二级斜齿圆柱齿轮-锥齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计2013-2014 第 2 学期姓名:赵烜班级:模具二班指导教师：教师：钟老师成绩:2014 年 5 月赵蛆：两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计书2015届模具设计专业课程设计（论文）目录第一章前言 11.1 基本简介 11.2 结构特点 1第二章传动装置的总体设计 32.1 传动方案的确定 32.1.1 两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器 32.2 电动机的选择 32.2.1 选择电动机的类型 32.2.2 选择电动机的功率 32.2.3 确定电动机转速 42.3 传动比的计算及分配 42.3.1 总传动比 42.3.2 分配传动比 42.4 传动装置运动、动力参数的设计 52.4.1 各轴的转速 52.4.2 各轴的功率 52.4.3 各轴的转矩 5第三章传动件的设计 63.1 高速级锥齿轮传动的设计计算 63.1.1 选择材料、热处理方式和公差等级 63.1.2 初步计算传动的主要尺寸 63.1.3 确定传动尺寸 73.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度 83.1.5 计算锥齿轮传动其他几何尺寸 83.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 93.2.1 选择材料、热处理方式和公差等级 93.2.2 初步计算传动的主要尺寸 93.2.3 确定传动尺寸 103.2.4 计算齿轮传动其它几何尺寸 12第四章 齿轮上作用力的计算 134.1 高速级齿轮传动的作用力 134.1.1 锥齿轮1的作用力 134.1.2 锥齿轮2的作用力 134.2 低速级齿轮传动的作用力 134.2.1 齿轮3的作用力 134.2.2 齿轮4的作用力 13第五章 轴的设计计算 145.1 高速轴的设计计算 145.1.1 选择材料及草图设计 145.1.2 初算轴径 145.1.3 结构设计 145.1.4 键连接 165.1.5 轴的受力分析 165.1.6 校核轴的强度 175.1.7 校核键连接的强度 175.1.8 校核轴承寿命 175.2 中间轴的设计计算 185.2.1 选择材料及草图设计 185.2.2 初算轴径 195.2.3 结构设计 195.2.4 键连接 205.2.5 轴的受力分析 205.2.6 校核轴的强度 215.2.7 校核键连接的强度 225.2.8 校核轴承寿命 225.3 低速轴的设计计算 235.3.1 选择材料及草图设计 235.3.2 初算轴径 245.3.3 结构设计 245.3.4 键连接 255.3.5 轴的受力分析 255.3.6 校核轴的强度 275.3.7 校核键连接的强度 275.3.8 校核轴承寿命 27第六章减速器附件的选择 296.1 通气器 296.2 油面指示器 296.3 起吊装置 296.4 放油螺塞 29第七章润滑与密封 307.1 齿轮的润滑 307.2 滚动轴承的润滑 307.3 润滑油的选择 307.4 密封方法的选取 30第八章减速器箱体的结构尺寸 31第九章参考资料目录 34赵蛆：两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计书2015届模具设计专业课程设计（论文）第一章前言1.1 基本简介减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以 满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。选用减速器时应根据工作机的 选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的 外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。减速器是一 种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。1.2 结构特点为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够 的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检 修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 错误！1）检查孔为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设 置检查孔。检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖 板用螺钉固定在箱盖上。2）通气器减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气 能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝 隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。3）轴承盖为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。 轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通 孔，其中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便，但和嵌入式轴 承盖相比，零件数目较多，尺寸较大，外观不平整。4）定位销为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴 承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。安置在箱体纵向两侧联接凸缘上， 对称箱体应呈对称布置，以免错装。5）油面指示器检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱 体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器。6）放油螺塞换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。7）启箱螺钉为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。小型减速器也可不设启箱螺钉，启盖时用起子撬开箱盖，启箱螺钉的大小可同于凸缘 联接螺栓。5第二章 传动装置的总体设计2.1 传动方案的确定2.1.1 两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器图2.11-电动机2-联轴器3-圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器4-卷筒5-带式运输机2.2 电动机的选择2.2.1 选择电动机的类型Y系列三相异步电动机2.2.2 选择电动机的功率10001000输送带所需的功率 Pw=-FV =2600 1.5 =3.9kw查表取各部分效率 列轴承=0.99 ,“锥=0.96,余 = 0.97,。耳 = 0.99 ;得：ti总=44轴承 活锥斜义n2联=0.994x0.96 父0.97 父0.992=0.88电动机所需的功率P0=PW=a9=4.5kw ;查表选取电动机额定功率 P额=5.5kw”总 0.882.2.3 确定电动机转速左八、田*卅*型 百片 丁/巾上、击1000 60、V 1000 M 60 M1.5 . _ . . c .输送市市轮的工作转速nw =106.1 r?min二 d二 270查表取锥齿轮传动传动比i锥=23,斜齿圆柱齿轮传动传动比i圆=36,则：i总=怫i圆=618电动机的转速范围 n0=nw * 4106.1 6 匚 8 )=636.61909.8 r / min查表选取同步转速为1500r布力的电动机，具满载转速为1440rMin ,型号为Y132S-4。2.3 传动比的计算及分配2.3.1 总传动比= 13.57nm 14401总=-=nw 106.12.3.2 分配传动比高速级传动比：i =0.25i =0.2513.57 =3.39;为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽 量小于3,则取i1 =2.95;低速级传动比：i1 =里旦=4.60i12.952.4传动装置运动、动力参数的设计2.4.1 各轴的转速no =1440 r /min； ni = no =1440 r 和力；ni14401488.14n2 = =488.14 r /min： n3 = =106.12 r Mn；i12.95i24.60nw =% =106.12 r /min2.4.2 各轴的功率p1 =p0 .n联=4.5 m 0.99=4.455 kw; p2 = p1 箱轴承由锥=4.455 父 0.99 父 0.96=4.24 kw;p3=p2 力轴承由斜=4.24 M0.99M 0.97=4.07 kw; Pw = P3 力轴承内联=4.07 父 0.99父 0.99=3.99 kw2.4.3 各轴的转矩P04.5R4.455T0 =9550 二二9550父= 29.84N m ;1=9550，耳=9550父=29.55N m ;n01440n11440p24.24p34.07T2 =9550 生=9550 父=82.95N m ; T3 = 9550 4=9550 M=366.27N m ;n2488.14n3106.12P、“3.99Tw =9550 w =9550 =359.07N mnw106.122015届模具设计专业课程设计(论文)第三章传动件的设计3.1 高速级锥齿轮传动的设计计算3.1.1 选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机一般为机械，大小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。齿面硬度 BHV=217255,HBW=162217.平均硬度 HBW1=326, HB% =190； HBWi- HBW2 =46，在3050BHWfc间,选用8级精度。3.1.2 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。设计公式d1 -3Z0.85 ;R/（1-0.51R）2 k- .H4KhEZH(3.1)(1) . T1 =29550N mm ;(2).初选载荷系数Kt =1.3 ;(3).查表得弹性系数 ZE =1 8 9jM P；a(4).查得节点区域系数 ZH =2.5; (5).齿数比 i1 = u = 2.95;(6).取齿 宽系数R=0.3; (7).