燕山大學機械設計課程設計報告蝸桿齒輪二級減速器[共49頁]

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1、燕山大學課程設計說明書 霾山犬哮 機械設計課程設計報告 題目：蝸桿一齒輪二級減速器 學院（系九吉人他手 年級專業(yè)：吉人他手 學 號： 吉人他手 學生姓名： 吉人他手 指導教師：吉人他手 燕山大學課程設計說明書 前言 帶式運輸機傳動裝置設計過程中的主要內(nèi)容為傳動方案的分析與擬定：選擇電動 機：計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)：傳動零件、軸的設計計算：軸承、聯(lián) 接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇計算：減速器箱體結構設計及其附件的設計、繪 制裝配圖和零件工作圖、編寫設計計算說明書以及設計總結和答辯。主要依據(jù)《機 械設計》和其他學科所學的知識，《機械設計課程設計指導手冊》相關的規(guī)定和

2、設計要求，《機械設計課程設計圖冊》相關部分的參考以及其他設計手冊和參考 文獻的查閱，最后還有老師在整個課設過程中的指導和不斷的糾正，來完成本次 的課程設計。通過這次課程設計，培養(yǎng)了我們獨立機械設計的能力，對機械總體 的設計有了一個宏觀的認識，對具體的結構及其作用和各部分之間的關系有了更 加深刻的了解，考慮問題更加全而，不僅要考慮工藝性，標準化，還要考慮到經(jīng) 濟性，環(huán)境保護等。綜合各種因素得到一個相對合理的方案。本次設計過程涉及 到機械裝置的實體設計，涉及零件的應力、強度的分析計算，材料的選擇、結構 設計等，涉及到以前學過的工程制圖、工程材料、機械設計制適、公差配合與技 術測量、理論力學、材料力

3、學、機械原理等方面的知識，是對以前所學知識的一 次實踐應用，考驗學生的綜合能力，是一次十分難得的機會。 16 摘要 摘要：根據(jù)任務說明書要求，針對工作機所需工作條件，設計減速器用以滿足 使用需求。根據(jù)工作要求選定電動機類型、結構以及工作轉速和額定功率，確定 電動機型號。依據(jù)《機械原理》課程所學習的知識，合理設計傳動方案，分析選 定最適宜的方案并設計傳動零件。在多種傳動方案的對比中選用二級展開式圓柱 齒輪減速器，滿足經(jīng)濟性，實用性，工藝性等多方面的要求。根據(jù)所設計減速器 中的結構來設計所需要的齒輪結構及軸結構，通過對所使用材料的受力強度分 析，按照齒輪齒面接觸疲勞強度計算得到齒輪直徑，

4、確定齒輪傳動中心距：高速 級蝸輪蝸桿傳動中心距為100mm,低速級齒輪傳動中心距為160mm。校核傳動 軸尺寸，低速軸最小軸頸為45mm,高速蝸桿最小軸頸16mm,確定滿足使用要 求。在傳功軸確定的條件下設計箱體結構并選用各個配合標準件型號。合理布置 減速器結構，以滿足工作要求。除了對尺寸型號的設計外，為了滿足經(jīng)濟性的要 求，分析計算材料的各項性能指標，選擇滿足要求的材料并通過零件精度要求確 定加工工藝，在符合使用需求的條件下降低制適成本。所完成的主要工作包括齒 輪傳動件的設計計算及校核，軸強度校核，繪制裝配圖及主要零件圖，編寫課程 設計說明書等。 關鍵字：經(jīng)濟性實用性工藝性 目錄 1?

5、項目設計目標與技術要求 6 2?傳動方案制定與分析 6 2」傳動方案的制定 6 2.2方案分析 7 3?傳動方案的技術設計與分析 7 3.1電動機選擇與確定 7 3.1.1電動機類型和結構形式選擇 7 3.1.2電動機容雖確定 8 3.1.3電動機轉速選擇 9 3.2傳動裝宜總傳動比確定及分配 9 3.2.1傳動裝迓總傳動比確定 9 3.2.2各級傳動比分配 10 322.1分配方案 10 3.2.2.2各級傳動比確定 10 33運動學計算 10 3.3.1各軸輸入功率 10 3.3.2各軸轉速 11 3.3.3各軸轉矩 11 4關鍵零部件的設計與計算 12

6、 4.1設計原則制定 12 4.2傳動設計方案 14 4.3蝸輪蝸桿輪傳動設計計算 14 43.1蝸輪蝸桿傳動參數(shù)設計 14 4.3.2校核齒根彎曲疲勞強度 16 4.4第二級齒輪傳動設計計算 17 4.4.1第二級齒輪傳動參數(shù)設計 17 4.4.2第二級齒輪傳動強度校核 21 4.5軸的計算 23 4.5.1輸入軸設計 23 4.5.2中間軸設計 25 4.5.3輸出軸設計 26 4.6鍵的選擇及鍵聯(lián)接的強度計算 28 4.6.1鍵聯(lián)接方案選擇 28 462鍵的尺寸選取 28 4.7滾動軸承選擇及軸的支撐方式 30 5傳動系統(tǒng)結構設計與總成 31 5」裝配

7、圖設計及部件結構選擇、執(zhí)行機械設計標準與規(guī)范 31 5.L1裝配圖整體布局 31 5.1.2軸系結構設計與方案分析 32 5.1.2.1高速紬結構設計與方案分析 32 5.1.2.2中間軸結構設計與方案分析 33 5.1.2.3低速軸結構設計與方案分析 34 5.2主要零部件的校核與驗算 34 5.2.1軸系結構強度校核（選擇低速軸進行校核） 34 5.2.2滾動軸承的壽命計算 38 6主要附件與配件的選擇 39 6」聯(lián)軸器選擇 39 6.2潤滑與密封的選擇 41 6.2.1潤滑方案對比及確定 41 6.2.2密封方案對比及確定 41 6.3通氣器 42 6.4油

8、標 42 6.5螺栓及吊環(huán)螺釘 43 6.6油塞 43 7零部件精度與公差的制定 44 7.1精度設計制定原則 44 7.2減速器主要結構、配合要求 44 7.3減速器主要技術要求 44 8項目經(jīng)濟性分析與安全性分析 45 8」零部件材料、工藝、稱度等選擇經(jīng)濟性 45 8.2減速器總重雖估算及加工成本初算 46 8.3安全性分析 46 8.4經(jīng)濟性與安全性綜合分析 46 9?設計小結 47 10?參考文獻 47 1 ?項目設計目標與技術要求 任務描述： 設計題目：帶式輸送機傳動裝置 設計一款傳動裝置，使其將電機的動力傳輸?shù)骄硗采?。該裝置由電動機、傳 動裝置和工

