二級(jí)圓錐-斜齒圓柱

1、機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書系別:班級(jí):姓名:學(xué)號(hào):指導(dǎo)教師：職 稱:目錄1 設(shè)計(jì)任務(wù)書 11.1 設(shè)計(jì)題目 11.2 設(shè)計(jì)步驟 12 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 12.1 傳動(dòng)方案 12.2 該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 13 選擇電動(dòng)機(jī) 23.1 電動(dòng)機(jī)類型的選擇 23.2 確定傳動(dòng)裝置的效率 23.3 計(jì)算電動(dòng)機(jī)容量 23.4 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 34 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 45 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 66 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 86.1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 86.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 86.3 確定傳動(dòng)尺寸 106.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 116.5 計(jì)算錐

2、齒輪傳動(dòng)其它幾何參數(shù) 126.6 齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 137 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 147.1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 147.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 147.3 確定傳動(dòng)尺寸 177.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 177.5 計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 197.6 齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 208 軸的設(shè)計(jì) 208.1 高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 208.2 中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 278.3 低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 349 滾動(dòng)軸承壽命校核 419.1 高速軸上的軸承校核 419.2 中間軸上的軸承校核 439.3 低速軸上的軸承校核 44十鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算 4510.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核

3、4510.2 高速軸與小錐齒輪鍵連接校核 4610.3 中間軸與低速級(jí)小齒輪鍵連接校核 4610.4 中間軸與大錐齒輪鍵連接校核 4610.5 低速軸與低速級(jí)大齒輪鍵連接校核 4710.6 低速軸與鏈輪鍵連接校核 47十一聯(lián)軸器的選擇 4711.1高速軸上聯(lián)軸器 47十二減速器的密封與潤(rùn)滑 4812.1 減速器的密封 4812.2 齒輪的潤(rùn)滑 4812.3 軸承的潤(rùn)滑 48十三減速器附件 4813.1 油面指示器 4813.2 通氣器 4913.3 六角螺塞 4913.4 窺視孔蓋 4913.5 定位銷 5013.6 啟蓋螺釘 50十四減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 50十五設(shè)計(jì)小結(jié) 51參考文獻(xiàn) 5

4、2設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1 設(shè)計(jì)題目二級(jí)圓錐-斜齒圓柱減速器，拉力 f=2000n,速度v=0.6m/s,直徑d=280mm ,每天工作小時(shí)數(shù)： 8 小時(shí)，工作年限（壽命） ： 10 年，每年工作天數(shù)： 300 天，配備有三相交流電源，電壓380/220v。1.2 設(shè)計(jì)步驟1 .傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2 .電動(dòng)機(jī)的選擇3 .確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4 .計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5 .鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6 .減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算7 .傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8 .滾動(dòng)軸承校核9 .鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)10 .聯(lián)軸器設(shè)計(jì)11 .潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)12 .箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1 傳動(dòng)方案?jìng)鲃?dòng)方案已給定，后置外

5、傳動(dòng)為鏈傳動(dòng)，減速器為二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器2.2 該方案的優(yōu)缺點(diǎn)二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速機(jī)承載能力強(qiáng)，體積小，噪聲低， 適用于入軸、出軸成直角布置 的機(jī)械傳動(dòng)中。和齒輪傳動(dòng)比較，鏈傳動(dòng)可以在兩軸中心相距較遠(yuǎn)的情況下傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力；能在低速、重載和高溫條件下及灰土飛揚(yáng)的不良環(huán)境中工作；和帶傳動(dòng)比較，它能保證準(zhǔn)確的平均傳動(dòng)比傳遞功率較大，且作用在軸和軸承上的力較小；傳遞效率較高，一般可達(dá)0.950.97;鏈條的較鏈磨損后，使得節(jié)距變大造成脫落現(xiàn)象；安裝和維修要求較高。三選擇電動(dòng)機(jī)3.1 電動(dòng)機(jī)類型的選擇按工作要求及工作條件選用三相異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380v, y系列。3.2 確定傳動(dòng)裝置的

