ZeZhZZ 2di 3duH準確計算圓周速度為dit niv 60 1000由表8-6查得動載荷系數(shù) K二,K值不變d1t cosmnZ1按表8-23，取m二，如此高速級中心距為mn(Z1 Z2)a12 cos如

10、此螺旋角修正為mn(Z1 Z2)arccos2a修正完畢，故.mnZ1d1cosmnZ2d2 cosb dd1b1 b2(510)mm4,校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為2KT, f: YfYYY fbmnd!1 11)K、T、mn和d同前2齒寬 b=b2 =66mm3)齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Ys。當量系數(shù)為zv13coszZ2Zv23cos由圖 8-8 查得 Yf1 =2.61，YF2=2.22,由圖 8-9 查得 Ys1=1.59,Y S24由圖8-10查得重合度系數(shù)Y5由圖11-3查得螺旋角系數(shù)Y6許用彎曲應力YN F limf= Sf由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應力為F

11、lim1 =215MPaFlim2 = 170MPa由圖8-11查得壽命系數(shù) YN1= YN2=1，由表8-20查得安全系數(shù)Sf=1.25，故F1 Yn1 Flim1 =MPa= MPaF2 Yn2 Flim2=MPa= MPaSfF1 嚴1 YfYY bmn d1=<F1YfzYsZF2F1Yf1Ys1滿足齒根彎曲疲勞強度5.計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù) m t=m/cos=齒頂咼h a=ha =齒根高 h f=(h a +c )mn=全齒高 h=h a+hf二頂隙c=c * mn=齒頂圓直徑為da1 d1 2hada2 d2 2ha齒根圓直徑為df1 d1 2hfd f 2 d2

12、 2h fm =mm ha =mm hf =mm h =mm c=mmda1 mm da2 mmdf1 mmdf2 mm低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算見表 6表6低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算計算與說明計算結果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級45鋼大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調制處理，大齒輪正火處小齒輪調質處理，由表 8-17 得齒面硬度 HBWi=217-255，HBW2 = 162-217HBW理平均硬度HBW2=190。HBW1 - HBW2=46,在 30-50HBW/大齒輪正火處之間。選用8級精度理8級精度因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進展設計。其設計公式為I2j2Ku

13、1 ZeZhZZ6 J dUh1)小齒輪傳遞轉矩為T22)因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù) 匚-1.8，初選Kt3)由表8-18，取齒寬系數(shù)d4)由表8-19，查的，彈性系數(shù)ZE JMPa5) 初選螺旋角 二，由圖9-2查的節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh6) 齒數(shù)比u=i27) 初選Z3=，如此u4 = u Z3 =,取乙二，如此端面重 合度為1 11.88 3.2( ) cosZiZ2軸向重合度為d z3 tan25 tan 11o由圖8-3查得重合度系數(shù)Z8) 由圖11-2查得螺旋角系數(shù)Z9) 許用接觸應力可用下式計算Z N1 Hlim1H 1Sh由圖8-e、a查得接觸疲勞極限應力為Hlim

14、3 =580MPaHlim4 =390MPa小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為N3 =60 n2aLh=60N 2= 一N4=_=-i2由圖8-5查得壽命系數(shù)ZN3 =1.14，ZN4=1.2，由表8-20取安全系 數(shù)Sh =1.0，如此小齒輪的許用接觸應力為Z N3 H lim 3H3Sh=大齒輪的許用接觸應力為Z3=25Z4=82ZN4H lim 4ShH3取 H 二MPaH初算小齒輪的分度圓直徑d3t，得宓忑 u 1 ZeZhZZ 爲 3 d UHH4=468MPa=468MPad3t3.確定傳動尺寸1計算載荷系數(shù)由表8-21查的使用系數(shù) 厶nr x x n2因v= H 二,由圖8-6查

