機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置中的二級(jí)圓柱齒輪減速器最終版

1、 電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)的選擇見表1. 表1 電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1. 選擇電動(dòng)機(jī)的類型根據(jù)用途選用Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動(dòng)機(jī)2. 選擇電動(dòng)機(jī)功率卷筒所需圓周力為 4.2KN卷筒所需功率為由減速器設(shè)計(jì)實(shí)例精解表2-1取，V帶傳動(dòng)效率帶=0.96，一對(duì)軸承效率軸承=0.99，斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)效率齒輪=0.97，聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.99，則電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)間的總效率為 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為 根據(jù)表8-2，選取電動(dòng)機(jī)的額定功率F=4.2KN 3.36kW0.8593.90kW3. 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速卷筒的工作轉(zhuǎn)速為 =40r/min查表2-2，兩級(jí)減速器傳動(dòng)比。電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為由表

2、8-2可知，符合這一要求的電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min考慮3000r/min的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速太高，而750/min的電動(dòng)機(jī)體積大且貴，故選用轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動(dòng)機(jī)進(jìn)行試算，其滿載轉(zhuǎn)速為960r/min，其型號(hào)為Y132M1-640r/min三 傳動(dòng)比的計(jì)算及分配各級(jí)傳動(dòng)比的計(jì)算及分配見表2 表2 傳動(dòng)比的計(jì)算及分配計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1. 總傳動(dòng)比 242. 分配傳動(dòng)比減速器傳動(dòng)比為 24高速級(jí)傳動(dòng)比為取5.7低速級(jí)傳動(dòng)比 245.74.21四 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算見表3 表3 傳動(dòng)裝置的運(yùn)

3、動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1. 各軸轉(zhuǎn)速 40r/min960r/min960r/min168.4r/min40.00r/min40r/min2. 各軸功率 3.90*0.99=3.86kw 3.86*0.99*0.97=3.71kw 3.71*0.99*0.97=3.56kw 3.56*0.99*0.99=3.48kw3.86kw3.71kw3.56kw3.48kw3. 各軸轉(zhuǎn)矩 KN.mKN.mKN.mKN.mKN.m五 內(nèi)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算高速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算見表5 表5 高速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.選擇材料、熱處理方法和公差等級(jí)考慮到卷?yè)P(yáng)機(jī)為一般機(jī)械，

4、故大小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度 HBW1=217-255HBW,HBW2=162-217HBW。平均硬度=236HBW, =190HBW. -=46HBW，在30-50HBW之間。選用8級(jí)精度45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級(jí)精度2初步計(jì)算傳動(dòng)的主要尺寸 因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)公式為 1） 小齒輪傳遞扭矩為T1=38410Nmm2)因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt=1.1-1.8，初選Kt=1.43)由表8-18，取齒寬系數(shù) =1.14)由表8-19，查得彈性系數(shù)=189.85)初選螺旋角=

5、，由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.466)齒數(shù)比u=5.77)初選z1=20，則z2=114.2,取z2=114，則端面重合度為=1.66 軸向重合度為由圖8-3查得重合度系數(shù) =0.7768)由圖11-2查得螺旋角系數(shù)=0.999)許用接觸應(yīng)力可用下式計(jì)算 由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為=580MPa, =390MPa小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為60*960*1.0*16*250*5=1.152由圖8-5查得壽命系數(shù)ZN1=1.0，ZN2=1.28，由表8-20取安全系數(shù)SH=1.0，則小齒輪的許用接觸應(yīng)力為 =580MPa 大齒輪的許用接觸應(yīng)力為 =499.2MPa 取421

6、.2MPa，初算小齒輪的分度圓直徑d1t，得 =39mm z1=20z2=114=580MPa=390MPa39mm計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果 3.確定傳動(dòng)尺寸(1)計(jì)算載荷系數(shù) 由表8-21差得使用系數(shù)KA=1.O 因3.14*39*960/60*1000m/s=1.96m/s，由圖8-6查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=1.14,由圖8-7查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，則載荷系數(shù)為K=KAKVKK =1.11.141.111.2=1.67 (2)對(duì)d11進(jìn)行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對(duì)由Kt計(jì)算出的d1t進(jìn)行修正，即 (3)確定模數(shù)mn 按表8-23，取m