9、作機三部分組成。設計的主要任務是對電動機的選擇和傳動裝置的設 計，選用合適型號的電動機，根據(jù)電動機轉速與所要求的工作機的轉速，確定總 傳動比，按照傳動比分配原則選定各級傳動比,計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)， 設計傳動裝置主要工作結構以及外形結構。以及支撐件，潤滑件，輔助定位件 的設計與選取。 技術要求： 卷筒數(shù)據(jù)要求： 負載力F=2252 N 卷筒直徑D=0. 36 m 卷筒圓周速度V=0. 37 m/s 其他條件： 使用地點：煤廠 生產(chǎn)批量：中批 載荷性質：中等沖擊 使用年限：八年一班 2 ?傳動方案制定與分析 2.1傳動方案的制定 （1） 高速級為普通v帶傳動，低速級為

10、圓柱齒輪的減速器 該傳動裝置的優(yōu)點在于帶傳動可以避免過載引起電機的損害，而且?guī)鲃?可以減小噪音，減小農(nóng)動，但是v帶容易打滑，承載能力低，易磨損，壽命短。 所以這種方案不宜選用。 （2） 高速級為圓錐齒輪傳動，低速級為圓柱斜齒輪的減速器。 該傳動裝置選用圓錐齒輪作為高速級的傳動裝置，這樣可以傳遞交錯軸之 間的動力，從而大大減小減速器的整體尺寸。但是圓錐齒輪有一端為懸臂梁結 構，在傳遞大扭矩的情況下不穩(wěn)定。而且圓錐齒輪的加工精度要求高，成本高。 所以綜上所述該方案不宜選擇。 （3） 二級展開式圓柱斜齒輪減速器 該種減速器結構簡單，傳動效率高，傳動平穩(wěn)，傳遞的動力大。但是如果 應用于傳動

11、比較大的場合，該類減速器的尺寸就會大大增加，所以不適合應用 于傳動比大工況。 （4）高速級為蝸輪蝸桿傳動，低速級為圓柱齒輪傳動的減速器。 該種傳動裝置雖然傳動效率一般，但是蝸桿傳動和齒輪傳動結合后，可以 大大減小減速器的尺寸，而且可以應用于傳動比工況。所以綜上所述采用蝸桿 齒輪減速器。 2.2方案分析 （1） 蝸桿傳動 蝸桿傳動可以實現(xiàn)較大的傳動比，尺寸緊湊，傳動平穩(wěn)，但效率較低，適用 于中、小功率的場合。采用無錫青銅為蝸輪材料的蝸桿傳動，由于允許齒面有較 高的相對滑動速度，可將蝸桿傳動布置在高速級，以利于形成潤滑油膜，可以提 髙承載能力和傳動效率。將蝸桿下垃可以保證蝸桿在低速重載

12、情況下，保證蝸輪 蝸桿的潤滑，散熱好。 （2） 斜齒輪傳動 斜齒輪傳動與直齒圓柱齒輪相比，具有嚙合性好，傳動平穩(wěn)、噪聲小，重合 度大，降低了每對齒輪的載荷，提高了齒輪的承載能力等優(yōu)點。 常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。因此將斜齒輪傳動布置在第二級。 因此，蝸桿傳動一斜圓柱齒輪傳動，這樣的傳動方案是比較合理的。 3 ?傳動方案的技術設計與分析 3.1電動機選擇與確定 3.1.1電動機類型和結構形式選擇 由《機械設計課程設計指導手冊》表14-1查得： 三相異步電機共給出三種：Y系列（IP23）、（IP44）和YEJ系列電磁制動 三相異步電機，由本次設計題目和要求：室外微

13、振帶式運輸機傳動裝置，經(jīng)對 比選擇Y系列（IP44）三相異步電動機，全封閉自扇冷式結構。與其他三相異 步電動機相比，Y系列（IP44）三相異步電動機具有以下優(yōu)點： （1） 效率水平較高。由于電動機效率水平的提高，就給社會帶來了巨大 的節(jié)電經(jīng)濟效益。 （2） 起動性能較好。其最小轉矩均保證在0.8倍的額定轉矩以上，并且 大部分還達到或超過1倍的額定轉矩。因此，其起動性能非常優(yōu)良，帶負載起 動也十分顧利。 （3） 噪聲低振動小。該系列采用電機專用軸承，因而運轉噪聲大為降低 （4） 防護性能較好。結構設計滿足對外界固體物和濺水的防護要求，這樣 就能有效防止異物對電動機和人體的危害，同時也可

14、以滿足室外使用的要求 （5） 運行可靠使用壽命長。繞組均采用B級絕緣材料。當海拔不超過1000 米，冷卻空氣的溫度不超過40C時，電動機定子繞組的溫升限度（電阻法） 不超過80K。較大的溫升裕度則能延長電動機的使用壽命，并提高電動機運行 的可靠性。 3.1.2電動機容量確定 （1）工作機功率片 P, = — 2252x037 =0. 87 （kW） 1 1000 1000 x 0.96 n總=八聯(lián)? n軸承八齒八軸承八齒八軸砥幾聯(lián)八林? % 由《機械設計課程設計指導手冊》Ps8表12-10査得： 軸承效率（滾珠軸承）〃軸承=0.98,彈性聯(lián)軸器效率加=0.99, 齒輪

15、傳動效率（8級精度齒輪傳動）伽=0.97, n卷=0. 96, 〃蝸桿=0.80 n 總=0.99； X 0.984 X 0.97 x0.80x 0.96 = 0.7 （2）電動機實際輸出功率匕 ^=^- = — = 1.24 （kW） % 0.7 （3）電動機額定功率巧 考慮到電機的安全性和裕度，由《機械設計（機械設計課程設計指導手冊》 Pi2。表14-4選取電動機額定功率Pd =1.5kW。 3.1.3電動機轉速選擇 (1) 工作機的輸出速度 60x1000xv 60x1000 x 0.37 、 ” D = = = 19.6( rlmm ) 兀 x360 (2)

16、電動機的轉速 推算電動機轉速可選范圍，由《機械設計課程設計指導 手冊》P*表2-2查得：按推薦的傳動比合理范圍，蝸桿一齒輪減速器傳動比 一般為i = 15?60,則電動機轉速可選范圍為： nd=i "菩=(15~ 60)x 19.6 = 294?1176(r/zw/n) 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格等因素，決定選用同步轉速 為1000r/min的電動機，由《機械設計(機械設計課程設計指導手冊》 Pdo表14-4選取具體參數(shù)。 電動機具體參數(shù)為： 表3-1 Y100L-6電機參數(shù)表 電型 額定功 率(kW) 電動機 同步轉 速 (r/min ) 電動機轉 速

