机械设计基础课程设计说明书)

1、.机械设计基础 课程设计船舶与海洋工程 2013 级 1 班 第 3 组组长：xxx 组员：xxx xxx xxx二一五年六月二十七日.机械设计基础课程设计 说明书设计题目 ： 单级蜗轮蜗杆减速器学院： 航运与船舶工程学院专业班级 ： 船舶与海洋工程专业一班学生姓名 ：xxx指导老师 ：xxx设计时间：2015-6-27.重庆交通大学航运与船舶工程学院 2013 级船舶与海洋工程机械设计基础课程设计任务书1. 设计任务设计某船舶锚传动系统中的蜗杆减速器及相关传动。2. 传动系统参考方案（见下图）锚链输送机由电动机驱动。电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入单级蜗杆减速 器 3，再通过联轴器 4

2、，将动力传至输送锚机滚筒 5，带动锚链 6 工作。锚链输送机传动系统简图1电动机；2联轴器；3单级蜗杆减速器；4联轴器；5锚机滚筒；锚链3. 原始数据设锚链最大有效拉力为 f(n)=3000 n，锚链工作速度为 v=0.6 m/s，锚链滚 筒直径为 d=280 mm。4. 工作条件锚传动减速器在常温下连续工作、单向运动；空载起动，工作时有中等冲击； 锚链工作速度 v 的允许误差为 5%；单班制（每班工作 8h）,要求减速器设计寿命 8 年， 大修期为 3 年，小批量生产；三相交流电源的电压为 380/220v。5. 每个学生拟完成以下内容（1） 减速器装配图 1 张（a1 号或 a0 号图纸）

3、。（2） 零件工作图 23 张（如齿轮、轴或蜗杆等）。（3） 设计计算说明书 1 份（约 60008000 字）。.目录1、 运动学和动力学的计算 . 12、 传动件的设计计算 . 53、 蜗杆副上作用力的计算 . 84、 减速器箱体的主要结构尺寸 . 95、 蜗杆轴的设计计算 . 116、 键连接的设计 . 147、 轴及键连接校核计算 . 151、 滚动轴承的寿命校核 . 182、 低速轴的设计与计算 . 191、 键连接的设计 . 222、 润滑油的选择 . 223、 附件设计 . 234、 减速器附件的选择 . 24参考文献： . 26.w2.1、运动学和动力学的计算计算项目计算过程及

4、说明1、选择电动机类型按工作要求和条件，选用 y 系列全封闭笼型三相异步电 动机。2、选择电动机功率工 作 机 所 需 功 率 为 ： p =fv/(1000 )=3000 0.6/w（10000.96）1.875kw；计算结果电动机的输出功率为： p = p / =fv/1000d ww一、选择电动机由电动机值工作几之间的总效率 = 2 1 2 3 4式中： 、 、 、 、分别为联轴器（2 个），蜗杆传 1 2 3 4动的轴承（2 对），滚筒轴承及蜗杆传动的效率。由参考文献机械设计课程设计手册 贾北平 韩贤武 主编 华 中科技出版社第 7-8 页表 2-3=0.75p =2.5kwd1=0.

5、992、 =0.99 、23=0.98、 =0,794则 =0.99220.9920.98 0.79=0.75p =p /d w=1.875/0.75=2.5kw.3、确定电动机的转速滚筒的工作转速为nw=60 1000 v 60 1000 0.6=pd p280r / min =40.95 r / min因为由参考文献机械设计课程设计手册贾北平 韩nw=40.95r / min贤武 主编 华中科技出版社第 5-6 页表 2-2i 1=1040，蜗杆传动的传动比i 1=1040,则总的传动比的合理范围 nd=（409.5为1638.0）r/mini =1040因此，电动机的转速的可选范围为n

6、=i n =(1040 ) 40.95 r / min =(409.51638.0) r / mind w4、确定电动机的型号符 合 这 一 范 围 的 电 动 机 同 步 转 速 有 750r/min 、1000r/min、1500r/min。根据工作机所需要电动机输出功 率 p 和电动机的同步转速，由参考文献机械设计课程设d计手册 贾北平 韩贤武 主编 华中科技出版社附录 b可查出适用的电动机的型号分别为 y132s-6 y100l2-4y132m-8。相应的技术参数及传动比的比较情况见下表：电 动 机 型 号 ： y132s-6电动机的 额定功电动机转速传动装置的传型号率（r/min)动