7、n=2.5mm (4)計(jì)算傳動(dòng)尺寸 中心距為 圓整，取a1= mm,則螺旋角為 = 因值與初選值相差較大，故對(duì)與有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正 由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.43，則端面重合度為 = 軸向重合度為 =0.318dz1tan= 由圖8-3查得重合度系數(shù)Z=0.775,由圖11-2查得螺旋角系數(shù)Z=0.985 精確計(jì)算圓周速度為 由表8-6查得動(dòng)載荷系數(shù)KV= ，K值不變 按表8-23，取mn=2.5mm，則高速級(jí)中心距為 則螺旋角修正為 修正完畢，故 K=1.674，校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 1)K、T、m和d同前2）齒寬b=b=66mm3)齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y

8、。當(dāng)量系數(shù)為 由圖8-8查得Y=2.61，Y=2.22,由圖8-9查得Y=1.59,Y=1.814）由圖8-10查得重合度系數(shù)Y=0.715）由圖11-3查得螺旋角系數(shù)Y=0.876）許用彎曲應(yīng)力 =由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力為=215MPa，=170MPa,由圖8-11查得壽命系數(shù)Y=Y=1，由表8-20查得安全系數(shù)S=1.25，故 = MPa= MPa = MPa= MPa = < 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度5. 計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸端面模數(shù) mt=mn/cos=齒頂高 ha=ha*=齒根高 hf=(ha*+c*)mn=全齒高 h=ha+hf=頂隙 c=c* mn=齒頂圓直徑

9、為 齒根圓直徑為 mt =mmha =mmhf =mmh =mmc=mm mm mmmmmm低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算見表6表6 低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級(jí) 大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)制處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度=217-255，=162-217HBW。平均硬度=236，=190。-=46，在30-50HBW之間。選用8級(jí)精度 45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級(jí)精度2.初步計(jì)算傳動(dòng)的主要尺寸 因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。其設(shè)計(jì)公式為1） 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為= N.mm2） 因v值未知，值不

10、能確定，可初步選載荷系數(shù)=1.11.8，初選=1.43） 由表8-18，取齒寬系數(shù)=1.14） 由表8-19，查的，彈性系數(shù)=189.85） 初選螺旋角= ，由圖9-2查的節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.4656） 齒數(shù)比u=3.267） 初選= ，則= , 取= ，則端面重合度為 = 軸向重合度為=0.318tan=0.3181.125tan=1.70由圖8-3查得重合度系數(shù)=0.7758） 由圖11-2查得螺旋角系數(shù)=0.999） 許用接觸應(yīng)力可用下式計(jì)算 由圖8-e、a 查得接觸疲勞極限應(yīng)力為=580MPa，=390MPa小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為=60=60 = =由圖8-5查得壽命系數(shù)=1

11、.14，=1.2，由表8-20取安全系數(shù)=1.0，則小齒輪的許用接觸應(yīng)力為=大齒輪的許用接觸應(yīng)力為=取= MPa初算小齒輪的分度圓直徑，得= =25=82=661.2MPa=468MPa=468MPa76.615mm3.確定傳動(dòng)尺寸（1）計(jì)算載荷系數(shù) 由表8-21查的使用系數(shù)KA=1.0因v= ,由圖8-6查的動(dòng)載荷系數(shù)KV=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，則載荷系數(shù)為 K=1.0 = (2)確定模數(shù) 因K差異不大，不需對(duì)計(jì)算出的進(jìn)行修正，即 = mm= mm 按表8-23，取= mm(3)計(jì)算傳動(dòng)尺寸 低速級(jí)中心距為 =mm=19

12、0.75mm圓整，a2=190mm螺旋角為 arc= = 因值與初選值相差較大，故對(duì)與值有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正由圖9-2查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.46，則端面重合度為 = =軸向重合度為 =0.318= = 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，則 = mm = mm 因v= m/s,由圖8-6查得動(dòng)載荷系數(shù)KV=1.07，K值不變 = mm= 按表8-23取=3.5mm,則中心距 = mm= mm 螺旋角 arc= 修正完畢，故 = mm= mm = mm= mm b= mm =+(510)mm,取= mm 4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 =1

13、） K, ，和同前2）齒寬b=98mm3)齒形系數(shù)和應(yīng)力系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為 = = mm = = mm由圖8-8查得=2.6,=2.25;由圖8-9查得=1.59,=1.794)由圖8-10查得重合度系數(shù)=0.7015）由圖11-3查得螺旋角系數(shù)=0.926）許用彎曲應(yīng)力為 =由圖8-4f,b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力為 MPa，= MPa，由圖8-11查得壽命系數(shù)=1，由表8-20查得安全系數(shù)=1.25，故 = MPa= MPa = MPa= MPa = < = <計(jì)算結(jié)果5. 計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸端面模數(shù) 齒頂高 ha= 齒根高 hf=(ha*+c*)mn=全齒高 h=ha+hf=