17、 (r/min) 堵轉轉矩 /額定轉 矩 最大轉 矩/額 定轉矩 Y100L-6 1.5 1000 940 2.0 2.2 3.2傳動裝置總傳動比確定及分配 3.2.1傳動裝■總傳動比確定 n 卷=19.6( rhnin ) % 噥皿96 3.2.2各級傳動比分配 3.2.2.1分配方案 總傳動比的分配原則一般如下： （1）各級傳動比都應在常用的合理范圍之內(nèi)，以符合各種傳動形式的特點， 并使結構比較緊湊。 （2） 盡量是傳動結構的尺寸和重量較小。 （3） 盡量使各級大齒輪浸油深度合理。 （4） 使各級傳動比協(xié)調(diào)，結構均稱合理，便于安裝。 除此之外根

18、據(jù)指導書冊可知，蝸桿齒輪減速器中，齒輪傳動比一般為總 傳動比的0.04-0.07倍。 3.2.2.2各級傳動比確定 L =（0.04 ?0.07）21.92 ~ 3.36 取「2 = 2.5 /;=- = 19.18 h 取耳=20 3.3運動學計算 3.3.1各軸輸入功率 電機軸 Pd =1.24（kW） I 軸 Pi = pdrfx = 1.24 x 0.99 = 1.23 kw II 軸 p2 = Pi%% = 1.23 x 0.98 x 0.8 = 0.96 kw III軸 p3 = p2rJitli = 0.96 x 0.98 x 0.97 = 0.91 kw

19、 卷筒軸 pw = = ?91x 0.99 x 0.98 = 0.88 kw 3.3.2 各 電機軸 nd = 940(,*/ min) I 軸 n, = nd = 940(r/min) I【軸 n2 = /! / z, =940/20=47 ( r/min ) III軸 n3=n2//2 =47/2.5=18.8 (r/min) 卷筒軸 =18.8(r/min) 3.3.3各紬轉矩 電機軸"9550許9550唱七6(E) P 1 23 I軸"9550訂9550X麗沁47心) "軸 ^9550r9550x^=195-5GV-w) p o 91 III軸 7；= 95

20、50 -2- = 9550 x — = 464.6(/V ? m) 卷筒軸鼻=9550^955。喘皿0.75(5 運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表: 表3-2傳動與動力裝置運動學參數(shù)表 軸號 功率 P/kW 轉矩17 (Nm) 轉速n/ (r/mi n) 傳動比 效率n 電機軸 1.24 12.6 940 1.00 0. 99 I軸 1.23 12.47 940 20 0. 784 II軸 0. 96 195.5 47 2.5 0. 95 III軸 0.91 464.6 18.8 1.00 0. 97 卷筒軸 0.

21、88 450. 75 18.8 4關鍵零部件的設計與計算 4.1設計原則制定 安全系數(shù)： 對于蝸輪蝸桿傳動副而言，蝸桿齒是連續(xù)螺旋，其材料為較高的剛才所以 失效總是發(fā)生在蝸輪齒而上。蝸輪和蝸桿之間的相對滑動速度較高，產(chǎn)熱量較 大。所以蝸輪齒而容易發(fā)生點蝕以及膠合，很少發(fā)生折斷，所以蝸輪的安全系數(shù) 主要根據(jù)齒而接觸疲勞強度確定，取S=l。 對于齒輪傳動來說，由于所選齒輪為軟齒面，齒輪容易發(fā)生膠合和點蝕按照 齒面接觸疲勞強度設計，按照齒根彎曲疲勞強度校核。S為疲勞強度安全系數(shù)， 設計時按照齒輪材料疲勞極限試驗所取定的失效概率計算齒輪的疲勞強度，取 S=lo 對于軸而言，主要受力

22、為軸承的擠壓，齒輪傳遞時產(chǎn)生的軸向力，徑向力， 軸向力，將這些力向軸線處簡化后得到附加彎矩以及扭矩。所以可以認為軸除了 受過軸線的力之外還受彎矩以及扭矩，所以在進行軸的強度計算時按安全系數(shù) 校核計算。當材料質地均勻、載荷與應力計算較準確，取[s]=1.3~1.5；材料不 夠均勻、計算不夠準確時，可取[S] = 1.5~1.8；材料均勻性和計算精度都很低， 或尺寸很大的轉軸（d>200”〃”），則可取[S]= 1.8?2.5。此處按第一種情況計算， 即[S]=1.3~1.5o 加工X藝制定： 蝸桿：下料、（按正規(guī)定要求坯料要經(jīng)過鍛打處理，為獲取良好的金屬纖維狀） -粗車（要保證同軸度，留

23、2mm的精加工量。）一熱處理調(diào)質處理HRC28-32— 半精車，各部半精車留0.5mm的精車量，車蝸桿部分及兩端退刀槽車至要求， 挑蝸桿、粗挑，不論用分層法切入法等都可（注意在切削過程中不可以讓刀具 三面吃刀，如果三面吃刀有可能產(chǎn)生扎刀）在中經(jīng)處測量留量0.3mm,半精挑留 0.05-0.1mm （為精光留好較好的基礎）一低速精光三面至要求（刀具一定要 鋒利，刃口粗糙度一定要好，一面一而的光。）一精車各部至要求（保證同軸度）。 蝸輪：加工蝸輪毛坯（小批自由鍛）一滾齒，采用基本參數(shù)與工作蝸桿相同的蝸 輪滾刀，按展成法原理（見齒輪加工）切出齒形。如果采用徑向進給法滾齒，則滾 刀與工件按Z2/Z1的

24、傳動比（Z1為工作蝸桿螺紋頭數(shù),Z2為蝸輪齒數(shù)）對滾，兩 者逐漸靠近直到其中心距等于工作蝸桿與蝸輪嚙合時的中心距為止一布齒，提高 齒面質量、改善蝸輪與蝸桿嚙合時的接觸情況 圓柱斜齒輪：加工齒輪毛坯（小批自由鍛）一加工齒面（插齒）一熱處理（大齒 輪正火一小齒輪調(diào)制）一精加工（玳齒） 軸：備料一車右端面、鉆中心孔、調(diào)頭夾外圓車左端面、鉆中心孔一粗車外圓 -銃鍵槽一調(diào)制熱處理改變材料切削性能一精車外圓表面、切退刀槽和倒角、 調(diào)頭切退刀槽一倒角一磨削外圓表而一去毛刺 箱體和箱座：鑄適毛坯一時效?油漆一劃線?粗、精加工基準而一粗、精加 工各平面一粗、半精加工各主要孔一粗、半精加工各次要孔一加工各螺