许用接触应力 b =Zh 0Hlim ,又查得接触疲劳极限应力HSh%卬1 =580Mpa产Hlm2 =390Mpa，小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为： 9N1 =60n1aLh =60 父1440 乂 1 父(1 黑8 M300M10) = 2.07 父 109 ；7N2Nii92.07 1092.95= 7.02x108 ;差得寿命系数Zhi =1.0,Zh2 =1.05,取安全系数Sh=1,有:， ZH1；.H lim1，- H1 = Sh1.0 580 =580MPa1.05 390= 409.5MPa ;取 b =409.5MPa初算小齿轮分度圆直径，代入公式(3.1 )得：d1t之74.406mm3.1.3 确定传动尺寸(1) .计算载荷系数：查得使用系数Ka =1.0,齿宽中点分度圆直径为dm1t =%(1-0.56R)= 72.406 (1-0.5 0.3)=61.545mm故 Vm1 =二 dm1E160 1000二 61.545 144060 1000= 4.64 m/S;降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv =1.24,再查得齿向载荷分配系数Kp=1.13;则载荷系数 Kh =KaKvKP = 1m1.24M1.13=1.4。(2) .对d1t进行修正： d1 =d1t 3 KH _72.406 3 ；4 -74.217mm(3) .确定齿数：选齿数 Z1 =23乙=uZ1 =2.9523 =67.85 ,取 Z2 =68;68 c ” u 贝U u = = 2.96,23 u0.012.95= 0.3%,在允许范围内。(4) .大端模数m :d174.217m = 一 二z123=3.227mm,查表取标准模数 m = 4mm(5) .大端分度圆直径：d1 =mZ =4 尺23 =92mm 74.217 , d2 = mZ2 =4父68 = 272mm(6)锥顶距：R =d1 ：u2 1 = 2.962 1 =143.720mm 22(7).齿宽：b =GR R = 0.3Ml43.720=43.116mm,取 b = 45mm 3.1.4校核齿根弯曲疲劳强度KhE0.85bm(1 -05：1R)(3.2).Gbm市同前；(2).圆周力舟而 KU5-55(3) .齿形系数Yf和应力修正系数YS：u 2.96cos、.1 = = = 0.9474、u2 1. 2.962 1cos、211.2.962 1= 0.3201贝当量齿数：ZV1=-= 24.3 , ZV1=-= -= 212.4cos、10.9474cos、.20.3201查得 Yf1 =2.65,YF2 =2.13;Ys1 =1.58,YS2 =1.88(4) .许用弯曲应力：b1 =Y庄皿；查得仃Flim1 =410MPa,QFlim2 = 320MPa ,寿命系数 SfYni =Yn2 =1 ,安全系数 Sf =1.6;故：,iYn1AmF11 410, iYN2 二 limF21 320. N1 limF1262.5MPa J。= =210MPa ;卜1SF1.6F2SF1.6将所得数据代入公式(3.2)得：仃fi =35.65MPa c LfJYF2YS22.13 1.88 i二F2 =；：fi二35.65 =34.10MPa ：二 展 1YfiYsi2.65 1.583.1.5计算锥齿轮传动其他几何尺寸ha=m=4mm,hf =1.2m =1.2 4 = 4.8mm,C = 0.2m = 0.2 4=0.8;2015届模具设计专业课程设计（论文）2.96、i = arccos = arccos -u2 1.2.962 1= 18.667);11: arccos - arccos:,u2 12.962 1= 71.333,;da1 =d1 +2mcos61 =92 +2 父 4M 0.9474 = 99.579mm;da2 =d2 +2mcos62 =272 +2父4M0.3201 = 274.561mm ;df1 =d1 -2.4mcos1 =92 -2.4x4x0.9474 = 82.905mm ；df2 =d2 2.4mcos解=272 2.4 父4 M0.3201 = 268.927mm；3.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算3.2.1 选择材料、热处理方式和公差等级大小斜齿圆柱齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。齿面硬度BHV=217 255,HBW=162217.平土匀硬度 HBW1 =326, HBW4=190; HBW1 - HBW4 =46，在 30 50BHWfc问，选用8级精度。3.2.2 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设计，设计公式:(3.3)(1) T2 =82950N mm;(2)初选载荷系数Kt =1.11.8 ;(3)齿宽系数d =1.1 ; (4)弹性系 数Zk =189.94MPa(5)初选螺旋角P =12、查图得节点区域系数Zh=2.46;(6)齿数比 u =i2 =4.60;(7)初选 Z3=23,则 Z4 =u 23 = 4.60父23 = 105.80 ,取Z4=106,则端面重 一11)。合度为：% =1.88-3.2 +一 cosP工Z，)cosl211=1.88-3.2 -23 106=1.67轴向重合度为： 4=0.318心d Z3sin12、= 0.318 1.1 23 r =1.71cos12v13重合度系数Z4 -1.671.71/喘可容 计算载荷系数KFt =1.3,压力角=200;(2) .