14、頂隙 c=c* mn=齒頂圓直徑為 齒根圓直徑為 mt =mmha =mmhf =mmh =mmc=mmmmmmmmmm六 斜齒圓柱齒輪上作用力的計(jì)算齒輪上作用力的計(jì)算為后續(xù)軸的設(shè)計(jì)和校核、鍵的選擇和驗(yàn)算及軸承的選擇和校核提供數(shù)據(jù)，其計(jì)算見表7.表7 斜齒圓柱齒輪上作用力的計(jì)算計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.高速及齒輪傳動(dòng)的作用力（1）已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1= mm,轉(zhuǎn)速 n1= r/min,高速級(jí)齒輪的螺旋角= ，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Ft1= 其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反 軸向力為 F=F= 其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪1的轉(zhuǎn)動(dòng)中

15、心軸向力為F=Ft1tan= 其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪1的曲線，并用四指方向循著輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，此時(shí)拇指的指向即為該力方向法向力為 Fn1 =(3) 齒輪2的作用力 從齒輪2各個(gè)力與主動(dòng)輪1上相應(yīng)的力的大小相等，作用方向相反Ft1=Fr1=Fa1=Fn1=2.低速機(jī)齒輪傳動(dòng)的作用力（1）已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2= mm, 轉(zhuǎn)速 n1= r/min,低速級(jí)齒輪的螺旋角= ，為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級(jí)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 Ft3=其方向與力作用點(diǎn)圓周速度方向相反徑向力為 Fr3=F

16、t3=其方向?yàn)橛闪Φ淖饔命c(diǎn)指向輪3的轉(zhuǎn)動(dòng)中心軸向力為 Fa3=Ft3tan=其方向可用右手法則確定，即用右手握住輪1的曲線，并用四指方向順著輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，此時(shí)拇指的指向即為該力方向法向力為 Fn3=(3) 齒輪4的作用力 從齒輪4各個(gè)力與主動(dòng)輪3上相應(yīng)的力的大小相等，作用方向相反Ft3=Fr3=Fa3=Fn3=七 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動(dòng)軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗(yàn)算、與軸連接的半聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行。因箱體內(nèi)壁寬度主要由中間軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定，故先對(duì)中間軸進(jìn)行設(shè)計(jì)，然后對(duì)高速軸和低速軸進(jìn)行設(shè)計(jì)。中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算見表8表8 中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算

17、計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1、 已知條件中間軸傳遞的功率P2=3.15kW，轉(zhuǎn)速n2=130.9r/min，齒輪分度圓直徑d2=260.645mm，d3=88.785mm，齒輪寬度b2=66mm，b3=105mm2、選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及結(jié)構(gòu)尺寸無(wú)特殊要求，故由表8-26選常用的材料45鋼，調(diào)制處理45鋼，調(diào)制處理3、 初算軸徑 查表9-8得C = 106 -135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取較小值C =110，則 =31.76 4、 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖11-6所示（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸不長(zhǎng)，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從( )處開

18、始設(shè)計(jì)。（2）軸承的選擇與軸段及軸段的設(shè)計(jì) 該軸段上安裝軸承，其設(shè)計(jì)應(yīng)與軸承的選擇同步進(jìn)行?？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(yīng)便于軸承安裝，有應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為7207C，經(jīng)過驗(yàn)算，軸承7207C的壽命不滿足減速器的預(yù)期壽命要求，則改變直徑系列，取7210C進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，由表11-9得軸承內(nèi)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(duì)軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離a3=19.4mm，故d1=50mm通常一根軸上的兩個(gè)軸承取相同的型號(hào)，則d5=50mm （3）軸段和軸段的設(shè)計(jì) 軸

19、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(yīng)分別略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm齒輪2輪轂寬度范圍為（1.2-1.5）d2=62.4-78mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度b2=66mm相等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實(shí)心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度b3=105mm相等，其右端采用軸肩定位，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(zhǎng)度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故取L2=102mm，L4=64mm（4）軸段 該段為中間軸上的兩個(gè)齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.07-0.1）d2 = 3.64-5.2mm，取其高度

20、為h=5mm，故d3=62mm齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取1=10，齒輪2與齒輪3 的距離初定為3=10，則箱體內(nèi)壁之間的距離為Bx=21+3+b3+（b1+b2）/2 = 2×10+10+105+(75+66)/2 =205.5,取3=10.5，則箱體內(nèi)壁距離為Bx = 206。齒輪2的右端面與箱體內(nèi)壁的距離2=1+（b1-b2）/2 = 10+（75-66）/2 = 14.5,則軸段的長(zhǎng)度為L(zhǎng)3=3=10.5（5）軸段及軸段的長(zhǎng)度 該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤(rùn)滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤(rùn)滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的

