机械设计课程设计-卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器最终版

1、一.题目及总体分析题目：设计一个卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器给定条件：卷筒圆周力 F=4KN，卷筒转速n=40r/min，卷筒直径D=400mm 。工作情况：传动不逆转，轻微振动，允许卷筒转速误 差为5%，室内工作。工作寿命为五年两班。二 电动机的选择电动机的选择见表1.表1电动机的选择计算及说明计算结果1.选择电动机的类型根据用途选用丫系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机2.选择电动机功率卷筒所需圆周力为2TF 二 4KHKNd卷筒所需功率为rFv F 2 n d 4000N 2 40r/min 200mmPw3.35kW1000 1000 1000由减速器设计实例精解表2-1取

2、，V带传动效率 带=0.96 , 一对轴承效率 轴承=0.99，斜齿 圆柱齿 轮传动效 率 齿轮 =0.97，联轴器效率 联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为总'轴承 $齿轮 $联卷筒 O.99 0.97? 0.9920.96=0.859电动机所需工作功率为Pv3.35F0kw=3.90kw总 0.859根据表8-2，选取电动机的额定功率Fed 4kWF=4KNFw 3.35kW总 0.859F0 3.90kWFed 4kW3.确定电动机的转速卷筒的工作转速为1000 60v“ /nw=40r/m ind查表2-2，两级减速器传动比1齿840。电动机的转速范围为n° n

3、wi 总 3201500r/min由表8-2可知，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min 、1000r/min 、1500r/min 、3000r/min考虑3000r/min的电动机转速太高，而750/min 的电动机体积大且贵，故选用转速为1000r/mi n的电动机进行试算，其满载转速为960r/min ，其型号为 Y132M1-6nw 40r/minnm 960r / min三传动比的计算及分配各级传动比的计算及分配见表 2表2 传动比的计算及分配计算及说明计算结果1.总传动比i总血96024nw 404、242.分配传动比减速器传动比为i i 总 24i 24高速级传动比为i

4、1 J(1.31.4)i 5.595.80取 ii 5.7ii 5.7低速级传动比i2-244.21i15.7i2 4.21四 传动装置的运动、动力参数计算传动装置的运动、动力参数计算见表 3表3传动装置的运动、动力参数计算计算及说明计算结果1.各轴转速n onw960r / minn。960r/mi nn i no960r /minni960r/mi nni n2960r / min i68.42r/minr)2i68.4r/miii5.7nn2208.70, .n3r /min 40.00r/mini24.2i匕40.00r/minwn340r/mi nnnw40r/mi n2.各轴功率R

5、Po oiF0 联 3.90*0.99=3.86kwR3.86kw卩2R 12Ri 轴承齿 3.86*0.99*0.97=3.71kwR23.71kw巳R2 23R2 轴承齿 3.71*0.99*0.97=3.56kwR33.56kwRwR3 3wR3 轴承联 3.56*0.99*0.99=3.48kwRw3.48kw3.各轴转矩T09550 R0-9550 3.90 cc c38.8 KN.mT038.8KN.mn°960T138.41KN.T,=T0联=38.8 0.99=38.4lKN.mmT2 =T1 i 1轴 齿=38.41 5.7 0.99 0.97=210.26 KN.

6、mT2210.26KN.T3=T2 i 2轴 齿=210.26 4.21 0.99 0.97=850.05 KN.mmT卷筒=T 3轴联=850.05 0.99 0.99=833.14 KN.mT3850.05KN.mTw833.14KN.m五 内传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表 5表5高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方法和公差等级45钢考虑到卷扬机为般机械，故大小齿轮均选用45钢，小齿小齿轮调质处轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度理HBW 仁217-255HBW,HBW2=162-217HBW。平均硬度大齿轮正火处HBW； =2

7、36HBW,hbw；=190HBW.hbw； - hbw； =46HBW ，理在30-50HBW 之间。选用8级精度8级精度2初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为I2,3i2KT； u 1 ZeZhZZd1llduH1）小齿轮传递扭矩为 T1=38410N? mm2）因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数初选Kt=1.43）由表8-18，取齿宽系数 d=1.14）由表8-19，查得弹性系数Ze =189.8 JMPaKt=1.1-1.8,5）初选螺旋角B = 12°，由图9-2查得节点区域系数Zh =2.466）齿数比 u= i