对d3t进行修正：d3之d3tKt=52.929mm;1.43 K =51.1041.45(3) .确定模数mn =d空sP一=2.25mm ;重合度系数Y ： 6=arctan(tan %os )=arctan(tan2%0sl 20)=20.410-b =arctan(tan : cos ; t) =arctan(tan120 cos20.4100) =9.1930f cos2 9 -1.67. cos2 9.1930 =1.714丫名=0.25+0.75/%=0.25+0.75/1.714 = 0.688 ;螺旋角系数Y：=0.8291200PY： =1 -0 =1-1.711200计算当量齿数 Zv3=ZF= 24.58, Zv4 =9=113.26 cos :cos :查得弯曲疲劳强度极限 仃Fiim3 =500MPa , ”1而4 =380MPa取弯曲疲劳寿命系数Kfn3 =0.95 , Kfn4 =0.98取弯曲疲劳安全系数Sf =1.4仃f3 =Kfn3仃Flin3 =339.29MPa , % 4 = Kfn4仃Flim4 =266MPa SfSf查得齿形系数YFa3=2.68, Yfh4=2.18;得应力校正系数Ysa3=1.58, Ysa4=1.818计算大、小齿轮的YaYa并加以比较：YFa3Ysa3二 F 3二 f= 0.0125, %4工第=0.0148,取 YaYa = 0.0148二 f4二 f计算得mnt -1.441mm调整齿轮模数:乙 m1.441 23.d3 =m =0- =33.883mm , b =匕 父5 =1.1 父 33.883 = 37.271mm ;0cos - cos12K145mn =mnt3j 21.44x31-77- = 1.458mm；1.4对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取 mn = 2mm ；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 3 = 52.929mm来计算小齿轮的齿do cos :数，即Z3=25.89%26, 24人2 3=119.6,为满足互质要求，去 Z4=121。mnS1 ,则两轴承的轴向力分别为：Fa1 =& A=446.6N,Fa2 = S2 =358.5N(2) .计算当量动载荷因为F% =446.%4a&=1.3e,轴承1的当量动载荷为:R|348.3R =0.4R1 +1.6 Fa1 =0.4X348.3+1.6 黑 446.6 =853.9N ;P2 = r2 =1147.1N ;因为F%2 =358%147.1 = 0.31 Lh,故轴承寿命足够。5.2中间轴的设计计算5.2.1 选择材料及草图设计因其传递功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理其草图为：5.2.2 初算轴径表查得C =106 135 ,故取较小C =110 ,则Pc4 24dmin -C3 p2 -110 322.61mm5,488.145.2.3 结构设计轴承采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从dmin出开始设计(1) .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。考虑齿轮上的作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。根据dmin = 22.61mm,取轴承 30205 GB/T 297-1994,轴承内径 d=25mm,外径 D =52mm,宽度 B=15mm,总 宽度 T =16.25mm,da = 31mm ,Da = 46mm ,a3 = 12.6mm ;故 d1 = 25mm ,通常一根轴上两 个轴承取相同型号，则d5=25mm。(2) .齿轮轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3,轴段上安装齿轮2。为便于 齿轮安装，d2和d4应分别略大于d1和d5 ,暂定d2=d4=30mm。由于齿轮3的直径比较小， 采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮毅的宽度范围约为(1.2l_1.5)d4 =36_45mm,取其轮毂宽度L=40mm,其左端采用轴肩定位，右端采用 套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应的轮毂 略短，b3 =64mm ,故取 L2 =61mm,L4 =30mm。.轴段的设计该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围 (0.071_0.1 )d2 =2.11_ 3mm,取其高度为 h = 2.5mm,故 d3=35mm。齿轮 3 左端面与 箱体内壁距离和齿轮2的轮毅右端面与箱体内壁的距离均取为且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，且得其宽度 Bx =124mm,则轴段的长度为： L3 =Bx -L4 -b3 -21 =12430642M8 = 14mm。(4) .轴段与轴段的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁的距离取为 =5mm,则轴段的长度为 L1 = B + A + A1 +b3 - L2 =15 +5 +8 +64 -61 =31mm;轴 段的长度为 L5 =B+A+& +l3 -L4 =15+5 +8 + 4030 =38mm。