15、的動載荷系數(shù)K=1.07,由圖8-7查的齒向載荷分布系數(shù) =1.11，由表8-22查得齒間載荷分布系數(shù) =1.2，如此載荷系數(shù)為K=二匚=確定模數(shù)皿“因"（差異不大，不需對©I計算出的 進展修正，即dcospZ-.=mm= mm按表8-23，取小 =mm 計算傳動尺寸 低速級中心距為mJz3 + z4)35 X (25 + 82)'=:二 / kr mm=圓整，a2=190mm螺旋角為叫血+ Z4)cos二-arc=因:值與初選值相差較大，故對與 日值有關的參數(shù)進展修正 由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)12=2.46，如此端面重合度為1.88 3.2（丄）cosz3Z|軸

16、向重合度為由圖8-3查得重合度系數(shù)=0.77，由圖11-2查得螺旋角系數(shù)-=0.991，如此d3t2KT2ZeZhZZ 2 ummmm因 v二一d3tn260 1000m/s,由圖8-6查得動載荷系數(shù) K=1.07, K值不變= =mm=按表 8-23 取 =, 如此中心距=mm= mm螺旋角arc修正完畢，故=mm= mm= =mm= mm b= = mm=+(5 10)mm,取=mm4. 校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為計算結果1) K, T3 , mn和 d3 同前2齒寬 b= =98mm3) 齒形系數(shù) 和應力系數(shù) 。當量齒數(shù)為= mm；二話=mm由圖8-8查得 “3=2.6,

17、 04=2.25;由圖8-9查得嗚=1.59, 人44）由圖8-10查得重合度系數(shù) 匚5由圖11-3查得螺旋角系數(shù)'6許用彎曲應力為由圖8-4f,b 查得彎曲疲勞極限應力為 辭二MPa，切皿MPa由圖8-11查得壽命系數(shù)丫旳=丫心1，由表8-20查得安全系數(shù)'=1.25，故N4<7Fm4葉4】=即=MPa=MPaMPa2KT3%5.計算齒輪傳動其他幾何尺寸 端面模數(shù)mtmncos齒頂咼h a= h amnm =mm ha =mm hf =mm:=<齒根高 h f=(h a +c )mFh =mm全齒高 h=h a+hf二c=mm頂隙c=c * mn=齒頂圓直徑為da

18、3 mmda3d3 2hada4 mmd4d4 2ha齒根圓直徑為df3 mmd f 3d32hfdf4 mmdf4 d4 2hf六 斜齒圓柱齒輪上作用力的計算齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設計和校核、鍵的選擇和驗算與軸承的選擇和校核提供數(shù)據(jù)，其計算見表7.表7斜齒圓柱齒輪上作用力的計算計算與說明計算結果1條件咼速軸傳遞的轉矩 Ti= mm,轉速ni二r/min,咼速級齒輪的螺旋角二，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑d1= mm(2)齒輪1的作用力圓周力為匚=2T1 =Ft1d1Ft1 =其方向與力作用點圓周速度方向相反軸向力為F=F tan n =1r1 1 t1COS其方向為由力的作

19、用點指向輪1的轉動中心軸向力為Fa1=Ft1 ta n二其方向可用左手法如此確定，即用左手握住輪1的曲線，并用四指方向循著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力方向法向力為Fn1 =Ft1=cos n cos(3)齒輪2的作用力 從齒輪2各個力與主動輪1上相應的 力的大小相等，作用方向相反Fr1 =Fa1 =Fn1 =1條件 中間軸傳遞的轉矩 壬二mm,轉速n 1二r/min,低 速級齒輪的螺旋角二，為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力互相抵消 局部，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪的 分度圓直徑為d3= mm(2)齒輪3的作用力圓周力為F=2T2 =Ft3 =d3Ft3 =其方向與力作用點

20、圓周速度方向相反徑向力為Fr3=Ft3 tan n =COS其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心軸向力為F a3=Ft3ta n二其方向可用右手法如此確定，即用右手握住輪1的曲線，并用四指方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力方向法向力為匚一Ft 3一Fn3COS n COS(3)齒輪4的作用力 從齒輪4各個力與主動輪3上相應的 力的大小相等，作用方向相反Fr3 =Fa3 =Fn3 =七軸的設計計算軸的設計計算與軸上齒輪輪轂孔內徑與寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算、與軸連接的半聯(lián)軸器的選擇同步進展。因箱體 內壁寬度主要由中間軸的結構尺寸確定， 故先對中間軸進展設計，然 后對高