8、1=5.77）初选z1=20 ,则z2= uz1=114.2,取z2=114 ,则端面重合度为z仁201.88 3.2（丄）cos =1.66Z1Z2z2=114轴向重合度为0.318 dtan0.318 1.1 20 tan 12o 1.71 由图 8-3 查得重合度系数 Z =0.7768）由图11-2查得螺旋角系数Z =0.999）许用接触应力可用下式计算Zn H limSH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为円吋=580MPa,h lim1 =580MPaH lim 2 =390MPaH"m2=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1 60 n1aLh 60*96

9、0*1.0*16*250*5=1.152109N198N21 1.152 10 /5.7 2.02 10i1由图8-5查得寿命系数 ZN1 = 1.0 ,ZN2=1.28，由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力为H1Z N1 H lim 1SH=580MPa大齿轮的许用接触应力为H2Z N2 H lim 2Sh=499.2MPa取421.2MPa，初算小齿轮的分度圆直径 d1t，得32 1.4 38410 5.7 12189.8 2.46 0.776 0.99“=39mm1.15.7499.2d1 > 39mm计算及说明计算结果3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数由表8

10、-21差得使用系数Ka=1.0因 vdm3.14*39*960/60*1000m/s=1.96m/s，由图60 10008-6查得动载荷系数Kv = 1.14,由图8-7查得齿向载荷分配系数K =1.11,由表 8-22插得齿间载荷分配系数K =1.2，则载荷系数为K=1.67K=KaKvK K= 1.11.14 1.111.2=1.67(2)对du进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对由 Kt计算出的d1t进行修正,即d1 %事学VKt(3)确定模数m nd1 cosmnZ1按表 8-23，取 mn=2.5mm(4)计算传动尺寸mn(Z1 Z2) a1c2cos中心距为圆整，取ai= mm,

11、则螺旋角为mn(Zi Z2) arccos=2a因值与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正由图9-2查得节点区域系数Zh=2.43，则端面重合度为1 11.88 3.2( ) cos Zi Z2轴向重合度为=0.318dZita n二由图8-3查得重合度系数Z =0.775,由图11-2查得螺旋角系数 Z =0.98522KT1 u 1 ZeZhZ ZdUH精确计算圆周速度为d1t mv 60 1000由表8-6查得动载荷系数Kv=，K值不变d1t cosmn Z1按表8-23，取mn=2.5mm，则高速级中心距为mn(Z1 Z2)则螺旋角修正为mn(Zi Z2)arccos2a修正完毕，

12、故mnZidicosmnZ2d2cosbddib1 b2(5 10)mm4，校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2KT1f LYfYsYY fbmnd11 11）K、T、m n和d同前2)齿宽 b=b 2 =66mmF3）齿形系数Y和应力修正系数YS。当量系数为Z1Zv13cosZ2Zv23cos由图 8-8 查得 Y F1 =2.61，Y F2 =2.22,由图 8-9 查得Y S1=1.59,Y S2 = 1.814）由图8-10查得重合度系数Y =0.715）由图11-3查得螺旋角系数Y =0.876）许用弯曲应力Ynf limf=Sf由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为Flim

13、，215MPa ,Fim2 = i70MPa,由图8-11查得寿命系数 YN1二YN2=1，由表8-20查得安全系数Sf = 1.25，故Yn1 Flim1 =MPa=MPaF 1IVIIUIVIIUSf丫N2 F lim 2 =MPa=MPaF 2IVI 厂 dIVI 厂 dSf2KT1、，、，、八，F1YF1YS1Y Ybmnd1=<F1YF 2论2F2F1Yf1Y s1满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数mt=m n/cos=mt =mm齿顶咼ha = h a* =ha =mm齿根高hf=(h a +c )m n =hf =mm全齿高h=h a+h f=h =m

14、m顶隙c=c * m n=c=mm齿顶圆直径为dal di 2hadaimmda2 d2 2hada2mm齿根圆直径为d f1 d1 2hfd fi mmd f 2 d 22 hfdf2 mm低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表 6表6低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等级45钢大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调制处理，大齿轮正火小齿轮调质处理处理，由表 8-17 得齿面硬度HBWi =217-255，大齿轮正火处理HBW2=162-217HBW 。平均硬度 HBW1 =236 ， HBW2 =190。8级精度HBW1-HBW2=46，在30-50HBW 之