6、效率查表得：聯(lián)軸器的效率：y 1=0.99滾動(dòng)軸承的效率：y 2=0.98滑動(dòng)軸承的效率：y k=0.97閉式圓柱齒輪的效率：y 4=0.98閉式圓錐齒輪的效率：y 3=0.97鏈傳動(dòng)的效率：y c=0.96工作機(jī)的效率：y w=0.97上=mx殖x%x9/小k% x加=0-83.3 計(jì)算電動(dòng)機(jī)容量工作機(jī)所需功率為fxv 2000x0.6 年二同二io而=ukw電動(dòng)機(jī)所需額定功率工作轉(zhuǎn)速:60x1000x7 60x1000x 0.6% =n=而=40,95 叩 m如 irxd irx280/經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，鏈傳動(dòng)比范圍為：26,二級(jí)圓錐齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：616,因此理論傳動(dòng)

7、比范圍為：1296?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=iaxnw=(1296)x 40.95=491-3931r/min 。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī) 型號(hào)為：y100l-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率pen=1.5kw,滿載車t速為 nm=940r/min ,同步轉(zhuǎn)速為 nt=1000r/min 。力殺電機(jī)型號(hào)額定功率(kw)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1132s-81.57507102y100l-61.510009403y90l-41.5150014004y90s-21.530002840電機(jī)主要尺寸參數(shù)圖3-1電動(dòng)機(jī)l.中心高外形尺寸地腳安裝尺 寸地腳螺栓孔

8、 直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸hlx hdax bkdx efx g100380 x 245160x 1401228 x 608x 243.4 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比(1)總傳動(dòng)比的計(jì)算14由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 nw ,可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:k 940兒.一 40.9522-955(2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比取鏈傳動(dòng)比：ic=3錐齒輪(高速級(jí))傳動(dòng)比it - 0.25 x i = 2則低速級(jí)的傳動(dòng)比為i2 = 3.83減速器總傳動(dòng)比i i ix ij 7.66四計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速:福林 r/珊卿打 940n = = = 470 tp

9、wti- 1氐速軸：na 47071出=7=荻=12工72印用工作摭% 12272n,-7 = -= = 40t91rpm(2)各軸輸入功率:旗別隔mbhi酬搠叫二p.x以獷怫xq98x朔川柵蟒力打mx朽1業(yè)現(xiàn)x現(xiàn)力肺itt： % 二 3 艘以心 %=1.35 x 0.96 x 0.58 x 0.97 x o,w=1.2w則各軸的輸出功率：秘檔“和38e4期w/&xll98=uw e j躥叱蟲xo%13m a u工懶力力xo38=u酬(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電枚孰% =pd= 9550000x = 9550000 x15,一-t-t - 15239.36a1* mm940產(chǎn) j.1.48=955i

10、00c x = 9550000xt- = 15036.17ar* mmn940y141=2865螂前中同掰 77 =9550000x= 9550000x 470* n7 470jjpj7懶簿 = 9550000x- = 9550000x-1應(yīng)122/2idp1.35二 105056230 網(wǎng)譏i ”“ -12工作機(jī) 7t, = 9550000x = 9550000x 顯40.91；：二 28012711af mm則各軸輸出轉(zhuǎn)矩:p；145=幽咖口廁加麗=雨3”，1.38中間輒 t= 9550000 x = 9550000x = 2804043a 伽“470rf位132限速軸:t= 955000

11、0x = 9550000x ； = 10272l64w , mm應(yīng) /122j2p 118工作機(jī) rr= 9550000 x = 9550000x 坐=275458,32jv-麗笊40.91各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速 n/(r/min)功率p/kw轉(zhuǎn)矩 t/(n?mm)電機(jī)軸9401.515239.36高速軸9401.4815036.17中間軸4701.4128650低速軸122.721.35105056.23工作機(jī)40.911.2280127.11五鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算(1)確定鏈輪齒數(shù)由傳動(dòng)比取小鏈輪齒數(shù)z1=25,因?yàn)殒溳嘄X數(shù)最好為奇數(shù)，大鏈輪齒數(shù)z2=ixz1=75,所以取z2=