25、紋、緊固 孔、油孔等?去毛刺一淸洗一檢驗。（平面加工采用普通銃床、孔采用錐床加 工）。 材料的選擇： 蝸桿、軸的材料均采用45鋼，齒輪采用40Cr, 45鋼雖然因硬度不高限制 了承載能力，但易制適、成本低，另外通過熱處理的方式或者增加軸徑（針對于 軸）可以增加其材料性能，所以45鋼可以滿足減速器的工作要求。箱體和箱座 采用HT200即可保證較好的耐磨性、鑄適性和可切削性且吸振性好，成本低。 蝸輪的材料有兩大類：錫青銅和無錫青銅兩大類。錫青銅容易發(fā)生點蝕，不宜 膠合，但是抗拉和抗彎強度較小。而無錫青銅不宜點蝕，抗膠合能力差，但是抗 拉和抗彎強度較大?？紤]到承載能力，而且在保證散熱的情況下，

26、可以防止膠合 的發(fā)生，所以本裝置中輪緣和輪芯分別采用了采了用無錫青ZCuAI9Fe4Ni4Mn2 和45鋼。 4.2傳動設計方案 蝸桿的傳動設計方案： 根據(jù)GB/T 10085—1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。 設計及校核原則：按齒面接觸疲勞強度進行計算，按齒根彎曲強度進行校 核，最后計算熱平衡。 齒輪傳動設計方案： 大小齒輪據(jù)選擇軟齒面即可滿足要求，但熱處理方法不同。大齒輪正火、小齒 輪調(diào)制，可以得到HBX- HB2= 50旳s的硬度差（小齒輪齒根薄，受載次數(shù)多， 可以使大小齒輪壽命接近：減小膠合的危險）。 設計及校核原則：軟齒面點蝕為主，以齒而接觸疲勞強度設計，齒根接

27、觸疲 勞強度校核。 圓柱齒輪采用斜齒輪。相對于直齒輪，斜齒輪有以下優(yōu)點： （1） 斜齒輪的嚙合性好，傳動平穩(wěn)、噪聲小。 （2） 斜齒輪重合度大，降低了每對齒輪的載荷，提高了齒輪的承載能力。 （3） 斜齒輪不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)少。 4.3蝸輪蝸桿輪傳動設計計算 4.3.1蝸輪竭桿傳動參數(shù)設計 （1）選擇材料、精度等級和蝸桿頭數(shù) 材料：蝸桿：蝸桿傳遞功率不大，速度中等，故蝸桿用40Cr,調(diào)質 處理：蝸輪：無錫青銅ZCuA19Fe4Ni4Mn2,金屬膜鑄造。輪芯用灰鑄鐵 HT100制造。 （2） 精度等級：初選取8級 （3） 蝸桿頭數(shù)：由 i=20,取 Z]=2,則 Z2= i

28、xzi=40 取 Z2=40o 則 i=40/2=20, Ai = |20-19.18|/19.18<0.05,所以傳動比符合要求。 （4） .按齒而接觸疲勞強度進行計算 初選m、q、山，根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞 強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。 計算公式 m3q > 9.47 cos ykT丄― )2 (mm3) Z2 0]” ① 由 Pl 10 表 7-9 得：9.47COS Y =9.26 ② 確定載荷：K=Ka?心?Kv 由于所用為電動機，由《機械設計》Pu)9查表7-6取Ka=1-4 因載荷工作性質穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)K=1.35

29、 預估 V2W3m/s,取 21.05,則 K=l.4x1.35x1.05=1.98 確定作用在蝸輪上的轉距T2=195500N?mm 確定彈性系數(shù)因選用的是無錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配 查表 P1117-7 得 ZE=156 “ 確定蝸桿許用應力[gH] 比=5.2x107“碾= 5.2x10* x940x^152.04 =2.61加/s 由 Pill 表 7-9 可知[oH]=300-25Vs=30-25x2.61=292MPa ③ 計算m3q m3q^9.26x1.98xI95500x (156/ (40x292) )2=639 ④ 查 P106 表 74 取 m3q=64

30、0,貝【J m,3.5, di=40mm, q=10。 (4) .蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸 ① 中心距 a = 0.5 x (% + “2) = 0 5 x (40 +160) = 100加加， 取 a= 100mm 變位系數(shù)X=0 ② 蝸桿：頭數(shù)zi=2,直徑系數(shù)10,仏=40〃"" daX =d〔 + 2ha,m = 40+ 2x1x4 = 48 -2x4x(14-0.25) = 30 分度圓導程角 Y =arctan (zi/q) =arctan (2/10) =11.31： ③ 蝸輪蝸輪齒數(shù) z2=40： 蝸輪分度圓直徑d2=mxZ2=4x40= 160mm

31、 t/a2 =t/,+2x4xl = 160 + 8 = 168 J/2=^2-2x4x(1 + 0.25) = 160-10 = 150 ④ 確定精度等級 V2=7rn2(12/60x 1000=3.14x47x 160/60x 1000=0.39m/s <3m/s 故初選8級精度等級合適。 ⑤ 校核Vs 滑動速度：vs=V2/siny =O.39/sin 11.31=1.99m/s <3m/s 4.3.2校核齒根有曲瘦勞強度 校核公式: 1.64K7； dxd2m (1) 當量齒數(shù) Zv=Z2/cos3 Y =37/cos31131=42.4,由此,査 P

32、iio 表 7-8 可得齒形系數(shù)Yr=1.72 (2) 螺旋角系數(shù) Yp=1-y/140 =0. 92 (3) 許用彎曲應力 1.64x1.98x195500 40x160x4 x 1.72x0.92 = 39 MPa I。 xL25 = 66MPa 5.4 xlO7 (4) 代入公式可求得彎曲應力 [aF]=(0.25

33、8圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，蝸桿表面粗糙度為6.3, 蝸輪表面粗糙度為6.3。側隙種類為F,標注為9fGB/T 10089—1988<> (6) .嚙合效率計算 tan^ =0.8 tan(/ + ^v) 燕山大學課程設計說明書 攪油效率〃2 =0.99 滾動軸承帀3 =0.98 77 = 0.79 (7) .熱平衡核算 由于摩擦損耗的功率P產(chǎn)PQ-炳,則產(chǎn)生的熱流量 耳=1000P(l_?7) P—— 桿傳遞的功率，"為嚙合效率。 以自然冷卻方式，能從箱體外壁散逸到周圍空氣中去的熱流疑為 H2=kdA(t-t0) kd——箱體的散熱系數(shù)，可取褊=15爐/