15、间。选用8级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。 其设计公式为d 3l2KTl u 1 ZEZhZ ZdlVduH1) 小齿轮传递转矩为T2=N.mm2) 因V值未知，K v值不能确疋，可初步选载何系数Kt =1.1 1.8，初选 Kt =1.43) 由表8-18，取齿宽系数d = 1.14) 由表8-19，查的，弹性系数Ze=189.8 jMPa5) 初选螺旋角 二，由图9-2查的节点区域系数Zh =2.4656) 齿数比 u= i2=3.267) 初选z3=，则u4= u z3=,取z4=，则端面重合度为1.88 3.2(丄丄)cosZ1 Z2

16、轴向重合度为=0.318 dz3tan =0.3181.125 tan 11°=1.70由图8-3查得重合度系数Z =0.7758) 由图11-2查得螺旋角系数Z =0.999) 许用接触应力可用下式计算Z3 =25Z4=82Z N1 Hliml H1Sh由图8-e、a查得接触疲劳极限应力为Him3=580MPa ,Hiim4 =390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3 =60 n 2aLh=60N3N4 =i2由图8-5查得寿命系数Zn3 = 1.14，Zn4=1.2，由表8-20取安全系数Sh =1.0，则小齿轮的许用接触应力为Z N 3 H lim 3 H3S=SH大

17、齿轮的许用接触应力为ZN4 H lim 4H4Sh=取 H =MPaH初算小齿轮的分度圆直径d3t，得I2|25 u 1 ZeZhZZd3t 3duHH3=661.2MPaH4 =468MPaH4H =468MPad3t 76.615mm3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数 由表8-21查的使用系数Ka = 1.0因v=盟几血一，由图8-6查的动载荷系数Kv=1.07,由图8-7查的齿向载荷分布系数Kp=1.11，由表8-22查得齿间载荷分布系数Ka = 1.2，则载荷系数为K rKttKp=1.0=(2)确定模数因K与差异不大，不需对K,计算出的d丸进行修正，即diCD£ niu二=

18、mm=mm按表8-23，取叫x=mm计算传动尺寸 低速级中心距为叫1仙4弼 3.SX(Z548Z)致一 gp =2畑曲十 mm=190.75mm圆整，a2=190mm螺旋角为R n(ZlZ4)P_arcc°目2 強=因併直与初选值相差较大，故对与P值有关的参数进行修正由图9-2查得节点区域系数Zh=2.46，则端面重合度为1 11.88 3.2( ) cosZ3 Z4轴向重合度为 , =0.318 *厶 L.in 卩二由图8-3查得重合度系数/ =0.77，由图11-2查得螺旋角系数=0.991，则d3t.2KT2 u 1d uZeZhZ z 2mmmmd3t n2因 V= 60 1

19、000m/s,由图8-6查得动载荷系数Kv=1.07，K值不变mm=按表8-23取小_=3.5mm,则中心距 叫幺时） 七=mm=mm螺旋角raIt(Z34-Z+)修正完毕，故出=亠 cos Pmm=mmmmmm=b= 已山二 mmbs二 b斗+(5 10)mm,取g =mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为计算结果sfF1典仆引】1 ) K, T3 , mn 和 d3同前2)齿宽 b= E=98mm3）齿形系数Yf和应力系数丫野。当量齿数为7亦*內=隣円-=mm甌=5-= mm由图8-8查得阳=2.6, #=2.25;由图8-9查得右= 1.59,YS4=1.794）由图8-10

20、查得重合度系数丫疋=0.7015）由图11-3查得螺旋角系数Yp=0.926 ）许用弯曲应力为%=警缸由图8-4f,b 查得弯曲疲劳极限应力为 5 = MPa，口琐詬二MPa，由图8-11查得寿命系数YN4 = YN3 =1，由表8-20查得安全系数Sf=1.25，故2阳=(；=MPa=MPa阳=恥严二MPa=MPa< 。胡ffF4 = “F3<%5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数mtmnmt =mmcosha =mm齿顶咼ha =h*amnhf =mm齿根高hf=(h a*+c*)m n =h =mm全齿高h=ha+h f=c=mm顶隙c=c *m n =齿顶圆直径为da3 m

21、mda3d32hada4 mmd4d42ha齿根圆直径为d f3 mmd f 3d32hfd f4 mmd f 4d42hf六 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算计算及说明计算结果1.高速及齿轮传动的作用力(1 )已知条件高速轴传递的转矩Ti=mm,转速ni二r/mi n,咼速级齿轮的螺旋角 二，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径di=mm(2)齿轮1的作用力圆周力为Ft1 =匚2TiFti = 一 =di其方向与力作用点圆周速度方向相反轴向力为Fr1 =l l tan n匚 一匚n 厂 r1 =r t1=cos其方向为由力的作用点指向轮1的