12、77o實(shí)際傳動(dòng)比i=z2z1=3.08(2)確定鏈條型號(hào)和節(jié)距查表得工況系數(shù) ka=1.1小鏈輪齒數(shù)系數(shù)：ks = l22取單排鏈，則計(jì)算功率為：友=匕 x & x p = li x 1,22 x 13&sw = 1.812w選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距：根據(jù) pca=1.812kw, n1=122.72r/min ,查圖選擇鏈號(hào) 10a-1,節(jié)距 p=15.875mm。(3)計(jì)算鏈長(zhǎng)初選中心距a0 = 40xp =40x 15,875 = 635mm則，鏈長(zhǎng)為：4 = 2* % + 空+苧+震 x(等)f p 2 口口 12*71/15.8752635 2 xz /= 132,714 節(jié)取lp=133

13、節(jié)采用線性插值，計(jì)算得到中心距計(jì)算系數(shù)f1=0.24532則鏈傳動(dòng)的最大中心距為：amax = /；xpx2xlp-(z1 + zj = 0.24532 x 15.87s x2x 132714- (25 + 77) =636.46mm計(jì)算鏈速v,確定潤(rùn)滑方式z1xnxp 25 x 122.72xls.875 工廠 _ n pi t60 x1000 =60x1000=按v=0.812m/s,鏈號(hào)10a,查圖選用滴油潤(rùn)滑。(4)作用在軸上的力1.35嬴=1663月有效圓周力p1000x- = 1000x v作用在軸上的力& * 115 xj = 1.15 x 1663=1912iv鏈輪尺寸及結(jié)構(gòu)分

14、度圓直徑=126.73fflffl15,875心一.08(口一.平西=鄧9由 皿三)sinm六減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）選用直齒圓錐齒輪傳動(dòng)，壓力取為a =20。（2）參考表10-6選用7級(jí)精度。（3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40cr （調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286hbs,大齒輪45 （調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255hbs（4）選小齒輪齒數(shù) z1=33,則大齒輪齒數(shù) z2=z1xi=33x 2=67。6.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-29）試算小齒輪分度圓直徑，即*/zfj x畋（1-。5東僚產(chǎn)x/l 叫）1）確定公式中的各參數(shù)值

15、試選kht=1.3計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩55，叫廠9對(duì)叫1.48948=15c36.17a1* ton查表選取齒寬系數(shù) 。r=0.3由圖10-20查得區(qū)域系數(shù) zh=2.5由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8vmpa。計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。h由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為屈加1= 600刖新物而2 = 550mpa由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：= 60xnxj xlh = 60x 940 x 1 x 8 x 300x 10 = 1.354x 10ghl 1354x10*2=6.768 x10s由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)=。，99% 降8;二 1。5

16、4取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,得0,994x6001=596mp 口11跖;出吐1054x55052 = r = = 580 超f”j1取bh1和bh2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,勿= 580mp 口2)試算小齒輪分度圓直徑比-j 平府 x1 -q5x 中 oh /49.42mmsi 4x1,3x15036.17/2,5xl89,82=+ 0.3x(l-0,5x0,3)2x2x i-580-j(2)計(jì)算圓周速度vdml = x (1 - 05 x 器)=49,42 x (1 - 0.5 x 0r3) = 42,01ff x x n irx 42.01x940 =60 x 10