7、比ped/kw同步转满载转总传动比.速速y132s-6y100l2-4y132m-833310001500750960143071023.4434.9217.39综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及涡轮传动的传动比，选择 y132s-6 型电动机较为合适，即电动机 的额定功率 p =4kw ，满载转速 n =960r/min 总传动比适ed m中，传动装置较紧凑。y132s-6 型电动机的主要尺寸和安 装尺寸见下表：中心高 h外形尺寸l（ac/2ad）hd底角安装尺寸ab地脚螺栓孔直径 k轴身 装键部位尺 尺寸 寸de fgd475345 216 38132 12 103338315 14

8、0 80.nn.）1）各轴的转速轴 =960 r/min轴 n = n / i =960/23.44=40.96 r/min 0滚筒轴 nw= =44.96 r/minn0=960 r/minn1=960 r/minn2=44.96r/minnw=44.96r/min二、计算2)各轴的输入功率传动装置1=0.992、 =0.99 、23=0.98、 =0,794p1 =2.4552kw各轴的的运动和动力参数轴 p1 =pd轴 p2 =p1滚筒轴 pw =p2 1 2 2 4 1 3=2.50.992x0.99=2.4552kw=2.4280.990.79=1.92kw=1.8750.9920.

9、98=1.867kwp2 =1.92kwpw =1.867kw3） 各轴的输入转矩电动机轴 t0 =9550pd/n0=95502.5 /960=24.87n m 轴 t1 =9550p1/n1=95502.4552 /960=24.42n m 轴 t2 =9550p2 /n2=95501.92/40.96=447.66n m 滚筒轴 tw=9550pw/nw=95501.867 /40.96=435.30n mt0 =24.87n mt1 =24.42n mt2=447.66n mtw =435.30n m参数 转速 n（r/min） 输入功率 p/kw 输入转矩 t(n m)电动机轴960

10、2.524.87轴9602.455224.42轴40.961.92447.66滚筒轴40.961.867435.30传动比23.44.a 2.2、传动件的设计计算2.1 蜗杆副的设计计算2.1.1 选择材料蜗杆：45 钢，表面淬火 45-55hrc；蜗轮：10-3 铝青铜 zcual10fe3，砂模铸造，假设相对滑动速度 vs6m/s2.1.2 确定许用应力根据参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲 生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第 201-202 页表 12-5 和表 12-6 许用接触应力 h=200mpa许用弯曲应力 f=80mpa2.1.3 参数的选择蜗杆头数 z1=2蜗

11、轮齿数 z2=i z1=23.442=46.88 使用系数 ka=1.3综合弹性系数 ze=150则 z2 取 47接触系数 z取 d1/a=0.4 由图 12-11 得，zp=2.8见参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱 瑞明 主编 高等教育出版社第 201 页图 12-112.1.4 确定中心距 az z 150 2.8a 3 k t ( e p ) 2 =3 1.3 524597 (s 200h)2=144 mm取整：a=145mmd 0.68 a10.875=0.68 1450.875=53m =2 a -d 2 145 -53 1 =z 472=5.04.1 22

12、由 g.查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲 生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第 195 页表 12-1 可得若取 m=6.3,d1=63mm则m2d =2500.47 mm13d2=mz2=6.3x4.7=296.1mm 则中心距 a 为a =1 1( d +d ) = (61 +296.1) =178.55 mm 2 22.1.4 验算蜗轮圆周速度 v2、相对滑动速度 vs、及传动总效率 1）蜗轮圆周速度 v2pd nv = 2 2 = 60 10002）导程角3.14 296.140.96 60 1000=0.635m / smz mztan = 1 g=arctan

13、1 =11.31 d d1 13）相对滑动速度 vsv =spd n1 160 1000cos g=3.14 63 960 60 1000cos11.31=3.23m / s 6 m / s与初选值相符，选用材料合适4）传动总效率查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲 生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第 204 页表 12-7 及公式 （12-13）可知当量摩擦角r=1.6 h=(0.95 0.97)tan g tan(g+rtan11.31=(0.95 0.97) tan(11.31+1.6)=0.82 0.85原估计效率 0.75 与总效率相差较大，需要重新验算。 2.1.