22、转动中心轴向力为Fa1 =Fa1=Ft1 ta n二其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的曲线，并用四指方向循着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为.Ft1Fn1 =Fn1 =cos n cos(3)齿轮2的作用力 从齿轮2各个力与主动轮1上相应的力的大小相等，作用方向相反2.低速机齿轮传动的作用力(1 )已知条件中间轴传递的转矩 T2= mm,转速ni二r/min,低速级齿轮的螺旋角二，为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消 部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮的分度圆直径为ds= mm(2)齿轮3的作用力圆周力为匚2T2Ft3=Ft3 =da其方向与力作用点圆周

23、速度方向相反径向力为Fr3=Ft3 tan n =COSFr3 =其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为Fa3=F t3 ta n二Fa3 =其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1的曲线，并用四指方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为厂一Ft3=Fn3 一一COS n COSFn3 =(3)齿轮4的作用力 从齿轮4各个力与主动轮3上相应的力的大小相等，作用方向相反七轴的设计计算轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。因箱体 内壁宽度主要由中间轴的结构尺寸确定， 故先对中间轴进行设计，然 后对高速

24、轴和低速轴进行设计。中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算见表8表8 中间轴的设计与计算计算及说明计算结果1、已知条件中间轴传递的功率 P2=3.15kW， 转速n2=130.9r/mi n，齿轮分度圆直径 d2=260.645mm，d3=88.785mm，齿轮宽度 b2=66mm ， b3=105mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选常用的材料45钢，调制处理45钢，调制处理3、初算轴径查表9-8得C = 106 -135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值 C =110，则=31.76mm4、结构设计轴的结构构想如图11-6所示（1

25、）轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从（）处开 始设计。（2 ）轴承的选择与轴段及轴段的设计该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮 有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段、上安装轴承，其 直径既应便于轴承安装，有应符合轴承内径系列。暂取轴承为 7207C，经过验算，轴承7207C的寿命不满足减速器的预期寿 命要求，则改变直径系列，取7210C进行设计计算，由表11-9 得轴承内径d =50mm, 外径D=90mm ，宽度B = 20mm ，定 位轴肩直径da=57mm ，外径定位直径Da=83mm ，对轴的力 作用点与外圈大端面的距离

26、 a3=19.4mm ，故d仁50mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=50mm（3 ）轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3， 轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，d2和d4应分别略大 于d1和d5，可初定d2=d4=52mm齿轮2轮毂宽度范围为（1.2-1.5）d2=62.4-78mm ，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=66mm 相等，左端米用轴肩定位， 右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取 其轮毂宽度与齿轮宽度 b3=105mm相等，其右端米用轴肩定d1=50mmd5=50mmd2=d4=52mm位，左端米用轴套固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段 和轴段的长度

27、应比相应齿轮的轮毂略短， 故取L2=102mm,L4=64mm(4) 轴段该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为(0.07-0.1 )d2 = 3.64-5.2mm，取其高度为h=5mm ，故 d3=62mm齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内 壁距离均取仁10 mm,齿轮2与齿轮3的距离初定为 3=10 mm,则箱体内壁之间的距离为Bx=2 + A3+b3+ (b1+b2 )/2=2 X 10+10+105+(75+66)/2m =205.5 m ,取3=10.5 m,则箱体内壁距离为 Bx = 206 mm。齿轮2的右端面 与箱体内壁的距离 2= + (b1-b

28、2 ) /2 = 10+(75-66 ) /2m = 14.5 m,则轴段的长度为 L3= 3=10.5 m(5) 轴段及轴段的长度该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑 油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为厶=12 m,中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，贝S轴段的长度为L1=B+ + A1+3 m =(20+12+10+3)m = 45 m轴段的长度为L5=B+ + A2+2 m =(20+12+14.5+2)m= 48.5 m(6) 轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外L2=102mmL4=64mm d3=62mmBx = 206

29、mL3 =10.5m圈大断面的距离a3=19.4 mm,则由图11-6可得轴的支点及受力 间的距离为11二L1+b3/2-a3-3m=(45+105/2-19.4-3)m =75.1 m12二L3+(b2+b3)/2二10.5+( 66+105 )/2 m =96 ml3=L5+b2/2-a3-2m = ( 48.5+66/2-1942)m= 60.1mmL1=45 mL5=48.5 m11=75.1 m12=96 m13=60.1 m5.键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，根据减速器设计实例精解P87表8-31得键的型号分别为键16X100 GB/T1096-1990 和键 16>&