17、00 = 60 x 1000(3)計(jì)算當(dāng)量齒寬系數(shù)()db 二五 x d* x - = 0.3 x 4942 x -= 16.576mmb 16.576%二晨二二如9(4)計(jì)算載荷系數(shù)查表得使用系數(shù)ka=1.25查圖得動(dòng)載系數(shù)kv=1.092取齒間載荷分配系數(shù)：kha=1查表得齒向載荷分布系數(shù)：kh3 =1.26實(shí)際載荷系數(shù)為除=m * 1,25 x 1.092 x1 xl26 = 1.72(5)按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑=49.42 x = 54254fflffl, jl-rsji(6)計(jì)算模數(shù)必 54,254mt =1.64mm 33取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3mm 。6.3確定傳動(dòng)尺寸(1)實(shí)際

18、傳動(dòng)比z2 67u-2,q3mm % 33(2)大端分度圓直徑d; = z2xm = 67x3 = 201ffl)r(3)齒寬中點(diǎn)分度圓直徑tfml = dj x(l - 0,5 x(pr) = 99 x (1 - 0,5 x 0,3) = 84,15mr?i喘=di x (1 - 0.5 x 器)= 201 x(l -0,5 x 0,3) = 170.85mm(4)錐頂距為fl = yx 拙+ 1 = yx v2,032 +1 = 112.02mm(5)齒寬為b =xs = 03x 112,02 = 33j60fflnt取 b=34mm6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度kker 1% = 0.85x

19、6xmx(l-0.5%)xyax 蹴-感1)k、b、m和e r同前2)圓周力為2x7；2x1503617.f = 、= w47n- di x (1-0,5) 99x(1-0,5 x 0.3)-齒形系數(shù)yfa和應(yīng)力修正系數(shù) ysq當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：對(duì) 33zvi 7t7 - tttzz 0 36,78cds(0) cos26222大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：z2 67% = 151.46cos(s2) ros63.77b查表得：= 2432, l = l855ysal = l657/ % = 216由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為= 5q0mp。.fim2=由圖10-22

20、查取彎曲疲勞系數(shù)kfjv1 = 0.88/ k嘏產(chǎn) 0912取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.25,由式(10-14)得r 1k.k /1tmi 0.88x500 t廣一一 = s- = 3s2mpaii研= 277mpa/丫 口 x 外 1由2 0912 x 3805二-l25齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核55kxr0.85 x b / 拒乂 (1 一 05口點(diǎn))x 匕口 x 乂垢=2107ufpa % = 352mpu?？诠。心=2405lmp。b26.031mmmm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù) kha =1.2由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，得齒向載荷分布系 數(shù) kh3

21、 =1.417由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)%& x %)(除支 x 心=125 x 1.012 x 12 x 1.417 = 11513)由式(10-12),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑di - d / x4)確定模數(shù)dj a)s0 30.789x casl3均 -32-0.937mm, 4&nn 2mm7.3確定傳動(dòng)尺寸(1)計(jì)算中心距口 =合霜j皿。8m破為16加機(jī)(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=3c0s2 xa= 14368 即3=14 227(3)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑32x2 - 一，,“ = 66.。67加機(jī) cosfi cos 14.3688z, xm 123 x 212。

22、二右臉:25溺%(4)計(jì)算齒寬力二4小 & = 66.07 mm取 b1=75mmb2=70mm7.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為2xkxtxyfakysaxyxy cos%試選載荷系數(shù)kft=1.31)k、t mn和di同前齒寬 b=b2=70齒形系數(shù)yfa和應(yīng)力修正系數(shù) ysq當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：32 = cosu4.36b8： = 35201大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：句 123- 12 礪 二 cos 14.3688 .135305由圖10-17查得齒形系數(shù)1 = 2492,l = z1q2由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)匕時(shí)= 1,6351ysa2 = 1896由式(10-1

23、8),可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)ye&=arrtan(tan x cos = arrtaji(ttml43688sx cdj20.592) = 13.485,fa 1638為 cos213,485017830.75 = 025+- = 0.67 ca由式(10-19),可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)y3814.36881-少岔-2m9xb。=0.688由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為玩:忙=5&0mpa 即:加工=jsomhra由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)km = 0.912,= 01918取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.25,由式（10-14）得r . xjjy