34、(”?C). A——散熱面積，箱內(nèi)能濺到，而外表面又可為周圍空氣所冷卻的箱體 表面面積，單位為m，, t—油的工作溫度，S為周圍空氣溫度。 按熱平衡條件比=比,可求得在即定工作條件下的油溫 在本次設計中：周圍空氣溫度ro=20C, 蝸桿的功率Pi=1.04kW,通風良好，所以取Kd=15W/ (m2?C) 箱體面積 A=033[a/100]L75=0.33 m2 則工作油溫為 (=20* = 58 ?<80oc 15x0.33 所以滿足溫度要求。 4.4第二級齒輪傳動設計計算 4.4.1第二級齒輪傳動參數(shù)設計 (1)選取齒數(shù)：第二級閉式軟齒面小齒輪選擇依據(jù)同上，在滿足彎

35、曲強度 的條件下齒數(shù)一般為20?40,第二級小齒輪選擇齒數(shù)=25 大齒輪齒數(shù)63 Y < 5%所以，滿足要求。 (2) 選取螺旋角： 螺旋角過小，斜齒輪的優(yōu)點不明顯，過大則軸向力增大。一般件的螺旋 角在8 ~25之間，在此初選螺旋角0=10 (3) 齒寬系數(shù) 由于小齒輪為硬齒輪，大齒輪為軟齒輪，兩支撐相對小齒輪 做不對稱布置，查《機械設計》P94表6-7,巾d取0.7-1.15,由于硬度不 同，取值偏上，令仏=1 (4) 按齒而接觸強度設計 由公式進行試算，即 厲] ① 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值，初定小齒輪分度圓直徑 i. 確定載荷系數(shù)k a. 使用系數(shù)K, 由于

36、動力機為電動機，工作機為中等振動，由《機械設計》P82,表 6-4 查得 K, = l b. 動載系數(shù)Kv 估計圓周速度v=4zn/s,吃3〃加=0.92加/,由《機械設計》圖6-11(b) 查得動載系數(shù)龜,=1.07。 c. 齒間載荷分配系數(shù)K. K.可由重合度查表可得，對于圓柱齒輪，為％和切之和， a =[1.88-3.2(— + —)] cos 0 Z3乙 =[1.88 - 3.2(— + 63)] coslO = 1.67 勺=沁=宦乩3“"旦血10。= 1.4 “+切=1.67 + 1.403 = 3.07由《機械設計》Pgj圖6-13査得K=L42 d. 齒

37、向載荷分布系數(shù)K” 由《機械設計》P*s圖6-17,在非對稱布置（軸剛性大），軟齒面， 尺寬系數(shù)^ = 1.0的前提下，查得0 = 1.18 故，A： = lxl.07xl.42xl」8 = 1.79 ii. 求ZE ZH Zt Zfi a. 確定彈性系數(shù)Z 由于大齒輪和小齒輪均采用45號鋼。由《機械設計》P&7表6-5查得材料的 彈性系數(shù)Ze = 189.85/碩’ b. 確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z〃 0 = 10。，屯=乞=0,由《機械設計》P*7圖6-19選取節(jié)點區(qū)域系數(shù) Z” = 2.46 o c. 確定重合度系數(shù)乙 d. 螺旋角系數(shù)Z” Zp = Jcos0

38、= VcoslO0 = 0.99 ZnZHZrZ/? = 189.8x2.46x 0.77 x 0.99 = 356VMP iii. 許用接觸疲勞強度[<7H]=血―險 a.齒輪的接觸疲勞強度極限：由《機械設計》圖6-27查得 小齒輪，=240 （調(diào)質），： 大齒輪，=190 （正火）,。 24 N3 =60n,jLh =60x47x8x300x8 = 5.41xl07 b.應力循環(huán)次數(shù)為 N4 =r=2-2xl0? 其中，分別為小齒輪，大齒輪轉速，j為小齒輪每轉一圈同一齒面嚙合的 次數(shù)，為齒輪的工作壽命。 由《機械設計》圖6-25查接觸疲勞壽命系數(shù) Khns

39、= 1 ?26 取失效概率為1%,安全系數(shù)S“=I,則得, 0“]=筆嚴=6曲心” 0]h3 = 1.26x 550 = 693(MPa) [ct]H4 =1.14x450 = 513(MPa) iv. 各項參數(shù)已求得，初算小齒輪直徑 12x1.793x195500 V L0~ 2.52 + 1 x 2.52 X(書|)2 =77.8("") v. 計算圓周速度： v = — = 0.2(加 /s) < 4加 / s 60x1000 修正載荷系數(shù) 按vZ5//^=0.05m/s,由《機械設計》圖6-11(b) 查得動載系數(shù)＜=1.01 (8)

40、校正計算的分度圓直徑/ d；=〃3 =77.8 x 命獸= 76.3("〃”) 至此可得，速度系數(shù)Kv修正后，小齒輪直徑最小值是76. 3mm ②確定各尺寸參數(shù) i ?選定法而模數(shù)叫 「=空込69.945化30](””) Z3 25 通過查閱《機械設計》表6-1,取標準值加”=3.5 ii.確定中心距 a = 3x(25 + 5嚴=ye 佃, 取a =i60mm 2cosl0 iii.按圓整后的中心距修整螺族角 iv.計算分度圓直徑 叫 Z3 3.5x25 0=arccos 空空勺= 15.7。 = —-—r = — = 90.89(""“) cos0 co

41、s05.7) , niZ. 3.5x75 ___ _、 cos0 cos（15.7。） v.計算齒輪寬度 = —= 二=229.05(”"”) 萬=必?為=1.0 x 90.89 = 90.89("””) 圓整取勺=91〃〃“，為了保證完全嚙合，取$=97"" 4.4.2第二級齒輪傳動強度校核 竺■殳? * bdzmn 弘恥" ra 2攵% jz Y y Y Fa、?丿缶 / r i 莎嚴?m ?石兀s （1）各項參數(shù)計算 ① 重合度系數(shù)電 Ye = 0.25 + = 0.25 + — = 0.7 . 1.67 ② 螺旋角系數(shù)鄉(xiāng) R 17 1 磊"Lg麗

42、皿6 (由于 e=1.404>l,按=1計算) ③ 計算當量齒數(shù)，查取齒形系數(shù)和應力修正系數(shù) cos0 = 27.59 Zj/4 = cos3/? = 82.76 由《機械設計》圖6-21查得齒形系數(shù) 企=2.6 Y叫=2.26 由《機械設計》圖6-22查得應力修正系數(shù) — 1.58 匚=1?72 （2）許用齒根彎曲疲勞強度［帀］=巾叮際 ①彎曲疲勞強度極限 齒輪的彎曲疲勞強度極限：由《機械設計》圖6-28查得 小齒輪=550 （調(diào)質），： 大齒輪=450 （正火），。 ② 疲勞壽命系數(shù) 由《機械設計》圖6-26按2V3=3.65xlOK,2V4=1.2