30、lt;63 GB/T 1096-19906.轴的受力分析(1 )画轴的受力简图，轴的受力简图如图2所示(2)计算支承反力在水平面上为K. 1 u=一li+12-Ha愍買=卩也-只诃-耳2 =式中负号表示与图中所画力的方向相反R1H =Rzh =在垂直面上为nFfl OaUh =_愍¥=玷+ F吃R佣二轴承1的总支承反力为Riv =R2V =Ri= JriJ + RiJ=Ri =轴承2的总支承反力为R2 =只2= Jrh + R 药=(3)画弯矩图弯矩图如图c, d和e所示在水平面上，a-a剖面图左侧为MrH= Rhj】1 =a- a剖面图右侧为Man =皿甜+扁y=b- b剖面图右侧

31、为MbH 二二MbH 二 Mn-F泄寮在垂直面上为M初二二合成弯矩，在a-a剖面左侧为Ma =MaH3+MaV3 =a-a剖面右侧为M；=Ma = jl在b-b剖面左侧为Mb =Mb = QMb =在b-b剖面右侧为t2 =Mj=JMhH + Mbv-=画转矩图，转矩图如图f所示，丁2 =7.校核轴的强度虽然a-a剖面左侧弯矩大，但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，故a-a剖面两侧均有可能为危险剖面，故分别计算a-a剖面的抗弯截面系数为W d32bt(d2 t)2322d2抗扭截面系数为Wd32bt(d2 t)2162d2a-a剖面左侧弯曲应力为MabWa-a剖面右侧的弯曲应力为M a

32、bW扭剪应力为T2Wt按弯扭合成强度进仃校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为'e J b'2 4()2 =ef b，故a-a剖面右侧为危险截面轴的强度由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa,由满足要求表8-26查得轴的许用弯曲应力ib 60MPa, eP ib，强度满足要求8.校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为4T2P d4hl键连接强取键，轴及齿轮的材料都为钢，由表8-33 查得度足够P =125-150MPa， p pP，强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够9校核轴承 寿命（1 ）计

33、算轴承的轴向力由表11-9查7210C轴承得C=42800N，C°=32000N 。由表 9-10 查得 7210C 轴承内部轴向力计算公式，则轴承1 , 2的内部轴向力分别为S-i 0.4 R-!S 0.4R1外部轴向力A Fa3 Fa2 ，各轴向力方向如图所示(中间轴轴承布置及受力图)S2 A则两轴承的轴向力分别为Fa1S1F a2S1A因R f R2, Fa1 f Fa2，故只需校核轴承1的寿命(2 )计算轴承1的当量动载荷 由Fa1 - C0 ，查表11-9e=0.43，因Fai Ri ，故X=1，Y=0，则当量动载荷为P XRi YFai(3)校核轴承寿命轴承在1OO

34、76;C以下工作，查表 8-34fT 1。对于减速器，查表8-35得载荷系数fp 1.5轴承1的寿命为L卫6Lh60n2 fpp轴承寿命满足要求减速器预期寿命为LhLh f Lh，故轴承寿命足够OAO Q禺.比Q八高速轴的设计与计算高速轴的设计与计算见表8计算及说明计算结果高速轴的设计与计算4.已知条件高速轴传递的功率P 2.90kw ,转速ni 1440r/min ,小齿轮分度圆直径di 38.344 mm ,齿轮宽度bi 55mm。5.选择材料45钢，调质处材料45钢，调质处理。理6.初算最小轴径查表9-8得C=106135，考虑轴端既承受转矩，有承受弯矩，故取中间值C=120，则dmin

35、C” 旦dmin 23mm轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%，轴端最细处直径为d1(0.03 0.05)mm 22.07 22.5mm取 dmin 23mm7.结构设计轴的结构构想如图11-9所示(1 )轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体米用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承米用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计(2 )轴段轴段上安装联轴器，此段轴的设计应与联轴器的选择冋步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离 振动，选用弹性柱销联轴器。查表 8-37，取Ka ，则计算转矩 TcKa?查表8-38查得GB/T5014-2003

36、 中的LX1型联轴器符合要求： 公称转矩为250N ? m,许用转速8500r/min，轴孔范围12 24mm。考虑d 17mm，取联轴器毂孔直径为20mm，轴孔长度38mm，J型 轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX1 20 X 38GB/T5014-2003, 相应的轴段的直径di 20mm，其长度略 小于毂孔宽度，取L1 36mm(3 )密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩 高度h (0.070.1)d1 。轴段的轴径d2 d1 2h mm，最终由密 圭寸圈确定。该处轴的圆周速度小于 3m/s，可选用毡圈油圭寸，查 表 8-2