(5) .轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=12.6mm,则草图由图可得轴的支点及受力点间的距离为：11 =T +& +%a3 =16.25+5+8+6412.6 =48.65mm;22由草图量得 l2 =70mm,l3 =32.65mm 。5.2.4键连接齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，齿轮与轴段键的型号8 45 GB/T 1096-2003,齿轮与轴段键的型号 8 28 GB/T 1096-2003.5.2.5轴的受力分析(1) .画轴的受力简图，如图5.2 bb)d)00x/oy图5.2(2) .计算支撑反力在水平面上为:Rih小mF/KT 口?l1 l2 l3182.1753.0611154.6 (70 32.65)-88.1 32.65 260.6 -631.2 -448.65 70 32.65= 1032.4NR2H =Fr3-R1H -Fr2 =1154.6 -1032.4 -88.1 = 34N ;在垂直平面上为：R1V -Ft3(1213)Ft2l311233108.7 (70 32.65) 755.8 32.6548.65 70 32.65= 2272.2NR2V = Ft3 Ft2 -R1V =3108.7 755.8 -2272.2 =1592.3N ;轴承1的总支承反力为： R =qR；+R2V =2495.7N轴承2的总支承反力为：R = JR2H+R2V =1592.6N ;(3) .画弯矩图，如图5.2 c、d、e所示，其中MaH =-Rih12 =T032.4 70 -72268N mmd353.061MaH =MaH Fa3-72268 631.2 = -55521.9N22MbH - -R2Hh - -34 32.65 - -1110.1N mmMbH=M bH- Fa2dm22182.17-1110.1 -260.6 = -24846.9N mm2MaV =Rv1i =2272.2 48.65 = 110542.5 N mmMbV =R2Vl3 =1592.3 32.65 =51988.6 N mm合成弯矩：Ma =Jm；h +M 2V =132069.3N mm, Mb =师广MV =57621.0N mm义=可嘉+m；v =123702.6N mm, Mb = VMbH+M-=52000.5N mm(4) .画转矩图 如图5.2f所示，T2 =82950N mm5.2.6 校核轴的强度虽然a-a剖面左侧弯矩大，但其剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，其轴颈较小, 故少a-a剖面两侧均有可能为危险面，故分别计算剖面的抗弯截面系数：,3二 d2W =2322bt d2 -t2d232二 308 4 (30 -4)c 3=-=2290.2mm ;322 30抗扭截面系数:,3WT -2bt d2 -t162d232二 3038 4 (30 -4)23(=4940.9mm3;162 30a-a两侧的弯曲应力分别为：4Ma132069.3=57.7MPaW 2290.2Ma 123702.6 aW 2290.3= 54.0MPa ；T282950扭应力为：7=二= 16.7MPa ;WT 4940.9按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，按转矩脉动循环处理，故取折 合系数a =0.6,则当量应力为：2 b+4t 2 =小542 + 4父(0.6M16.7 ) =57.6MPa灯ob,故a-a剖面右侧为危险截面。 c查得45钢调质处理抗拉强度极限 仃b =640MPa ,轴的许用弯曲应力h_J = 60MPa,。：bb，满足强度要求。5.2.7 校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为:4T24 82950=79MPad4hl 30 728 -8取键轴及带轮的材料都为钢，查得 op=125MPa 150MPa,因此强度足够；齿轮 3 处键长于齿轮2处的键，故其强度也足够。5.2.8 校核轴承寿命(1) .计算轴承的轴向力查 30205轴承得 C =32200N , C0 =37000N,e = 0.37,Y = 1.6。查得 30205 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:R2495.7R21592.6S 1 = =779.9N5 = = =497.7N2Y2 1.62Y2 1.6外部轴向力A = 631.2N ,各轴向力方向如下所示: .工2r*& 丁工则S2 +A =631.2 +497.7 =1110.9N Si,则两轴承的轴向力分别为：Fai -S2 A-1110.9N, Fa2 -S2-497.7N(2) .计算轴承1的当量动载荷因R R2,Fa1 Fa2,故只需要校核轴承1的寿命，又因Fa/ = 1110.9zlQ4-7 = 0.44e, R12495.7轴承1的当量动载荷为：P =0.4R1 +1.6Fa1 =0.4父2495.7 +1.6父1110.9 =3274.9N ;轴承在100c以下工作，查得=1.0;对于减速器，查得载荷系数 fp=1.5。(3) .