H二級直齒、直連設計方案1

1、h二級直齒、直連設計方案目錄設計原始數(shù)據(jù)1第一章 傳動裝置總體設計方案11.1 傳動方案11.2 該方案的優(yōu)缺點1第二章 電動機的選擇32.1 計算過程32.1.1 選擇電動機類型32.1.2 選擇電動機的容量32.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速32.1.4 二級減速器傳動比分配42.1.5 計算各軸轉(zhuǎn)速42.1.6 計算各軸輸入功率、輸出功率52.1.7 計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩52.2 計算結(jié)果6第三章 齒輪傳動的設計計算73.1高速級齒輪傳動計算73.2低速級齒輪傳動計算10第四章 軸的結(jié)構(gòu)設計及校核154.1 軸的材料選擇及最小直徑的估算154.2 高速軸的結(jié)構(gòu)設計與計算154.2.1 高速軸

2、的結(jié)構(gòu)設計154.2.2軸強度的校核計算174.2.3鍵聯(lián)接選擇與強度的校核計算194.3 中間軸的結(jié)構(gòu)設計與計算194.3.1 中間軸的結(jié)構(gòu)設計194.3.2軸強度的校核計算204.3.3 鍵聯(lián)接選擇與強度的校核計算254.4 低速軸的結(jié)構(gòu)設計與計算264.4.1 低速軸的結(jié)構(gòu)設計264.4.2 軸強度的校核計算274.4.3 鍵聯(lián)接選擇與強度的校核計算294.5軸承的選擇及校核294.5.1軸承的選擇294.5.2軸承的校核294.6 聯(lián)軸器的選擇30第五章 箱體的結(jié)構(gòu)設計以及潤滑密封315.1 箱體的結(jié)構(gòu)設計315.2 軸承的潤滑與密封315.3 減速器潤滑方式32設計小結(jié)33參考文獻3

3、42設計原始數(shù)據(jù)參數(shù)符號單位數(shù)值工作機直徑dmm355工作機轉(zhuǎn)速vm/s1.4工作機拉力fn3000工作年限y年5第一章 傳動裝置總體設計方案1.1 傳動方案 傳動方案已給定，外傳動為電機直連減速器，減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器。方案簡圖如1.1所示。圖 1.1傳動裝置簡圖 展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，故要求軸有較大的剛度。 1.2 該方案的優(yōu)缺點 cad:啾啾315383638減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷

4、沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部分為 y系列三相交流異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。第二章 電動機的選擇 2.1 計算過程 2.1.1 選擇電動機類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為 380v，y 型。 2.1.2 選擇電動機的容量 電動機所需的功率為由電動機到工作機的傳動總效率為式中、分別為軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和工作機的傳動效率。0.99（軸承），0.97（齒輪精度為 8 級），0.99（彈性聯(lián)軸器），0.96（工作機效率，已知），則：=0.85 所以=4.94 根據(jù)機械設計手冊可

5、選額定功率為5.5 kw的電動機。2.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)速 工作機軸轉(zhuǎn)速為=75.32 取二級圓柱齒輪減速器傳動比，則從電動機到工作機軸的總傳動比合理范圍為。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為75.32 =452 1506 r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量減速器的傳動比，選電動機型號為y132m2-6，電機主要技術(shù)參數(shù)如表2.1所示。表2.1 電動機主要技術(shù)參數(shù)電動機型號額定功率kw電動機轉(zhuǎn)速 r/min電動機重量kg傳動裝置的傳動比 滿載轉(zhuǎn)速滿載電流總傳動比y132m2-65.596011.60 68.00 12.75 電動機型號為y132m2-6，主要外形尺寸見表 2.2。圖2.1

6、電動機安裝參數(shù)表2.2 電動機主要尺寸參數(shù)中心高外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸hlhdabkdefg13251531521617812388010332.1.4 二級減速器傳動比分配 按展開二級圓柱齒輪減速器推薦高速級傳動比,取，得4.22 所以3.02 2.1.5 計算各軸轉(zhuǎn)速軸 960.00 軸 227.26 軸 75.32 工作機軸 75.32 2.1.6 計算各軸輸入功率、輸出功率各軸輸入功率軸 =4.89 kw軸 =4.70 kw軸 =4.51 kw工作機軸 =4.42 kw各軸輸出功率軸 =4.84 kw軸 =4.65 kw軸 =4.46 kw工作機軸 =4