14、5 验算蜗轮抗弯强度蜗轮齿根抗弯强度验算公式为.z 47va 2f* *.s =f1.53k ta 2 d d m cos g1 2y s fa 2f其中当量齿数 z = 2 =cos g3 cos11.313=49.85查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲 生 钱瑞明 主编 高等教育出版社 第 177 页图 11-8 可得y =2.4f1.53 1.3 447660s =63 296.1 6.3 cos11.31 所以强度足够2.2 计算蜗杆传动等其他几何尺寸 2.2.1 蜗杆相关几何尺寸计算及其说明2.4 =7.73mpa s =80 mpaf计算结果分度圆直径 齿顶高全

15、d =mq =63mm 1h =m =6.3mm a1齿d1=63mmha1=6.3mm高 h1=14.20mmh =h m +m ( h +c ) =1 6.3 +1.25 6.3 =14.2 mm 1 a ada1=75.60mm齿顶圆直径d =m ( q +2) =6.3 (10 +2) =75.6 mm a1df1=47.88mm齿根圆直径df 1=m ( q -2.4) =6.3 (10 -2.4) =47.88mm蜗杆螺旋部分长度b (11 +0.06 z ) m =(11 +0.06 47) 6.3 =87.0661 2(因为当 m10时，b1 加长 1525mm，故取 b1=1

16、10mm;参见参考文献机械设计常用公式速查手册张继东 编 机械工业出版社 第 103 页）b1=110mmpa1=19.78mm蜗杆轴向齿距p =pa12.2.2 蜗轮相关几何尺寸 计算及其说明m =3.14 6.3 =19.78mm计算结果分度圆直径.d =296.1mm2d2=296.10mmt 1.齿顶圆直径da 2=m ( z +2) =6.3 (47 +2) =308.7 mm 2da2=308.70mm齿根圆直径df 2=m ( z -2.4) =6.3 (47 -2.4) =280.98 mm 2df2=280.98mm外圆直径de 2da 2+1.5 m =318.2 mmde

17、2=318.20mm蜗轮齿宽轮缘宽度b =2 m (0.5 + q +1) =48.09 mm 2b 0.75 d =56.70 mma1b2=48.09mm取 b=56.70mm2.2.3 热平衡计算取油温 t=65，空气温度 t=20,通风良好，a取 15w/(m2),t传动效率为 0.75；由公式 dt =1000 p (1 -h)1a at dt得：a =1000 p (1 -h)1adtt=1.11m2其中 p =3kw1dt=453、蜗杆副上作用力的计算3.1.1 已知条件1)高速轴传递的转矩 t1=24870nmm 转速 n1=960r/min 分度圆直径 d1=63mm2)低速

18、轴传递的转矩 t2=447660nmm 转速 n2=40.96r/min 分度圆直径 d2=296.1mm3.1.2 蜗杆上的作用力1）圆周力2t 2 24420f = 1 = =775.238 n d 631.a1.其方向与力作用点圆周速度方向相反2）轴向力2t 2 447660f = 2 = =3023.71n d 296.12其方向与蜗轮的转动方向相反3）径向力f =f tanr1 a1a =3023.71 tan 20 =1100.54 n n其中n=20其方向力由力的作用点指向轮 1 的转动中心3.1.3 蜗轮上的作用力蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、 轴向力

19、、径向力大小相等，方向相反，即蜗轮上的作用力为： fa2=ft1；ft2=fa1；fr2=fr14、减速器箱体的主要结构尺寸根据参考文献机械设计课程设计手册 贾北平 韩贤武 主编 华中科技出版社 第 18-20 页表 4-1 和表 4-3 得单位： mm名称箱座壁厚箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地角螺钉直径 地角螺钉数目轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 连接螺栓 md2 的间距符号1b1bb2dfnd1d2l尺寸关系0.04+381=0.08581.511. 52. 50.036+1240.75 df(0.50.6) df150200尺寸大小109131626m2

20、04m16m10170.轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径定位销直径 mdf、md1、md 至外箱壁距离d3d4dc1(0.40.5) df(0.30.64) df(0.70.8) d2见表 4-3m10m8m826,22,16mdf、md1、md 至凸缘边 缘距离c2见表 4-3 24,20,14轴承旁凸台半径凸台高度外箱壁至轴承座端面距离r1hl1c2根据低速轴轴承座外径确定c1+c2+(510)145560箱盖、箱座肋骨m1、m2 m10.851、m20.857.4、8.7轴承端盖外径 轴承旁螺栓距离d2sd+(55.5),d-轴承外径(125)sd2125125减速器零件的位置尺寸单位：