校核轴承寿命 1010轴承2的寿命为Lh上=106M.32200 f=24620h,60n2 1fPP ,60M488.14 11.5父 3274.9.J减速器预期寿命：Lh, =1 8 300 10 =24000hLh Lh,故轴承寿命足够。5.3低速轴的设计计算5.3.1 选择材料及草图设计45钢，调质处理因其传递功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用常用的材料 其草图为：5.3.2 初算轴径4.07二 35.7mm表查得C=106135 ,故取较小C=106,则,106.12d min = C33| = 118 父 , 轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3豚5%轴端最细处直径d1 3 55.7 35.7 0.03L 0.05 ：,：-36.771 _ 37.485mm5.3.3 结构设计轴承采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从 dmin出开始设计(1) .联轴器及轴段的设计轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同 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。取 载荷系数Ka =1.5,则转矩：Tc = KaT3 =1.5 366270 =549405N mm查得GB/T 5014-2003中LX3联轴器符合要求。公称转矩为 1250N m ,许用转速 4750r / min,轴孔范围 30 48mm。考虑 d1 37.485mm ,取孔径为 40mm , L联=84mm J型轴孔，A型键，从动端代号：LX3 40X84 GB/T 5014-2003;相应的轴段的直径 d1 =40mm,其长度略小于毂孔长度，取L1 =82mm。(2) .密封圈与轴段的设计 确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈 的尺寸。联轴器采用轴肩定位，轴肩高度 h =(0.07 0.1)d1 =2.8 4mm。轴段的轴径 d2 =d+2h =45.6 48mm ,其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s,可选用毛毡圈 48FZ/T 92010-1991 , WJd2=48mm。(3) .轴承与轴段和轴段的设计 考虑齿轮有轴向力存在，但此处轴径较大，选用角 接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装.义符合轴承内径系列。现暂取轴承 7210c GB/T 292-1994,轴承内径 d =50mm,外径 D =90mm,宽度 B = 20mm, Da =83mm ,轴上定位端面圆角半径最大为 l =1mm , a3 =19.4 ,故d3=50mm。该齿轮 的圆周速度大于2m/s,故轴采用油润滑，无需放挡油环，L3=B = 20mm。为补偿箱体 的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离A=5mm,通常一根轴上的两个轴承取相同的型号.故d7 =50mm。(4) .齿轮与轴段的设计 该段上安装齿轮4,为便于齿轮的安装，d6应略大于d7,可 初定d6=52mm。齿轮4轮毂的宽度范围为(1.21_ 1.5月6 = 62.4_ 78mm,去其轮毂宽度 与齿轮宽度b4=59mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面 能够顶到齿轮端面，轴段长度应比齿轮 4的轮毅略短，取L6=55mm。(5) .轴段和轴段的设计轴段为齿轮提供轴向定位作用，定位轴肩的高度为h = (0.07 0.1 )d6 =3.29_ 4.7mm ,取 h = 4mm,则 ds=55mm, L5 =1.4h = 5.6mm。取L5=8mm。轴段的直径可取轴承内圈定位直径，即d4=52mm,齿轮左端面与箱体内壁距离为& = &+ b4% = 8+(64-59% = i0.5mm,则轴段的长度：L4 =BX +A-A4 -b4 -L5 =124 +5-10.5 -59-8 = 51.5mm 0.轴段与轴段的长度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。轴承座的宽度为轴承座的宽度为L=65mm,轴承旁连接螺栓为M2Q轴承端盖连接螺钉选GB/T5781 M10m25,其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺钉的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与轴承端盖外端面的距离为K =10mm 。贝U 有 L2=L+At+Bd+K B4=6 6+ 2+10 1=0 mm 95L7 =B + +& +b4 -b6 =19+5+12.5 + (59-55) = 40.5mm。(6) .轴上力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a3 = 18.2mm ,则由草图可得轴的支点及受力点间的距离为：,.b4八59 -11 =L7 L6 - -a3 =40.5 55 - -18.2 = 47.8mm22I2 =L3 L4 L5 b4 -a3 =19 51.5 8 59 -18.2 = 89.8mm22l3 =a3 L2 J =18.2 63 82 = 122.2mm 225.3.4键连接联轴器与轴段及齿轮