7、.38 kw2.1.7 計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩電動機的輸出轉(zhuǎn)矩為49.13 軸輸入轉(zhuǎn)矩48.64 軸輸入轉(zhuǎn)矩197.31 軸輸入轉(zhuǎn)矩571.71 工作機軸輸入轉(zhuǎn)矩560.33 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.99。2.2 計算結(jié)果 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理后填入表 2.3中。 表 2.3 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果軸名功率p（kw）轉(zhuǎn)矩t（nm）轉(zhuǎn)速n傳動比效率輸入輸出輸入輸出r/mini電動機軸4.94 49.13 960.00 1.00 0.99 軸4.89 4.84 48.64 48.15 960.00 4.22 0.96 軸4.70 4.65 197.31 195.34

8、 227.26 3.02 0.96 軸4.51 4.46 571.71 565.99 75.32 1.00 0.98 工作機軸4.42 4.38 560.33 554.73 75.32 第三章 齒輪傳動的設計計算 3.1高速級齒輪傳動計算 選用直齒圓柱齒輪，齒輪1材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，齒輪2材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240hbs。齒輪1齒數(shù)20，齒輪2齒數(shù)85。按齒面接觸強度： 齒輪1分度圓直徑其中：載荷系數(shù)，選1.6齒寬系數(shù)，取1齒輪副傳動比，4.22 材料的彈性影響系數(shù)，查得189.8許用接觸應力，查得齒輪1接觸疲勞強度極限650。查得齒輪2接觸疲勞強度極限600。計

9、算應力循環(huán)次數(shù)：（設2班制，一年工作300天，工作5年）960.00 28300513.82 3.27 查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.95，0.97取失效概率為，安全系數(shù)1，得：617.5582則許用接觸應力=599.75有50.37 圓周速度2.53 齒寬50.37 模數(shù)2.52 5.67 8.89 計算載荷系數(shù)：已知使用系數(shù)1.25；根據(jù)2.53 ，8級精度，查得動載系數(shù)1.05；用插值法查得8級精度、齒輪1相對支承非對稱布置時接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)1.42 ；查得彎曲強度計算齒向載荷分布系數(shù)1.35；查得齒間載荷分配系數(shù)1；故載荷系數(shù)1.86 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑

10、52.98 計算模數(shù)：2.65 按齒根彎曲強度：計算載荷系數(shù)1.77 查取齒形系數(shù)：查得2.80 ，2.21 查取應力校正系數(shù)： 1.55，1.775查得齒輪1彎曲疲勞極限500查得齒輪2彎曲疲勞極限380取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.95，0.97計算彎曲疲勞使用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù)1，得475368.6 計算齒輪1的并加以比較0.0091 0.0107 齒輪2的數(shù)值大則有：1.66 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取模數(shù)2.00 ，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑52.98 來計算應有的齒數(shù)。則有：26.4

11、9 26取26，則109.83 110計算齒輪分度圓直徑：52220幾何尺寸計算計算中心距：=136計算齒輪1寬度：60齒輪2寬度55。3.2低速級齒輪傳動計算選用直齒圓柱齒輪，齒輪3材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，齒輪4材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240hbs。齒輪3齒數(shù)22，齒輪4齒數(shù)67。按齒面接觸強度： 齒輪3分度圓直徑其中：載荷系數(shù)，選1.6齒寬系數(shù)，取1齒輪副傳動比，3.02 材料的彈性影響系數(shù)，查得189.8許用接觸應力，查得齒輪3接觸疲勞強度極限650。查得齒輪4接觸疲勞強度極限600。計算應力循環(huán)次數(shù)：（設2班制，一年工作300天，工作5年）227.26 28300

12、53.27 1.08 查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.97，0.99取失效概率為，安全系數(shù)1，得：630.5594則許用接觸應力=612.25有81.22 圓周速度0.97 齒寬81.22 模數(shù)3.69 8.31 9.78 計算載荷系數(shù)：已知使用系數(shù)1.25；根據(jù)0.97 ，8級精度，查得動載系數(shù)1.05；用插值法查得8級精度、齒輪3相對支承非對稱布置時接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)1.43 ；查得彎曲強度計算齒向載荷分布系數(shù)1.35；查得齒間載荷分配系數(shù)1；故載荷系數(shù)1.87 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 85.58 計算模數(shù)：3.89 按齒根彎曲強度：計算載荷系數(shù)1.77 查取齒形系數(shù)

13、：查得2.72 ，2.26 查取應力校正系數(shù)： 1.57，1.744查得齒輪3彎曲疲勞極限475查得齒輪4彎曲疲勞極限368.6取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.95，0.97計算彎曲疲勞使用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù)1，得475368.6 計算齒輪3的并加以比較0.0129 0.0074 齒輪3的數(shù)值大則有：2.65 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取模數(shù)3.00 ，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑85.58 來計算應有的齒數(shù)。則有：28.53 29取29，則87.50 88計算齒輪分度圓直徑：87264幾何尺寸計算計