43、1xlO7 ,分別查得彎曲疲 勞壽命系數(shù)： KfN3 = 1 K 卜l =1.0 ③ 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1%,安全系數(shù)Sf = 1,得 故, ]=550 xl.0 = 550( MPa) crF4]=450x1.0 = 450(MPa) 校核彎曲強度 2x1,793x195500 102.3x102.3x4 x 2.60 x0.7xl.58 x 0.86 = 59.86(MPa)  巧乂 =49.56(MPa)滿足彎曲強度，故所選參數(shù)合適,第二級齒輪設計完畢 4.5軸的計算 軸徑初估的原則可以按照許用切應力計算，因為按照許用切應力算只

44、需 要知道轉矩的大小，方法簡單，但計算精度比較低。在設計軸時，應保證尺寸 的合理性，從材料的選擇到軸徑的初估，都要有一定的裕度，保證其安全可靠 性。在保證可靠性的同時，又要考慮經(jīng)濟性，雖然增大軸徑是增強軸剛度非常 有效的辦法，但軸徑太大會增加減速器整體的重屋，消耗的功率會增加，成本 也會大大增加，因此設計時應該在保證安全性的基礎上，盡量使軸徑最小，以 節(jié)省成本，保證經(jīng)濟性。 4.5.1輸入軸設計 1. 輸入軸上的轉速、功率、和轉矩 q =940/7 min =1.23 尿 2. 切應力法初定最小軸徑 選取軸的材料為45鋼(調(diào)質)，根據(jù)《機械設計課程設計指導手冊》公式“n 初步計算軸徑

45、。 軸受彎矩時C = 118,且因軸上有單鍵槽，增大軸徑的3%,故得: 1 23 > 1.23x118xM = 12.91(wm) V 940 輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑/與聯(lián)軸器的 孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 查《機械設計課程設計指導手冊》表15-5,選LT2型彈性套柱銷聯(lián)軸器 型號 額定轉 矩 軸孔直 徑 / mm LT3聯(lián)軸器 31.5 16 42  益::冷加23沁 第一軸段 為了保證足夠的強度，所以第一軸段的內(nèi)徑選擇16mm,因為軸長比聯(lián)軸器 短 2mm。所以 1 l=42mm。 第二軸段

46、 為〒滿足聯(lián)軸器的軸向定位，有 d2=4+(6~8) = 22~24(加加)，由于，此軸段上有密封裝置(密封裝置為標準 因此, 伽-匕厶=16 +14 +16 = 46mm 件，其內(nèi)徑末位為0, 2, 5, 8), 第三軸段 第三段軸為放宜圓螺母和止動墊片設計。查《機械設計課程設計指導手冊》可知選取 M27X1.5型號的圓螺母和止動秀片。所以 d3=24mm, 13=20mm。 第四軸段 該為軸承軸段，需要考慮軸承的選擇。初步選擇角接觸球軸承 因軸承同時受有徑向力和較大的軸向力。 由《機械設計課程設計指導手冊》續(xù)表16-1 (0) 2系列： 軸承型號 d / mm

47、 D/ nun B/ mm 7206C 30 62 16 所以 d4=30mm b=62mm 第五軸段 第五段軸的作用是安裝甩油環(huán)，此段軸與第四段軸形成非定位軸肩，所以 ds=dt+ (3-4) =34mm, lEOmm 第六軸段 第六段軸的作用主要是與第五段軸形成定位軸肩，對甩油環(huán)起到軸向定位 的作用。其長度大約為8到10mm。所以 cU=ds+ (6-8) =4Omni, h=10mm。 第七軸段 第七軸段為過渡軸段，將蝸桿部分與前端部分相連接，其直徑比蝸桿 的直徑小，長度為自然形成。所以 d7=45mm. 18=29. 45mm 第八軸段 該是加工蝸桿的

48、，其最大直徑是蝸桿的齒頂圓直徑，長度是蝸桿有效長 度加一定的余量。所以 d8=48mm, l8=70nim 第九段軸、第十段軸、第十一段軸與第七段軸、第六段、第五段軸相同。即： d9=d7, 1尸17： diFde, le=16: dit=ds, ln=15< 第十二軸段 放7206軸承，直徑由軸承內(nèi)圈確定，所以 燕山大學課程設計說明書 di^BOnuib li2=220nun 第十三段軸與第三段軸相同。即 di3=d3,113=1 4確定軸上圓角尺寸和倒角尺寸 圓角尺寸為R1，倒角尺寸取軸端倒角為1.5x45% 4.5.2中間軸設計 1. 中間軸上的轉速、功率和轉

49、矩 n2 — 47r/min Pz = 0.96 知 3 = 195.5N ?加 2. 切應力法初定最小軸徑dmin 選取軸的材料為45鋼（調(diào)質），根據(jù)《機械設計課程設計指導手冊》公式 dh#—初步計算軸徑。 軸受彎矩時c = 118,故得: ^>119x^^1=32.25(^) 因為有雙鍵，所以最短軸徑需要增大7%,所以，最小軸頸為35nun。 3. 軸的結構設計 （1）根據(jù)軸向定位以及各個標準件的要求確定軸的各段直徑和長度 第一軸段 第一軸段上有軸承，因而其相關直徑應和軸承相配套。 初步選擇滾動軸承： 因軸承同時受有徑向力和軸向力，但軸向力不大，故選用深

50、溝球軸承軸 承。故取= 35mm o 由《機械設計課程設計指導］ F冊》續(xù)表16-1 （0） 2系列： 軸承型號 d / mm DI mtn Bi nvn 6206 30 62 16 對軸承均采用擋油板進行軸向定位。 所以 dl=35mm, li=50mm 第二軸段為安裝蝸輪輪緣，與第一段軸形成非定位軸肩，蝸輪輪緣 探出此第二段軸2mm。所以 d2=35+ (2-3) =37mm, l2=54-2=52mm 第三軸段 第三軸段的主要作用是為蝸輪輪緣和小齒輪提供定位軸肩，因為小齒輪 不能和蝸桿的軸承座干涉，所以， + (3 ?8)=43(nim), l3=35