21、速軸和低速軸進展設計。中間軸的設計與計算中間軸的設計與計算見表8表8 中間軸的設計與計算計算與說明計算結果1、 條件中間軸傳遞的功率 P2=3.15kW 轉速n2=130.9r/min ,齒輪分度圓直徑 d2=, d3=,齒輪寬度b2=66mm b3=105mm2、選擇軸的材料45鋼，調制因傳遞的功率不大，并對重量與結構尺寸無特殊要求， 故由處理表8-26選常用的材料45鋼，調制處理3、初算軸徑查表9-8得C = 106 -135，考慮軸端不承受轉矩，只承受少量的彎矩，故取較小值 C =110，如此=31.76mm4、結構設計軸的結構構想如圖11-6所示1軸承部件的結構設計軸不長，故軸承采用兩

22、端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從（）處開始設計。2軸承的選擇與軸段與軸段的設計該軸段上安裝軸承，其設計應與軸承的選擇同步進展?？紤]齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段、上安裝軸承，其直徑既應便于軸承安裝，有應符合軸承內徑系列。暫取軸承為7207C,經(jīng)過驗算，軸承7207C的壽命不滿足減速器的預期壽命要求，如此改變直徑系列，取 7210C進展設計計算，由表11-9 得軸承內徑d =50mm外徑D=90mm寬度 B = 20mm,定位軸肩直 徑da=57mm外徑定位直徑Da=83mm對軸的力作用點與外圈大 端面的距離a3=，故d仁50mm通常一根軸上的兩個軸承取一樣的型號，如此d5=

23、50mm3軸段和軸段的設計軸段上安裝齒輪3,軸段上安裝齒輪2,為便于齒輪的安裝，d2和d4應分別略大于 di 和 d5，可初定 d2=d4=52mm-78mm取其輪轂寬度與齒輪寬度 b2=66mm相等，左端米用 軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比擬小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度b3=105mn相等，其右端米用軸 肩定位，左端采用軸套固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面， 軸段和軸段的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故取 L2=102mm L4=64mm4軸段，取其咼度為 h=5mm故d3=62mm齒輪3左端面與箱體內壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內 壁距離均取仁10mm，齒輪2與

24、齒輪3的距離初定為 3=10mm， 如此箱體內壁之間的距離為Bx=2A + 3+b3+b1+b2/2 = 2X 10+10+105+(75+66)/2 m=205.5 m,取厶 3=10.5 mm，如此箱體 內壁距離為Bx = 206 mm。齒輪2的右端面與箱體內壁的距離 2=4 1+ b1-b2/2 = 10+ 75-66/2 m = 14.5 m,如此軸段d1=50mmd5=50mm d2=d4=52mrL2=102mmL4=64mmd3=62mm的長度為L3=A 3=10.5 mm5軸段與軸段的長度該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內潤滑油 濺入軸

25、承座，軸承內端面距箱體內壁的距離取為厶=12 mm,中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，如此軸段的長度為L1=B+A + 1+3 mm =(20+12+10+3) mm= 45 mm軸段的長度為L5=B+A + 2+2 mm =(20+12+14.5+2) mm= 48.5 m6軸上力作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外圈大斷面的距離a3=19.4 m,如此由圖11-6可得軸的支點與受力 間的距離為l1=L1+b3/2-a3-3 m=(45+105/2-19.4-3) m =75.1 ml2=L3+(b2+b3)/2=10.5+( 66+105)/2 m =96 ml3=L5+b2/2-a3

26、-2 mm =()mm= 60.1 mmBx = 206 mmL3 =10.5 mmL1=45 mL5=48.5 mm11=75.1 mml2=96 ml3=60.1 mm齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，根據(jù)減速器設計實例精2計算支承反力 在水平面上為''=_ ；_ .=式中負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直面上為二i =.= 冷=解P87表8-31得鍵的型號分別為鍵16-100 GB/T1096-1990 和鍵 1663 GB/T 1096-19901畫軸的受力簡圖，軸的受力簡圖如圖2所示軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為3畫彎矩圖彎矩圖如圖c, d和e所示在水平面上