14、算中心距：=176計算齒輪3寬度：95齒輪4寬度90。表3.1 各齒輪主要參數(shù)名稱代號單位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距 amm136176傳動比 i 4.22 3.02 模數(shù) mnmm23端面壓力角a2020嚙合角 a2020齒數(shù) z 261102988分度圓直徑dmm52.00 220.00 87.00 264.00 齒頂圓直徑damm56.00 224.00 93.00 270.00 齒根圓直徑dfmm47.00 215.00 79.50 256.50 齒寬 bmm60559590材料 40cr（調(diào)質(zhì)）45鋼（調(diào)質(zhì)）40cr（調(diào)質(zhì)）45鋼（調(diào)質(zhì)）齒面硬度 hbs280hbs2

15、40hbs280hbs240hbs第四章 軸的結(jié)構(gòu)設計及校核 4.1 軸的材料選擇及最小直徑的估算根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按照扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算，即：。算出軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段界面上有一個鍵槽時，d增大5%-7%，當該軸段界面上有兩個鍵槽時，d增大10%-15%。查得a=103126，則取a=110。軸18.93 軸30.18 軸43.03 考慮鍵槽對各軸的影響，則各軸的最小直徑分別為：軸20.25 軸34.71 軸49.49 將各軸的最小直徑分別圓整為：d1=25 mm，d2=35 mm，d3=50 mm。減速器裝

16、配草圖的設計根據(jù)軸的零件的結(jié)構(gòu)、定位、裝配關系、軸向?qū)挾燃傲慵g的相對位置等要求，初步設計減速器裝配草圖。4.2 高速軸的結(jié)構(gòu)設計與計算4.2.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設計高速軸的軸系零件如圖所示圖4.1 高速軸的結(jié)構(gòu)（1）各軸段直徑的確定d11：軸1的最小直徑，d11=d1min=25mm。d12：密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，以及密封圈的標準（氈圈密封），d12=31mm。d13：滾動軸承處軸段，d13=35mm，選取軸承型號為軸承6207。d14：過渡軸段，考慮軸承安裝的要求，根據(jù)軸承安裝選擇d14=42。d15：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。所以軸和齒輪的熱處理工藝

17、相同，均為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。d16：過渡軸段，要求與d14軸段相同，d16=d14=42mm。d17：滾動軸承軸段，d17=35mm。各軸段長度的確定l11：根據(jù)大帶輪或者聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，取l11=40mm。l12：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關系等確定，取l12=58mml13：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l13=30mml14：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取l14=107.5mml15：由小齒輪的寬度確定，取l15=60mml16：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取l16=5mml17：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l17=32mm圖4.2高速軸的尺寸圖表4.1高速軸

18、各段尺寸直徑d11d12d13d14d15d16d17mm25313542524235長度l11l12l13l14l15l16l17mm405830107.5605324.2.2軸強度的校核計算 4.2.2.1軸的計算簡圖 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和不知方式有關。其中l(wèi)1=85.5mm，l2=160mm，l3=58.5。4.2.2.2彎矩圖 根據(jù)上述簡圖，按垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，做出垂直面上的彎矩 mv 圖

19、已知=48.64 ，=48.15 ，齒輪分度圓直徑d=52mm，則935.38 n250.43 n40.07 圖 4.3 軸的載荷分析圖4.2.2.3扭矩圖 扭矩圖如圖4.3所示。 4.2.2.4校核軸的強度取0.3，查得60mpa，t=4mm。13789.38 所以3.09 mpa60mpa故該軸滿足強度要求。4.2.3鍵聯(lián)接選擇與強度的校核計算軸1上的鍵選擇的型號為鍵834 gb/t1096鍵的工作長度為l=l-b/2=34-8/2=26mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150mpa，則其擠壓強度37.42 mpa150mpa滿足強度要求。

20、4.3 中間軸的結(jié)構(gòu)設計與計算4.3.1 中間軸的結(jié)構(gòu)設計中間軸的軸系零件如圖所示圖4.4 中間軸的結(jié)構(gòu)（1）各軸段直徑的確定d21：根據(jù)軸2的最小直徑，滾動軸承處軸段，d21=35mm，選取軸承型號為軸承6207。d22：低速級小齒輪軸段，d22=42mm。d23：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的定位要求d23=50mm。d24：高速級大齒輪軸段，d24=42mm。d25：根據(jù)軸2的最小直徑，滾動軸承處軸段，d25=35mm。各軸段長度的確定l21：由滾動軸承以及裝配關系確定，取l21=37mm。l22：由低速級小齒輪的寬度確定，取l22=95mml23：軸環(huán)寬度，取l23=10mml24：由高速級大齒輪的