21、mm代号12名称齿顶圆至箱体内壁距离 齿轮端面至箱体内壁距离荐用值/mm1510代号7h名称箱底至箱底内壁的距离 减速器中心高荐用值/mm20轴承端面至箱体内壁距离箱体内壁至轴承座孔外端面3轴承用脂润滑时4l1的距离轴承用油润滑时456旋转零件间的轴向距离 齿轮顶圆至周彪面的距离 大齿轮顶圆至箱体底面内壁121335l2l3e箱体内壁轴向间距轴承座孔外端面间距轴承端盖凸缘厚度 12.间距5、蜗杆轴的设计计算5.1.1 已知条件1)参数传递的功率 p1=2.455kw，转速 n1=960r/min，转矩 t1=24.42n m，分度圆直径 63mm，df1=47.88 宽度 b1=110mm2)

22、材料的选择因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，所以选用 常用的 45 号钢，考虑到蜗轮、蜗杆有相对滑动，因此蜗杆表面 采用淬火处理。5.1.2 初算轴径初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴器，故 轴径可由下式求得：d 39.55 10 6 p p 2.4553 c 3 mm =118 30.2t n n 960=16.14 mm查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社 第 250 页表 14-2 可得45 钢的 c 值为 118107，故取 1185.2 结构设计5.2.1 轴承部件结构设计蜗杆的速度为v =spd n1

23、160 1000cos g=3.14 63 960 60 1000cos11.31=3.23m / s 6 m / s根据参考文献机械设计课程设计手册贾北平 韩贤武 主编 华中科技出版社 第 16 页得因为当蜗杆圆周速度 v45m/s 时，采用蜗杆下置式当蜗杆圆周速度 v45m/s 时，采用蜗杆上置式.蜗杆下置时，润滑和冷却的条件比较好；所以 结构采用蜗轮在上、蜗杆在下的结构。为了方便蜗轮轴安装及调整，采用沿蜗轮轴线的水平面剖分箱体结 构，对于蜗杆轴，可按轴上零件的安装顺序进行设计。5.2.2 轴段的设计1）因为该段轴上安装联轴器，故此段设计与联轴器同步设计。为 了补偿误差，故采用弹性联轴器，

24、查询参考文献机械设计基 础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育 出版社第 296 页表 17-1 可得工作情况系数 ka 为 2.3t =k t =2.3 24.42 =56.17 n mc a 12）联轴器类型的确定及轴段的设计电动机的轴伸尺寸 de=3880所以联轴器取型号为 lt6 弹性套住销联轴器，其公称转矩为 250nm,许用转速为 3800r/min（钢），轴孔直径范围为 3242mm， 毂孔直径取 38mm，轴孔长度去 60mm，j 型轴孔，联轴器从动端 代号为 lt6 3860 gb/t4323-2002。则相应的轴段直径为 d1=38mm，轴段长度略小于轮

25、毂直径，故取 l1=58mm3）轴段的直径轴肩高度为h =0.07 d +3 0.1d +5 =0.07 38 +3 0.138 +5 =5.66 8.8 mm1 1故，轴段的直径为d =d +2 (5.66 8.8) =49.32 55.6 mm2 1该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为 65 f2/t902010-91,则 d2=55mm4)轴段及轴段的设计.因为轴段及轴段上安装轴承，考虑其受力情况，所以选用圆 锥滚子轴承，轴段上安装轴承，现取轴承为 30214，根据参考 文献机械设计基础课程设计杨晓兰 主审 唐一科 贾北平主 编 华中科技大学出版社 第 120 页得其详细参数为轴承内径

26、 d=60mm，外径 d=110mm,宽 b=22mm，t=23.75，内圈定 位轴肩直径 da=69mm，外圈定位轴肩直径 da=96mm，a22.3mm 蜗杆采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取 3=4mm，蜗杆浸油深度为(0.75 1) h (0.75 1) 14.2 (10.65 14.2) mm1蜗杆齿顶圆到轴承座孔底边的距离为( d -d ) / 2 =(125 -75.6) / 2 =24.7 mma1故取 d3=70mm,即 d3=d7=60mm，l3=l7=b=22mm5）轴段的长度设计因为轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴 承端盖等零件的尺寸有