21、距離取為=12，中間軸上兩個(gè)齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段的長(zhǎng)度為L(zhǎng)1=B+1+3=(20+12+10+3) 45軸段的長(zhǎng)度為L(zhǎng)5=B+2+2=(20+12+14.5+2) 48.5（6）軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大斷面的距離a3=19.4，則由圖11-6可得軸的支點(diǎn)及受力間的距離為l1=L1+b3/2-a3-3=(45+105/2-19.4-3) =75.1l2=L3+(b2+b3)/2= 10.5+66+105/2 =96l3=L5+b2/2-a3-2=48.5+66/2-19.4-260.1d1=50mmd5=50mmd2=d4=52mmL2=102mmL4=64m

22、md3=62mmBx = 206L3 =10.5L1=45L5=48.5l1=75.1l2=96l3=60.15.鍵連接 齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，根據(jù)減速器設(shè)計(jì)實(shí)例精解P87表8-31得鍵的型號(hào)分別為鍵16100 GB/T1096-1990 和鍵1663 GB/T 1096-19906.軸的受力分析（1）畫軸的受力簡(jiǎn)圖，軸的受力簡(jiǎn)圖如圖 2所示（2）計(jì)算支承反力 在水平面上為= =-=式中負(fù)號(hào)表示與圖中所畫力的方向相反在垂直面上為=+-=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，a-a剖面圖左側(cè)為=a- a剖面圖右側(cè)為=+=b- b

23、剖面圖右側(cè)為=-=在垂直面上為=合成彎矩，在a-a剖面左側(cè)為=a-a剖面右側(cè)為=在b-b剖面左側(cè)為=在b-b剖面右側(cè)為=畫轉(zhuǎn)矩圖，轉(zhuǎn)矩圖如圖f所示，=7. 校 核 軸 的 強(qiáng) 度雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大，但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，故a-a剖面兩側(cè)均有可能為危險(xiǎn)剖面，故分別計(jì)算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為a-a剖面左側(cè)彎曲應(yīng)力為 a-a剖面右側(cè)的彎曲應(yīng)力為 扭剪應(yīng)力為 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為 = ，故a-a剖面右側(cè)為危險(xiǎn)截面 由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限=650MPa,由表

24、8-26查得軸的許用彎曲應(yīng)力，強(qiáng)度滿足要求軸的強(qiáng)度滿足要求 8. 校 核鍵連接的強(qiáng)度齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 取鍵，軸及齒輪的材料都為鋼，由表8-33查得=125-150MPa，強(qiáng)度足夠 齒輪3處的鍵長(zhǎng)于齒輪2處的鍵，故其強(qiáng)度也足夠鍵連接強(qiáng)度足夠9. 校 核 軸 承 壽 命（1）計(jì)算軸承的軸向力 由表11-9查7210C軸承得C=42800N，=32000N。由表9-10查得7210C軸承內(nèi)部軸向力計(jì)算公式，則軸承1，2的內(nèi)部軸向力分別為 外部軸向力，各軸向力方向如圖所示（中間軸軸承布置及受力圖） 則兩軸承的軸向力分別為 因，故只需校核軸承1的壽命（2）計(jì)算軸承1的當(dāng)量動(dòng)載荷 由，查表11-

25、9得e=0.43，因，故X=1，Y=0，則當(dāng)量動(dòng)載荷為 （3）校核軸承壽命 軸承在以下工作，查表8-34得。對(duì)于減速器，查表8-35得載荷系數(shù) 軸承1的壽命為減速器預(yù)期壽命為 ，故軸承壽命足夠軸承壽命滿足要求八 高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算見表8表8 高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果4. 已知條件高速軸傳遞的功率kw，轉(zhuǎn)速，小齒輪分度圓直徑，齒輪寬度。5. 選擇材料材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。45鋼，調(diào)質(zhì)處理6. 初算最小軸徑查表9-8得C=106135，考慮軸端既承受轉(zhuǎn)矩，有承受彎矩，故取中間值C=120，則 軸與聯(lián)軸器連接，有一個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑為取7. 結(jié)構(gòu)

26、設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖11-9所示（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長(zhǎng)，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(xì)處開始設(shè)計(jì)（2）軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段軸的設(shè)計(jì)應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行。為補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動(dòng)，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取，則計(jì)算轉(zhuǎn)矩查表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速，軸孔范圍。考慮，取聯(lián)軸器轂孔直徑為，軸孔長(zhǎng)度，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動(dòng)端代號(hào)為L(zhǎng)X1 20×38GB/T5014-2003,相應(yīng)的軸段的