21、寬度確定，取l24=53mml25：由滾動軸承以及裝配關系確定，取l25=41.5mm圖4.5中間軸的尺寸圖表4.2中間軸各段尺寸直徑d21d22d23d24d25mm3542504235長度l21l22l23l24l25mm3795105341.54.3.2軸強度的校核計算 4.3.2.1軸的計算簡圖 1.軸上力的作用點位置和支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按計劃原則，應在齒輪寬度的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸上安裝的為軸承型號為6207，查數(shù)據(jù)可知他的負荷作用中心到軸承外端面的距離a=11mm，因此可以計算出支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸。支點跨距l(xiāng)214.5mm

22、。低速級小齒輪的力作用點c到左支點a距離l173.5mm；兩齒輪的力作用點之間的距離l285mm；高速級大齒輪的力作用點d到右支點b距離l358mm。2.繪制軸的力學模型圖初步選定高速級小齒輪為右旋，高速級大齒輪為左旋；根據(jù)中間軸所受軸向力最小的要求，低速級小齒輪為左旋，低速級大齒輪為右旋。根據(jù)要求的傳動速度方向，繪制的軸力學模型圖如下。圖4.6 軸的力學模型及轉(zhuǎn)矩彎矩圖4.3.2.2計算軸上的作用力齒輪2：1852.05 674.09 0.00 齒輪3：4490.48 1634.40 0.00 4.3.2.3計算反支力1.垂直面支反力（xz平面）參照圖b。由繞支點b的力矩和0，得：-1946

23、21.96 因此-898.95 方向向下。同理，由繞支點a的力矩和0得：-13285.01 因此-61.36 方向向下。由軸上的合力0，校核：0，計算無誤。2.水平面支反力（xy平面）參看圖d。由繞支點b的力矩和0，得：2749276.84 因此3462.16 方向向下。同理，由繞支點a的力矩和0得：623599.96 因此2880.37 方向向下。由軸上的合力0，校核：0，計算無誤。3.a點總支反力3576.96 b點總支反力3462.70 4.2.3.4繪轉(zhuǎn)矩、彎矩圖1.垂直面內(nèi)的彎矩圖參照圖c。c處彎矩：-66072.58 -66072.58 d處彎矩-3559.03 -3559.03

24、2.水平面內(nèi)的彎矩圖參看圖e。c處彎矩：-254468.60 d處彎矩：-167061.42 3.合成彎矩圖參看圖f。c處：262906.55 262906.55 d處：167099.33 167099.33 4.轉(zhuǎn)矩圖參看圖g。195335.78 5.當量彎矩圖參看圖h。因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應力視為脈動循環(huán)變應力，折算系數(shù)=0.6。117201.47 c處：=262906.55 287847.25 d處：167099.33 167099.33 4.2.3.5彎扭合成強度校核進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面c）的強度。38.85 mpa根據(jù)選定的軸的材料4

25、5鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得60mpa。因為，因此強度足夠達到要求。4.2.3.6安全系數(shù)法疲勞強度校核對一般減速器的轉(zhuǎn)軸僅適用彎扭合成強度校核即可，而不必進行安全系數(shù)法校核。1.判定校核的危險截面對照彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖和結(jié)構(gòu)圖，從強度、應力集中方面分析，c截面是危險截面。需要對c截面進行校核。2.軸的材料的機械性能根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得640mpa，275mpa，155mpa。取=0.1。3.c截面上的應力因c截面有一鍵槽bh=12mm8mm，t=5mm。所以：抗彎截面系數(shù)6295.73 抗扭截面系數(shù)13569.32 彎曲應力幅41.76 mpa，彎曲平均應力0；扭轉(zhuǎn)切應力幅 7.20

26、 mpa，平均切應力7.20 mpa。4.影響系數(shù)c截面受有鍵槽和與齒輪的過盈配合的共同影響，但鍵槽的影響比過盈配合的影響小，所以只需考慮過盈配合的綜合影響系數(shù)?？梢郧蟪觯?.88，取=2.304，軸按照磨削加工，求出表面質(zhì)量系數(shù)：0.92。因此得出綜合影響系數(shù)：2.97 ，2.39 。5.疲勞強度校核所以軸在c截面的安全系數(shù)為：2.22 8.65 2.15 取許用安全系數(shù)s=1.5，有s，故c截面強度足夠要求。滾動軸承的選擇和校核4.3.3 鍵聯(lián)接選擇與強度的校核計算軸2上低速級小齒輪的鍵選擇的型號為鍵1291 gb/t1096鍵的工作長度為l=l-b=91-12=79mm，輪轂鍵槽的接觸高