27、关。取轴承座与蜗轮外圆之间的距离 =12mm （可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和向力内壁的位 置）由减速器箱体的主要结构尺寸可查轴承旁连接螺栓直径、箱体凸 缘连接螺栓直径和地脚螺栓直径。轴承端盖连接螺栓直径 m10， 取螺栓 gb/t5782 m1035,故轴承端盖厚 e=1.2d 端螺 =1.2 10mm=12mm，取 e=12mm。调整垫片厚度t=3mm，联轴器轮毂端面 与端盖外端面的距离 k1=16mm。轴承座外伸凸台高t=5mm，轴承 座长度为 l55mm。则：l2=k1+e+t+l -3- l3=16+12+3+55-4-24=58mm6)轴段和轴段的设计该轴段直径可以取轴承定位

28、轴肩的直径：.de b12234.d4=d6=69mm轴段和的长度可由蜗轮外圆直径、蜗轮齿顶外缘与内壁距离1=15mm 和蜗杆宽 b1=130mm,及壁厚、凸台高、 轴承座长等确定：l4=l6= 2 +1+t-l+3- 1 =83mm2 27)轴段的设计轴段即为蜗杆段长 l5=b1=110mm 分度圆直径为 63mm，齿根圆 直径 df1=47.88mm8)轴上力作用点间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距 a=25.8m，则 可得轴的支点及受力点间的距离为60l = +l +l -t +a =(30 +58 +24 -23.75 +22.3) =110.55 mm2 3ll =l =t -

29、a +l + 5 =(23.75 -22.3 +83 +75.6 2) mm =122.25mm29)蜗杆的基本尺寸单位：mmd 1l1d2l2d 3l3d4l438585558602469 83d5l5d6l6d7l775.6 110 69 83 60 24 10）画出轴的结构及相应尺寸6 、键连接的设计联轴器与轴段间采用 a 型普通平键连接，根据参考文献机械 设计基础课程设计杨晓兰 主审 唐一科 贾北平主编 华中科技大学. l +l l +l+r+r+m.出版社第 114 页得，键的类型为:gb/t 1096 键 108327、轴及键连接校核计算7.1 轴的强度校核7.1.1 求出水平面的

30、支承反力rah=rbh=f l 775.238 118.25 t1 3 =2 122.252 3=374.936 n7.1.2 求出垂直面的支承反力rav=f l +f d / 2 1100.54 122.25 +3023.75 63 / 2 r1 3 a1 1 =2 122.252 3=971.62 nrbv=f -rr1av=1100.54 -971.62 =128.92 n7.1.3 轴承 a 的总支承反力r = raah2 2av= 374.9362+971.622=1041.45 n轴承 b 的总支承反力r = rbbh2 2bv= 374.9362+128.922=396.48 n

31、7.1.4 绘弯矩图1）绘垂直面的弯矩图m1v=r l =971.62 122.25 =118780.55 n mm av 22）绘水平面的弯矩图m1 h=r l =374.936 122.25 =45835.926 n mm h 23)蜗杆受力点截面右侧为m =r l =149.084 122.25 =17445.42 n mm 1v bv 34）合成弯矩蜗杆受力点截面左侧为m 1 = m1h2 21v= 45835.926 2 +118780.55 2 =121658.31n mm蜗杆受力点截面右侧为.m = m11h2+m 1v2= 45835.9262+17445.422=49043.

32、62 n mm5）画转矩图t1=24157nmm7.2 校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面，其 抗弯截面系数为w =pdf 1323=p47.88323=10776.12 mm3抗扭截面系数为w =tpdf 1163=p47.88163=21552.24 mm3最大弯曲应力为.2l +l42 2s1.m 121658.31= 1 = =11.29 mpa w 10776.12扭剪应力为tt 24420= 1 = =1.13mpa w 21552.24t如认为轴的扭切应力时脉动循环变应力，取折合系数=0.6，当量 应力为s = s +4(at)2 = 11.29 2 +4(0

33、.6 1.13) e 12=11.37 mpa（第三强度理论）查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞 明 主编 高等教育出版社第 251 页表 14-3 可得e=11.37mpa0b=70所以强度足够7.3 蜗杆轴的挠度校核蜗杆的当量轴径为d (t -a ) +d l +d l +d l +d (t -a ) d = 3 4 4 5 5 6 6 7v 2 3转动惯量为=82.00 mmi =pd 3.14 80 4v = =2.219 10 64 646mm4对于淬火钢需用最大挠度 r=0.004m=0.0046.3=0.0252mm取 弹 性 模 量 e=2.1 10