24、i x 01912 x 500= j =1= 364.8mpajjs u wlkryj x 甌所2 0,918 x 380岫=5=乃=279ampc齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核2 xkxr x注m x lnl xrx xcos2= 18.85 af2 x/cx71 x匕皿x匕醴x匕x耳x cos2p(pd x me x w：=19,097 afpa cff2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。7.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸(1)計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高%=mx% =2mm%m x sk +啜)=2.5mmh = (ha 4- hf) = m x (2& + 4) =

25、 4.5mm(2)計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑dfll = dj + 2 x ha = 70.07mmdn2 - d2 + 2 x = 257r94(3)計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑% 二 d1 - 2 x /= 61,07ffi?ndf2 -d2-2xhf = 24b.94m?i注:h；n=1.0r 4=0257.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)代號(hào)名稱計(jì)算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m22螺旋角3左 14 227右 14 227齒頂局系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z32123io b7570齒頂局hamx ha*22齒根高h(yuǎn)fmx (ha*+c*)2.52.5分度圓直徑d66.0672

26、53.944齒頂圓直徑dad+2x ha70.07257.94齒根圓直徑dfd-2 x hf61.07248.94八軸的設(shè)計(jì)8.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 n=940r/min ;功率 p=1.48kw;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩 t=15036.17n?mm(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為b=60mpa(3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取a0=112。h 1.48由于最小軸段截面上要開 1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大 5%四汽=(1 + 0t05)x 13.03 = 13.63mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為25m

27、m故取dmin=25確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度。圖8-1高速軸示意圖d12,為了使所選的軸直徑 d12與聯(lián)tca = kax t,查表，考慮載荷1）輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 變動(dòng)微小，故取 ka = 1.3,則：按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩 tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)gb t4323-2002或設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用lx2型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為25mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為62mm。選用普通平鍵，a型鍵，bxh = 8x7mm（gb t 1096-2003）,鍵長(zhǎng) l=45mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和

28、軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) d23 = 30 mm ,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30207,其尺寸為dxdxt = 35x 72x 18.25mm ,故d34 = d56 = 35 mm。由手冊(cè)上查得 30207型軸承的定位軸 肩高度 h =15mm ,貝u d67=30mm。3）軸承端蓋厚度 e=12,墊片厚度at=2,根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離k=24,則=4+g +12+k = 2+12 + 12 + 24 = 50 mm4）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a 1 =10mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體

29、內(nèi)壁一段距離a,取a =10mm ,小齒輪輪轂寬度 l=36mm,則|a4 = t = 18,25?fi7 = d +j1 +i = 10 + 10+ 36 = 5725 m用至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段123456直徑253035403530長(zhǎng)度605018.274.21557.2(5)軸的受力分析高速級(jí)小齒輪所受的圓周力匕=2x3 = 357押 煮高速級(jí)小齒輪所受的徑向力建=& x tana x cosfil = 117iv高速級(jí)小齒輪所受的軸向力二 & x taw xsin61 = 57nfae=fa1=57n第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離 l1=89.12mm,軸承中點(diǎn)到齒輪

30、中點(diǎn)距離 l2=91.25mm,齒 輪受力中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離 l3=48.75mm軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力， 其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。 通常把軸當(dāng)做置于錢鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)計(jì)算作用在軸上的支座反力軸承a在水平面內(nèi)的支反力% 乂隼 - % x % s7x顰t17x 48.75i=sns- e 皿軸承b在水平面內(nèi)的支反力rsh=f -% = 117-3622 = 153,22n軸承a在垂直面內(nèi)的支反力f3 48.75 = ftlx357x -= 190.73.軸