51、mm 第四軸段 第四軸段與第三段軸形成定位軸肩，所以 d4 — 37mm , Lt =100-2 = 98mm 第五軸段 該軸段安放軸承:所以 ds = 30/w/w Ls =17 + 16 + 10—3 = 40?nw (2) 確定軸上圓角尺寸和倒角尺寸 圓角尺寸為R1,倒角尺寸取軸端倒角為1.5x45% 4.5.3輸出軸設計 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑厶與聯(lián)軸 器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 查《機械設計課程設計指導手冊》表15-5,選LT3型彈性套柱銷聯(lián)軸器 型號 額定轉 矩 TJ(Nm) 軸孔 直徑 /mm 軸度/

52、 LT7聯(lián)軸器 ——-6^/14323 - 2002 7540x112 500 45 112 1.輸出軸上的轉速、功率、和轉矩: n3 =18.8/7min 馬=0.91尿 A=464.6N ?加 2.切應力法初定最小軸徑此?, 選取軸的材料為45鋼(調(diào)質)，根據(jù)《機械設計課程設計指導手冊》公 式dn 初步計算軸徑。 軸受彎矩時c = 118,且因軸上有單鍵槽，增大軸徑的3%,故得: 1.23xll8xJ—= 43.7(mm) V 18.8 3. 軸的結構設計 （1）根據(jù)軸向定位以及軸上零件的要求確定軸的各段直徑和長度 第一釉段 第

53、一軸段和聯(lián)軸器相配合，因為軸長比聯(lián)軸器短2mm,所以 di=45mnb li=65mm<> 第二軸段 為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，此段與一段形成定位軸肩，此軸段上有密封 裝置（密封裝置為標準件，其內(nèi)徑末位為0, 2, 5, 8）,所以 d2=48mni, l2=45mni 第三軸段 第三軸段為軸承軸段，需要考慮軸承的選擇。初步選擇滾動軸承： 因軸承同時受有徑向力和軸向力，但軸向力不大，故選用深溝球軸承。 由《機械設計課程設計指導手冊》續(xù)表16-1 （1） 0系列： 軸承型號 d / mm D! mm B/ mm 6110 50 80 16 所以 d3=50mm

54、. l3=40mm 第四軸段 該為過度軸，與第五段軸形成定位軸肩，大齒輪的端面與此軸的一側緊密 貼合，并且需要保證大齒輪的中心面和小齒輪的中心面平齊。所以 d4=60mm, 14=89mm。 第五軸段 第五段軸與第四段軸形成定位軸肩，且大齒輪探出此軸2imn。所以 d5=56mm, 15=78mm。 第天軸段 第六軸段安裝軸承，所以 d6=50mm, 16=45 mm （2）確定軸上圓角尺寸和倒角尺寸 圓角尺寸為R1,倒角尺寸取軸端倒角為1.5x45% 4.6鍵的選擇及鍵聯(lián)接的強度計算 4.6.1權聯(lián)接方案選擇 常用鍵連接的對比 對于普通平鍵：A型普通平鍵（圓頭）的軸上

55、鍵槽用指狀銃刀在立式銃床 上銃出，槽的形狀與鍵相同，鍵在槽中固定良好，工作時不松動，但軸上鍵槽 端部應力集中較大。B型普通平鍵（方頭）軸槽是用盤狀銃刀在臥式銃床上加 工，軸的應力集中較小，但鍵在軸槽中易松動，故對尺寸較大的鍵，宜用緊定 螺釘將鍵壓在軸槽底部。 半圓鍵連接活工作法理與平鍵連接相同。軸上鍵槽用與半圓鍵半徑相同的 盤狀銃刀銃出，因此半圓鍵在槽中可繞其幾何中心擺動以適應輪轂槽底面的斜 度。半圓鍵連接的結構簡單，制適和裝拆方便，但由于軸上鍵槽較深，對軸的 強度削弱較大，故一般多用于輕載連接，尤其是錐形軸端與輪轂的連接中。 楔鍵的上下表而是工作而，鍵的上表面和輪轂鍵槽底面均具有1:10

56、0的 斜度。裝配后，鍵楔緊于軸槽和轂槽之間。工作時，靠鍵、軸、轂之間的摩擦 力及鍵受到的偏壓來傳遞轉矩，同時能承受單方向的軸向載荷。 切向鍵由兩個斜度為1:100的普通楔鍵組成。裝配時兩個楔鍵分別從輪 轂一端打入，使其兩個斜面相對，共同楔緊在軸與輪轂的鍵槽內(nèi)。其上、下兩 面（窄面）為工作面，其中一個工作面在通過軸心線的平面內(nèi)，工作時工作而 上的擠壓力沿軸的切線作用。因此，切向鍵連接的工作原理是靠工作面的擠壓 來傳遞轉矩。一個切向鍵只能傳遞單向轉矩，若要傳遞雙向轉矩，必須用兩個 切向鍵，并錯開120度-135度反向安裝。切向鍵連接主要用于軸徑大于 lOOmni、對中性要求不高且載荷較大的重型機

57、械中。 綜上可知，A型普通平鍵加工簡單，固定方便穩(wěn)定可靠等優(yōu)點，所以該傳動裝置 選取A型普通平鍵。 4.6.2 St的尺寸選取 I軸鍵槽部分的軸徑為16mm,軸長為38mm所以選擇普通圓頭平鍵 鍵 A5X30 GB/T 1096-79 II軸左右兩端鍵槽部分的軸徑為36mm、40mm,軸長分別為60mm、 94mm,所以選擇普通圓頭平鍵 左端 鍵 A10X30 GB/T 1096-79 右端 鍵 A12X70 GB/T 1096-79 III軸安裝聯(lián)軸器處的軸徑為38mm,軸長為65mm,所以選擇普通圓頭 平鍵，安裝齒輪部分的軸徑為56mm,軸長為87mm,所以選擇普通圓頭平

58、 鍵 A10X50 GB/T 1096-79 鍵 A16X63 GB/T 1096-79 鍵的校核 假定載荷在鍵的工作而上均勻分布，普通平鍵聯(lián)接的強度條件 查表得，鋼材料在靜載荷下的許用擠壓應力為125~150\IPa,所以取 輸入軸、I、II、III、輸出軸的轉矩分別為： 7； = 12.6N?m 7；=12.47V-m 7； = 195.5^m 7； = 464.6N-m Tc= 450.757V- m (1)、輸入軸上鍵的強度計算 鍵所能傳遞的轉矩為： 5x30xl6xl50=90iV-w>7；=12.6.V-m (2)11軸上蝸輪處鍵的強度計算 鍵所能傳遞的轉矩