27、直徑，其長(zhǎng)度略小于轂孔寬度，?。?）密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時(shí)，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度。軸段的軸徑，最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封，查表8-27，選氈圈 25JB/ZQ4606-1997，則。（4）軸承與軸段及軸段 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(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。現(xiàn)暫取軸承為7206C，由表11-9得軸承內(nèi)徑，外徑，寬度，內(nèi)圈定位軸肩直徑，外圈定位內(nèi)徑，在軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離，故取軸段的直徑。軸承采用脂潤(rùn)滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤(rùn)滑油濺入軸承座。為補(bǔ)償箱體的鑄造誤

28、差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁12mm，擋油環(huán)油孔寬度初定為，則，取。通常一根軸上的兩個(gè)軸承應(yīng)取相同的型號(hào)，則， 。（5）齒輪與軸段 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定，則由表8-31知該處鍵的截面尺寸為，輪轂鍵槽深度為，則該處齒輪上齒根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為，故該軸設(shè)計(jì)成齒輪軸，則有，。（6）軸段和軸段的設(shè)計(jì) 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則，齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為，則軸段的長(zhǎng)度。軸段的長(zhǎng)度為。（7）軸段的長(zhǎng)度 該軸段的長(zhǎng)度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為，由表

29、4-1可知，下箱座壁厚 ，取， ，取軸承旁連接螺栓為M16，則，箱體軸承座寬度，??；可取箱體凸緣連接螺栓為M12，地腳螺栓為，則有軸承端蓋連接螺釘為，由表8-30得軸承端蓋凸緣厚度取為；取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為；端蓋連接螺釘查表8-29采用螺釘GB/T 5781 M8×25;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表面距離，螺釘?shù)牟鹧b空間足夠。則。（8）軸承上力的作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離，則由圖8可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為 齒輪軸8. 鍵連接聯(lián)軸器與軸段間采用A型普通平鍵連接，查表8-31得其型號(hào)為鍵 6

30、×32 GB/T 1096-1990九 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算見表9. 表9 低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì)算及說明計(jì)算結(jié)果1.已知條件：低速軸傳遞的功率P3= kw，轉(zhuǎn)速n3= 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(duì)重量及結(jié)構(gòu)尺寸無(wú)特殊要求，故查減速器設(shè)計(jì)實(shí)例精解表826選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理45鋼，調(diào)質(zhì)處理1. 初算軸徑：查減速器設(shè)計(jì)實(shí)例精解表98得C=105135，考慮軸端只承受轉(zhuǎn)矩，故取小值C=106，則 軸與聯(lián)軸器連接，有一個(gè)鍵槽，軸徑應(yīng)增大35，軸端最細(xì)處直徑d1> dmin=44.75mmd1&

31、gt;46.09-46.98mm2. 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖11-12所示（1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：該減速器發(fā)熱小，軸不長(zhǎng)，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(shè)計(jì)（2） 聯(lián)軸器及軸段：軸段上安裝聯(lián)軸器，此段應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行為補(bǔ)償聯(lián)軸器的安裝誤差、隔離振動(dòng)，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取KA=1.5,則計(jì)算轉(zhuǎn)矩Te=KA*T3= 由減速器設(shè)計(jì)實(shí)例精解表8-38查的GB/T5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為1250N*mm，許用轉(zhuǎn)矩4750r/min，軸孔范圍為30-48mm?？紤]d>46.98mm,取聯(lián)軸器轂孔直徑為4

32、8mm,軸孔長(zhǎng)度84mm,J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動(dòng)端代號(hào)為L(zhǎng)X3 48*84GB/T5014-2003，相應(yīng)的軸段的直徑d1=48mm,起長(zhǎng)度略小于轂孔寬度，取L1=82mm(3) 密封圈與軸段：在確定軸段的軸徑時(shí)，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈的尺寸。聯(lián)軸器的軸肩定位，軸肩高度h=(0.07-0.1)d1=(0.07-0.1)*48mm=2.36-4.8mm.軸段的軸徑d2=d1+2*h=52.72-57.8mm,最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s,可選用氈圈油封，查減速器設(shè)計(jì)實(shí)例精解表8-27，選氈圈55 JB/ZQ4606-1997,則d2=55mm(4) 軸承與軸段及軸段的設(shè)計(jì)：軸段和上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?？紤]齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。現(xiàn)暫取軸承為7212C，由減速器設(shè)計(jì)實(shí)例精解表11-9得軸承內(nèi)徑d=60mm,外徑D=110mm，寬度B=22mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑da=69mm,外圈定位直徑Da=101mm，軸上定位端面圓角半徑最大為ra