31、承b在垂直面內(nèi)的支反力rs7 = 一(& += -c357+19073) = -547j3w軸承a的總支承反力為：ra = m + 囁=j-3622 葉 19073 口 = 194.14w軸承b的總支承反力為：rs = jr品 + 段小 任-22=+-547.731二 568.76n繪制水平面彎矩圖截面a在水平面內(nèi)彎矩= on*mm截面b在水平面內(nèi)彎矩盍8415%h = -, xt3+ffllx = -117x48js + 57x= -3305.48jv mmdil- fa a t|截面c在水平面內(nèi)彎矩兀 84.1smcli =%)( * = 57 x - = 2398285?-兩根截面d在水

32、平面內(nèi)彎矩m期=0n 京陽(yáng)繪制垂直面彎矩圖截面a在垂直面內(nèi)彎矩瓦爐二0w,川機(jī)截面b在垂直面內(nèi)彎矩“卯=r& x/: = 190,73 x 9125 = 174tj411af* mm截面c在垂直面內(nèi)彎矩截面d在垂直面內(nèi)彎矩m抑=on9mm繪制合成彎矩圖截面a處合成彎矩眼=j% +%=，(0尸+ (0戶=盹麗截面b處合成彎矩mff = j 嵋廿 + m短=v(-3305.48)h(1740411)2 = 1771523.mm截面c處合成彎矩此二 j峪十峪 二2398.2郎+ (0尸= 2398.28-mm截面d處合成彎矩/二1% + 混= j(期 +(0尸= 0n /用繪制扭矩圖7 = 1503

33、&17n，tn粗計(jì)算當(dāng)量彎矩圖截面a處當(dāng)量彎矩mva =+(0.6 乂 15036.17?二90217w mm截面b處當(dāng)量彎矩mvs = v17715.233 +(0.6x 15036,17? = 1988015ff mm截面c處當(dāng)量彎矩mvc 二收 +(產(chǎn)= 72393.28:+(0,6x15036.17)2 = 9335.03jv- mm截面c處當(dāng)量彎矩蜘。二 陶+ &），二鹿初而a而西=90217w伽1圖8-2高速軸受力及彎矩圖(6)校核軸的強(qiáng)度因b彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故 b為危險(xiǎn)剖面其抗彎截面系數(shù)為rxd3 jix35sw= 3232=4207.11mm3抗扭截面系數(shù)為ff xd3=

34、_ = b414.22wi3最大彎曲應(yīng)力為m二.=4j3mpd w剪切應(yīng)力為l=-r = 1.71wpa wt按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理， 故取折合系數(shù)a =0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為+ x(axi)2 - 5.19a/pa查表得45調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限 (rb=640mpa,則軸的許用彎曲應(yīng)力(r-1b=60mpa , (t ca jox=1659 ml由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=35mm(4)確定軸的直徑和長(zhǎng)度圖8-3中間軸示意圖1)初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力

35、的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) dmin = 16.59 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取圓錐滾子軸承30207,其尺寸為d x dxt = 35x 72 x 18.25mm，故d12=d56 = 35 mm。2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑 位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度d45 = 42 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定 b2 = 42 mm,為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取145 = 40 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)r,由軸徑d45 =42 mm查表，取h = 5 mm ,則軸環(huán)處的直徑 d34 = 52 mm。軸環(huán)寬度b 1.

36、4h,取l34 = 33 mm。3)左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。4)考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 75 mm,為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故 取l23 = 73 mm , d23=42mm。已知高速級(jí)大齒輪輪轂寬度為b2 =42mm ,為了使擋油環(huán)端面l45=40mm , d45=42mm?？煽康膲壕o齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取5）取低速級(jí)小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a 1 =10 mm ,高速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a 2=12.5 mm,高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離a3=15mm?？紤]箱體的

37、鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離a ,取a = 10 mm ,則l = l = t+4+i + 2 = 18.25+10 + 10 + 2 = 4025 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段12345直徑3542524235長(zhǎng)度40.27332.640.440.2（5）軸的受力分析高速級(jí)大齒輪所受的圓周力工 -ftl =2x3 = 335n高速級(jí)大齒輪所受的徑向力目1 二 % x 拉用。x 第$61 = 54a1高速級(jí)大齒輪所受的軸向力% =% * tam x sinfil = 109a!低速級(jí)小齒輪所受的圓周力（d3為低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑）t286502 x