59、為: (3) 11軸上齒輪端鍵的強度計算 鍵所能傳遞的轉矩為: I2 x 70 x 40xl50=1260jV-m>7；=195.52V-m (4) 111軸上低速級齒輪端鍵的強度計算 鍵所能傳遞的轉矩為: (5) 輸出軸上鍵的強度計算 鍵所能傳遞的轉矩為: r=^lj[aJ=^xl6x63x56xl50 = 2116.8Af-m>7；=464.6jV-m 故鍵符合要求。 4.7滾動軸承選擇及軸的支撐方式 軸承的選擇： 傳動裝置采用蝸桿-齒輪減速器傳動，軸上滾動軸承既受徑向力也承受軸 向力。則滾動軸承選擇方案如下： ?方案I選用深溝球軸承 深溝球軸承主要承受徑向

60、載荷和一定的雙向軸向載荷，極限轉速高，結構 簡單，價格低廉。 ?方案II選用角接觸球軸承 角接觸軸承能同時承受較大的徑向載荷和單向軸向載荷，宜成對使用，適 用于旋轉精度高的支承。 軸承型號 d / mm D/ nun B/ mm 6110 50 80 16 輸出軸： 由《機械設計課程設計指導手冊》續(xù)表16-1 (1) 0系列: 在本減速器中，所有的軸均受到徑向力以及軸向力，但是由于中間軸上存 在蝸輪和齒輪，軸向力較小。從經(jīng)濟和安全方向上考慮，輸入軸和輸出軸選用 角接觸球軸承，中間軸采用深溝球軸承。根據(jù)實際使用要求以及經(jīng)濟性要求， 選用寬度系列窄(0)直徑系列輕(2

61、)的軸承所選軸承各項參數(shù)見下表： 輸入軸： 由《機械設計課程設計指導手冊》續(xù)表16-1 (0) 2系列: 軸承型號 d / mm D/ nun B/ mm 7206c 30 62 16 中間軸: 由《機械設計課程設計指導弓 F冊》續(xù)表16-1 (1) 0系列： 軸承型號 d / mm D/ mm Bl nun 6107 35 62 14 支撐方式： 主要有以下三種支承結構的基本型式： ?方案I兩端固定支承(兩支承端各限制一個方向的軸向位移) 此種支承形式可以在安裝或檢修時，通過調(diào)整某個軸承套圈的的軸向位置, 使軸承達到所要求的游隙或預緊量。

62、軸承能夠限定軸的位置，多采用角接 觸軸承組成固定支承，適用于對旋轉精度要求高的機械。 ?方案II固定-游動支承(一端固定一端允許游動) 此種支承方式中軸的軸向定位精度取決于固定端軸向游隙的大小，游動端 能夠實現(xiàn)對軸的長度變化的補償。其運轉精度高，對各種工作條件的適應 性強。 ?方案III兩端游動支承（兩端都不對軸作精確定位） 此種支承方式常用于軸的軸向位置已經(jīng)由其他零件所限定的場合（例如雙 斜齒輪傳動）。幾乎所有不需要調(diào)整的軸承，均可作游動支承。其不需要精 確的限定軸向位置，因此安裝時不必調(diào)整軸承的軸向游隙，即使處于不利 的發(fā)熱狀態(tài)，軸承也不會卡死。 對于輸入軸：因為該軸較長，軸的熱膨

63、脹伸長量可能大，如果采用兩端固 定結構，軸承就會收到較大的附加軸向力，使軸承運轉不靈活，甚至卡死壓壞。 為了避免這種情況，該軸的軸承采用一端固定，一端游動的方案。固定端采用 兩個角接觸球軸承，在兩軸承內(nèi)環(huán)之間必須墊一個套筒，保證兩軸承外端面 互不接觸，以便調(diào)整軸承間隙。當發(fā)熱量不大時，也可以采用兩端軸承固定的 結構。 對于中間軸和輸出軸：采用兩端固定的支撐方式。在受徑向力和軸向力聯(lián) 合作用時，多采用該種支撐方式。這種支撐在安裝和檢修時，可以通過調(diào)整某 個軸承套圈的軸向位置，是軸承達到所要求的游隙或預緊量。 5傳動系統(tǒng)結構設計與總成 5.1裝配圖設計及部件結構選擇、執(zhí)行機械設計標準與規(guī)范

64、 5.1.1裝配圖整體布局 裝配圖在A0大圖的布局如圖所示: 50 nj 0 * a j d 冃g ?尸 ? ?? ? v.JVu ?*?. 5.1.2軸系結構設計與方案分析 因為本減速器是蝸桿齒輪減速器，所以輸入軸和輸出軸是交錯的關系，將蝸桿下 置可以保證蝸桿在低速重載情況下，保證蝸輪蝸桿的潤滑，散熱好。 軸承的軸系固定方式： 內(nèi)圈的固定：彈性擋圈（固定方法不能承受軸向力）、調(diào)節(jié)螺釘和調(diào)整蓋固定 （這種裝置便于在箱外進行軸承游隙的調(diào)節(jié)。調(diào)節(jié)螺釘應有防松措施，加工較麻 煩，成本高）、圓螺母和止動墊圈

65、固定方法（軸承內(nèi)圈由軸肩和鎖緊螺母實現(xiàn)軸 向固定。并有止動墊圈防松，安全可靠）。 軸承外圈：多用端蓋和套杯 5.1.2.1高速軸結構設計與方案分析 聯(lián)軸器的軸向固定采用定位軸肩，周向固定采用鍵連接。固定端的軸承一 側用圓螺母和止動墊圈固定，另一側用套杯和套筒固定，這樣可以承受較大的  軸向力。游動端軸承一側用套筒固定，一側用圓螺母和止動墊圈固定，安全可 靠。 5.1.2.2中間軸結構設計與方案分析 蝸輪和齒輪的軸向定位均采用鍵連接的方式，蝸輪的軸向定位采用定位軸 肩和套筒，齒輪的軸向定位采用定位軸肩和擋油板。兩端軸承固定方式一致, 一側用擋油板固定，一側用端蓋固定。

66、 5.1.23低速軸結構設計與方案分析 聯(lián)軸器的軸向固定采用定位軸肩，周向固定采用鍵連接。蝸輪的軸向定采 用鍵連接的方式，軸向定位采用定位軸肩和擋油板。兩端軸承固定方式一致, 一側用擋油板固定，一側用端蓋固定。 5.2主要零部件的校核與驗算 5.2.1軸系結構強度校核（選擇低速軸進行校核） （1）.整體受力圖如下： （3）垂直面受力圖: （4） 計算斜齒輪上的三個力： Ft=2TJdx=2^\2470 / 90.89 = 2743.9N = tana/cos0 = 2743.9xtan2O/cosll.31 = lO18.1N 打=刁 tan 0 = 2743.9 X tan 11.31 = 54&8N ma = Falxd2/1 = 548.8x229.05 / 2 = 62851.32N ? mm （5） 計算軸承反力 水平面 二型=沁込型也—55.3N