27、，a-a剖面圖左側為a- a剖面圖右側為在垂直面上為%合成彎矩，在a-a剖面左側為叫=J石齊剖面右側為= a-a剖面右側為在b-b剖面左側為叭=嚴屏+皿=在b-b剖面右側為! J=畫轉矩圖，轉矩圖如圖f所示，=7校核軸的強度雖然a-a剖面左側彎矩大，但a-a剖面右側除作用有彎矩外 還作用有轉矩，故a-a剖面兩側均有可能為危險剖面，故分別計 算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)為Wd32bt(d2 t)2322d2抗扭截面系數(shù)為W d32 bt(d2 t)2162d2a-a剖面左側彎曲應力為Ma b Wa-a剖面右側的彎曲應力為M abW扭剪應力為Tl w按彎扭合成強度進展校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉

28、矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，如此當量應力為'e J b'2 4()2 =b，故a-a剖面右側為危險截面軸的強度由表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限B=650MPa由表滿足要求8-26查得軸的許用彎曲應力!b 60MPa,門，強度滿足要求8.校核鍵連接的強度齒輪2處鍵連接的擠壓應力為4T2pd4hl取鍵，軸與齒輪的材料都為鋼，由表8-33查得 p=125-150MPa,鍵連接強p y p ,強度足夠度足夠齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠9校核軸承 壽命1計算軸承的軸向力由表11-9查7210C軸承得C=42800N Co=32OOON由表9-10查得

29、7210C軸承內部軸向力計算公式，如此軸承1，2的內部軸向力分別為S 0.4R1S10.4R外部軸向力A Fa3 Fa2 ，各軸向力方向如下列圖中間軸軸承布置與受力圖S2 A如此兩軸承的軸向力分別為F a13Fa2S1A因R1 A R2,Fa1 A Fa2，故只需校核軸承1的壽命2計算軸承1的當量動載荷 由Fa/C。，查表11-9得e=0.43，因FajR ，故X=1，Y=0,如此當量動載何為P XR YFa13校核軸承壽命 軸承在100oC以下工作，查表8-34得fT 1。對于減速器，查表8-35得載荷系數(shù)fP 1.5軸承1的壽命為3L1062h60n2 fpp減速器預期壽命為L'h

30、Lh A Lh，故軸承壽命足夠軸承壽命滿足要求0Q*旳Q八高速軸的設計與計算高速軸的設計與計算見表8計算與說明計算結果高速軸的設計與計算4.條件高速軸傳遞的功率R 2.90kw,轉速n 1440r/min ,小齒輪分度圓直徑d138.344mm,齒輪寬度b 55mm。5.選擇材料材料45鋼，調質處理。45鋼，調質處理6.初算最小軸徑查表9-8得C=106- 135,考慮軸端既承受轉矩，有承受彎矩，故取中間值C=120,如此dmin C3 但軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%5%軸端最細處直徑為d1(0.03 0.05)mm 22.07 22.5mm取 dmin 23mmdmin 23m

31、m7.結構設計軸的結構構想如圖11-9所示1軸承部件的結構設計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用 兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處開始設計2軸段軸段上安裝聯(lián)軸器，此段軸的設計應與聯(lián)軸器的選擇冋步進展。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離 振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取Ka ，如此計算轉矩Tc Ka?Ti查表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉矩為250N ? m,許用轉速8500r/min，軸孔X圍12 24mm?？?慮d 17mm，取聯(lián)軸器轂孔直徑為20mm，軸孔長度38mm，

32、J型軸 孑L, A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為 LX1 20 X 38GB/T5014-2003, 相應的軸段的直徑 d1 20mm，其長度略小于轂孔寬度，取L1 36mm3密封圈與軸段在確定軸段的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定與軸承蓋密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩 高度h (0.070.1)4 。軸段的軸徑d2 d1 2h mm，最終由密 圭寸圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s,可選用氈圈油圭寸，查表 8-27，選氈圈 25/ZQ4606-1997，如此 d2 25mm。4軸承與軸段與軸段考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應符合軸承內徑系列。 現(xiàn)暫取軸承為 7