38、 = 2 x 7- = 867.301n dnodi v 0 /低速級(jí)小齒輪所受的徑向力tana2州20立% 二 % x= 867.301 x -77 = 325e65n由 cos &ros 14.36880低速級(jí)小齒輪所受的軸向力七二& x k點(diǎn)二 867,301 x fanl4.3688 = 222nfae=fa2-fa3=-113n軸承壓力中心到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離l1=68.2mm，低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離l2=89.3mm ,高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=52mm軸承a在水平面內(nèi)支反力?. l._ rr2 l + i2 ! + rc2 x325.865 x 6

39、3.2 - 54 k (682 + 89.3) + 109 x - 222 x68.2 4-89.34-s2=75n軸承b在水平面內(nèi)支反力3%-3f = 325,865-(75)- 54 = 7軸承a在垂直面內(nèi)支反力7 x【二 + 5r x+ ij) 867.301 x 68.2 + 335 x (63.2 + 893)“ = h + 1=68.2 + 89.3 + 52軸承b在垂直面內(nèi)支反力南 x & + %) + % x lj 867,301 x (89.3 + 52) + 335x 521168.2 + 89.3 + 52=66冊(cè)軸承a的總支承反力為：& 二帆 +跖,= j(75 + (

40、53守= 539.2娟軸承b的總支承反力為：rs =+用小 炳兩麗 =69644用計(jì)算水平面彎矩截面a和截面b在水平面內(nèi)彎矩此刊=%反=0截面c右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩%尸治產(chǎn)x 52) = twin * fflffi截面c左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩由170.85mchr = fa2 xf 一見附乂 0= 109x(75 x 52) = 5411afbmm截面d右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩而66,067以廣二出曰*1* 一心 x? = 197 x 6s.2-222x-= 6102iv*m?7i截面d左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩小 小xl物x6rh34肺me.繪制垂直面彎矩圖截面a在垂直面內(nèi)彎矩此爐二%爐二0m *mm截面c在垂

41、直面內(nèi)彎矩mb = rav x ia = 534 x 52 = 27768科mtn截面d在垂直面內(nèi)彎矩mav = % xl= 668 x 68.2 = 45558： hhif.繪制合成彎矩圖截面a和截面b處合成彎矩m=me = 0j * 加?1截面c右側(cè)合成彎矩 w+肘)二式-3900)2 + (27768)2 = 2804道網(wǎng)用截面c左側(cè)合成彎矩mc = ；(5411p +(27768)工二 28290if*mm截面d右側(cè)合成彎矩為害=也= js102 (45558尸=4596sjv- mm截面d左側(cè)合成彎矩% =照工囁=,(13435?+ (45558尸=曾49 骯 mm轉(zhuǎn)矩北二28650

42、科州沆計(jì)算當(dāng)量彎矩截面a和截面b處當(dāng)量彎矩截面c右側(cè)當(dāng)量彎矩%” =樣石 + (妙=1/2804f+(0.6x286s0)2 = 3289lv mm截面c左側(cè)當(dāng)量彎矩mvc =，唯 +血工=1/282902 + (0.6x28650r = 331034 -附n截面d右側(cè)當(dāng)量彎矩%踮=f+頌2 = ；459652+(0.6x 28650)2 = 49074n mm截面d左側(cè)當(dāng)量彎矩出睦=小唯+(妙=,4749即+(06x 28650 產(chǎn)=505131v mm圖8-4中間軸受力及彎矩圖(6)校核軸的強(qiáng)度因d彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故d為危險(xiǎn)剖面其抗彎截面系數(shù)為w= 3232=4207.11mm3抗扭截面系數(shù)為xda=_ = b414.22wi3最大彎曲應(yīng)力為剪切應(yīng)力為ti = = 3 am pa wt按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)a =0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為+ 4 x