27、度為k=h/2=4mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150mpa，則其擠壓強度29.73 mpa150mpa滿足強度要求。高速級大齒輪的鍵選擇的型號為鍵1249 gb/t1096鍵的工作長度為l=l-b=49-12=37mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150mpa，則其擠壓強度63.48 mpa150mpa滿足強度要求。4.4 低速軸的結(jié)構(gòu)設計與計算4.4.1 低速軸的結(jié)構(gòu)設計低速軸的軸系零件如圖所示圖4.7 低速軸的結(jié)構(gòu)圖（1）各軸段直徑的確定d31：滾動軸承軸段，d31=60mm，選取軸承型號為軸承6212。d32：齒輪處軸段，

28、d32=69。d33：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的定位要求d33=75mm。d34：過渡軸段，考慮軸承安裝的要求，根據(jù)軸承安裝選擇d14=69mm。d35：滾動軸承處軸段，d35=60mm。d36：密封處軸段，根據(jù)密封圈的標準（氈圈密封）確定，d36=56mm。d37：軸3的最小直徑，d37=d3min=50mm。各軸段長度的確定l31：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l31=44.5mm。l32：由低速級大齒輪的寬度確定，取l32=90mml33：軸環(huán)寬度，取l33=10mml34：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和大齒輪的寬度確定，取l34=65mml35：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l35=35mml36：由

29、箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關系等確定，取l36=53mml37：根據(jù)減速器的具體規(guī)格確定，取l37=84mm圖4.8低速軸的尺寸圖表4.3低速軸各段尺寸直徑d31d32d33d34d35d36d37mm60697569605650長度l31l32l33l34l35l36l37mm44.59010653553844.4.2 軸強度的校核計算 4.4.2.1 軸的計算簡圖 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和不知方式有關。其中

30、l1=105mm，l2=145mm，l3=79.5mm。4.4.2.2彎矩圖 根據(jù)上述簡圖，按垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，做出垂直面上的彎矩 mv 圖已知=571.71 ，=565.99 ，齒輪分度圓直徑d=87.00 mm，則4331.12 n1533.74 n236.66 圖 4.9 軸的載荷分析圖4.4.2.3 扭矩圖 扭矩圖如圖4.9所示。 4.4.2.4校核軸的強度取0.6，查得60mpa，t=7.5mm。32184.42 所以12.95 mpa60mpa故該軸滿足強度要求。4.4.3 鍵聯(lián)接選擇與強度的校核計算軸端聯(lián)軸器鍵選擇的型號為鍵2084 gb/t1096鍵的工作長度為l=l-

31、b=84-20=64mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=6mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150mpa，則其擠壓強度43.15 mpa150mpa滿足強度要求。4.5軸承的選擇及校核4.5.1軸承的選擇軸選軸承為：6207； 軸選軸承為：6207； 軸選軸承為：6212。 所選軸承的主要參數(shù)見表4.4。表 4.4 所選軸承的主要參數(shù)軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm 基本額定 /kn ddbdada動載荷cr靜載荷c0r6207357217426525.515.26207357217426525.515.2621260110226910147.832.84.5.2軸承的校核查滾

32、動軸承樣本可知，軸承6212的基本額定動載荷cr=47.8kn，基本額定靜載荷cr0=32.8kn。1.求兩軸承受到的徑向載荷fr1和fr2將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中b點總支反力=1639.31 nd點總支反力=2989.93 n。2.由于是直齒傳動，兩軸承不承受軸向力3.求軸承的當量動載荷p根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fp=1.2;x1 =1，x2 =1p1=fp（x1fr1）=1967.17 np2=fp（x2fr2）=3587.92 n4.驗算軸承壽命因p124000h 軸承具有足夠壽命。4.6 聯(lián)軸器的選擇 由于設計的減速器伸出軸50 ，根據(jù)機械設計手冊第五篇-軸及其聯(lián)接表5-2-4選取聯(lián)軸器：主動端：j型軸孔、a型鍵槽、50 、 84從動端：j1型軸孔、a型鍵槽、50、84 j5084選取的聯(lián)軸器為：tl9 gb/t