33、206C,由表11-9得軸承內徑d 30mm，外徑 D 62mm，寬度B 16mm，內圈定位軸肩直徑da 36mm，外圈定 位內徑Da 56mm ,在軸上力作用點與外圈大端面的距離 a3 14.2mm，故取軸段的直徑d3 30mm。軸承米用脂潤滑，需d1 20mmL1 36mmd2 25mmd3 30mmL3 31mm要用擋油環(huán)阻止箱體內潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內壁的端面距箱體內壁距離取12mm，擋油環(huán)的擋油凸緣內側面凸出箱體內壁 12mm擋油 環(huán)油孔寬度初定為Bi 15mm,如此L3 B B1 ，取L332。通常一根軸上的兩個軸承應取一樣的型號，如此d

34、7 d3，L7 B B105齒輪與軸段 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d5應 略大于d3，可初定d5 32mm，如此由表8-31知該處鍵的截面尺 寸為b h 10 8，輪轂鍵槽深度為t1 3.3mm,如此該處齒輪上齒 根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為df1 d5° h 3 X，故該軸設計成齒輪軸，如此有d5 df1, L5 b 55mm。6軸段和軸段的設計該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，如此d4 d6 38mm ,齒輪右端面距箱體內壁距離 為1，如此軸段的長度 L61 B1 (12 10 15)mm 7mm 0軸段的長度為L4 Bx1 b1 B1 (158 12 10 5 15

35、)mm 90mm。7軸段的長度該軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度與軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為Lc1 c2(5 8)mm ,由表4-1 可知，下箱座壁厚0.025a2 3mm ，取,d7 30mmL7 31mmb 10mmh 8mm齒輪軸d5d f1L5 55mmd4 d6 38mmL6 7mmL4 90mm8mmL 58mmd a2，取軸承旁連接螺栓為 M16如此G 24, C2 20mm,箱體軸承座寬度L 8 24 20 (58)mm 57 60mm，取 L 58mm ；可取箱體凸緣連接螺栓為M12地腳螺栓為d M20，如此有軸承端蓋連接螺釘為0.4d ，由表8-30得

36、軸承端蓋凸緣厚度取為Bd 10mm ；取端蓋與軸承座間的調整墊片厚度為t 2mm ；端蓋連接螺釘查表8-29L2 52mm米用螺釘GB/T 5781 M8 X 25;為方便不拆卸聯(lián)軸器的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取聯(lián)軸器凸緣端面距軸承端蓋外表距離K 10mm，螺釘?shù)牟鹧b空間足夠。如此L? LBdK tB 。I18軸承上力的作用點的間距軸承反力的作用點距軸承外I2圈大端面的距離a3 14.2mm ,如此由圖8可得軸的支點與受力點I3間的距離為3611 a3L21322L512 L3L4a32L5 .13 L6 L7 a328.鍵連接聯(lián)軸器與軸段間米用 A型普通平鍵連接，查表8-31得其型

37、號為鍵 6 X 32 GB/T 1096-1990九低速軸的設計計算低速軸的設計計算見表9.表9低速軸的設計計算計算與說明計算結果1. 條件：低速軸傳遞的功率 P3二kw,轉速n3二r/min,齒輪4分度圓直徑d4=mm齒輪寬度b4=mm2. 選擇軸的材料：因傳遞的功率不大，并對重量與結構尺寸無特45鋼，調質處殊要求，故查減速器設計實例精解表8 26選用常用的材料 理45鋼，調質處理1. 初算軸徑：查減速器設計實例精解表9 8得C=105135,考慮軸端只承受轉矩，故取小值 C=106,如此dmin 軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增大 3% 5%,軸端最細d1> 處直徑d1>2. 結構設計：軸的結構構想如圖11-12所示(1) 軸承部件的結構設計：該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設計(2) 聯(lián)軸器與軸段：軸段上安裝聯(lián)軸器，此段應與聯(lián)軸器的選擇同步進展為補償聯(lián)軸器的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取 21.5,如此計算轉矩Te=KA*T3=由減速器設計實例精解表8-38查的GB/T