34、5mpa ， 则 蜗 杆 中 点 挠 度 为g=f +f 775.238 2 +1100.54 2 t1 r1 l 3 =48 ei 48 2.1 10 5 2.219 10 6(2 122.25) 3 =0.00096 g =0.0252所以挠度满足7.4 校核键连接强度联轴器处键连接的挤压应力为 .ppe = .4t 4 24420s = 1 = =6.38mpa s =125 150 mpa d hl 38 8 501所以强度符合8、滚动轴承的寿命校核8.1 蜗杆轴：预期寿命：88365=23360查询参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第

35、284 页式（16-3）和（16-4）和表 16-11 得f /f =2.75 e=1.5tan0.052.75arx=0.4 y=1.1p=xf +yf =2964.1r=10/3al =h10 6 f c 10 6 1132 10 3 1 60n f p 10 960 1.0 2964.1 p103=5434769h8.2 低速轴：根据参考文献机械设计基础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社第 284 页式（16-3）和（16-4）和表 16-11 得f /f =0.7 e=1.5tan0.0542.55+42.55（0.030.05）=43.8344.68mm,

36、故取 dmin=44mm 9.2 结构设计9.2.1 轴段的设计1）因为该段轴上安装联轴器，故此段设计与联轴器同步设计。为 了补偿误差，故采用弹性联轴器，根据参考文献机械设计基.础（第六版）杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育 出版社第 296 页表 17-1 可得工作情况系数 ka 为 2.3t =k t =2.3 447660 =1029.618 n mmc a 2所以联轴器取型号为 gb/t 5014-2003 中的 lx3 型联轴器符合要 求，其公称转矩为 1250nm,许用转速为 4750r/min（钢），轴 孔直径范围为 4048mm，毂孔直径取 48mm，轴孔长度取 8

37、4mm， j 型轴孔， a 型键，联轴器主动端代号为 lx3 38 60 gb/t 5014-2003。则相应的轴段直径为 d1=48mm，轴段长度略小于轮毂直径，故取 l1=82mm2）轴段的直径轴段的直径为d =(0.07 d +3 0.1d +5) d =(0.07 48 +3 0.148 +5) =54.36 57.8 mm 2 1 1 1该处选用密封毡圈油封，使用的毡圈类型为 55 jb/zq4606-1997,则 d2=65mm3)轴段及轴段的设计因为轴段及轴段上安装轴承，考虑其受力情况，所以选用圆 锥滚子轴承，轴段上安装轴承，现取轴承为 30214，根据参考 文献机械设计基础课程

38、设计杨晓兰 主审 唐一科 贾北平主 编 华中科技大学出版社第 121 页得其详细参数为轴承内径 d=70mm，外径 d=125mm,宽 b=24mm，t=26.25，内圈定 位轴肩直径 da=79mm，外圈定位轴肩直径 da=110116mm，a 25.8m，故取 d3=70mm。轴承采用脂润滑，需要设计挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面 距箱体内壁距离取3=10mm。.的.故 d3=d6=70mm，4)轴段的设计轴段上安装蜗轮，为方便蜗轮的安装， d4 应该略大于 d3，可定d4=75mm,蜗轮轮毂的宽度范围为（1.2 1.8）d4=90135mm,取其轮毂宽度 h=90mm，其右端采用轴肩定位

39、，左端采用套筒固定。为使套筒端 面能够顶到齿轮端面，轴段长度应该比轮毂略短，故取 l4=88mm 5)轴段的长度设计取蜗轮轮毂到内壁距离2=15mm，则l3=b+3+2+h-l4=（22+10+15+80-78）=49mm6）轴段的长度设计因为轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴 承端盖等零件的尺寸有关。轴承端盖连接螺栓直径为 m8，取螺栓 gb/t5782 m835,故轴承端盖厚 e=1.2d 端螺=1.28mm=9.6mm， 取 e=10mm。调整垫片厚度t=2mm，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离 k1=15mm。轴承座 外 伸 凸 台 高 t =5mm ， 轴 承 座 厚 度 为 l = +c1+c2+(58)=6770mm。则：取 l=68mml2=k1+e+t+l-3-b=15+10+2+68-10-22=63 mm7)轴段的设计该轴段为蜗轮提供定位，定位轴肩的高度为h =(0.07 d +3 0.1d +5) =(0.07 75 +3 0.1 75 +