37、7，选毡圈 25JB/ZQ4606-1997，贝S d? 25mm。(4 )轴承与轴段及轴段考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。 现暂取轴承为7206C，由表11-9得轴承内径d 30mm,外径 D 62mm,宽度B 16mm，内圈定位轴肩直径da 36mm，外圈定 位内径Da 56mm ,在轴上力作用点与外圈大端面的距离 a314.2mm，故取轴段的直径ds 30mm。轴承米用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。 为补偿箱体的铸造误d1 20mmL1 36mmd2 25mmd3 30mmL3 31mm差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的

38、端面距箱体内壁距离取12mm,挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁 12mm ，挡 油环油孔宽度初定为Bi 15mm，则L3 B Bi ，取L3 32。通常 一根轴上的两个轴承应取相同的型号， 则d7 d3 , L7 B Bi 。(5)齿轮与轴段该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，ds应略大于d3，可初定ds 32mm，则由表8-31知该处键的截面尺 寸为b h 10 8，轮毂键槽深度为t13.3mm，则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为d f 1 dse 2 2 t1 ，故该轴设计成齿轮轴，则有ds df1，L5 b1 55mm。(6 )轴段和轴段的设计该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径

39、，则d4 d6 38mm，齿轮右端面距箱体内壁距离为1，则轴段的长度 L61 B1 (12 10 15)mm 7mm。轴段的长度为L4 Bx1 b1 B1 (158 12 10 5 15)mm 90mm。(7)轴段的长度该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有关。轴承座的宽度为LG C2 (58)mm，由表4-1 可知，下箱座壁厚0.025a2 3mm，取，a1 a2，取轴承旁连接螺栓为 M16，则“ 24 , c? 20mm，箱体轴承座宽度d7 30mmL7 31mmb 10mmh 8mm齿轮轴d 5d f1L5 55mmd4 d6 38mmL67 mmL4 90m

40、m8mmL 58mmL 8 24 20 (58)mm 57 60mm，取 L 58mm ；可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为d M20，则有轴承端盖连接螺钉为0.4d，由表8-30得轴承端盖凸缘厚度取为Bd 10mm ；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t 2mm ；端盖连接螺钉查表8-29米用螺钉GB/T 5781 M8 X25;为方便不拆卸联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取联轴器凸缘端面距轴承L2 52mm端盖表面距离K 10mm，螺钉的拆装空间足够。则L2L BdKtB 。(8)轴承上力的作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离as 14.2mm，则由图8可得轴的

41、支点及受力点间I1的距离为123611 as L221 3L5I2 LsL4as213L6L7a328.键连接联轴器与轴段间米用 A型普通平键连接，查表8-31得其型号为键 6 X32 GB/T 1096-1990九低速轴的设计计算低速轴的设计计算见表9.表9低速轴的设计计算计算及说明1.已知条件：低速轴传递的功率P3 =kw ,转速n3二r/min,齿轮4分度 圆直径d4=mm,齿轮宽度 b4= mm计算结果45钢，调质处理2.选择轴的材料：因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特 殊要求，故查减速器设计实例精解表 8 26选用常用的材料 45钢，调质处理1.初算轴径：查减速器设计实例精解表

42、9 8 得 C=105 135，考虑轴端只承受转矩，故取小值C=106 ，则dmin C讥轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径di>d min =44.75 mmd 1 >46.09-46.98mm2.结构设计：轴的结构构想如图11-12所示(1 )轴承部件的结构设计：该减速器发热小，轴不长，故 轴承 采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始 设计(2) 联轴器及轴段 ：轴段 上安装联轴器，此段应与联轴器的 选择同步进行为补偿联轴器的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取Ka = 1.5，则计算转矩Te=K A*T3 =由

43、减速器设计实例精解表 8-38查的GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N*mm ，许用转 矩 4750r/min ，轴孔范围为 30-48mm 。考虑 d>46.98mm, 取联轴器毂孔直径为48mm,轴孔长度84mm,J型轴孔，A型键, 联轴器主动端代号为LX3 48*84GB/T5014-2003 ，相应的轴段d 1=48mmL1=82mm的直径d i=48mm,起长度略小于毂孔宽度，取 Li=82mm(3) 密封圈与轴段 ：在确定轴段 的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器的轴肩定位，轴肩高度 h=(0.07-0.1)d1 =(0.07-