減速器的課程設(shè)計(jì)

1、 第 - 21 -頁(yè)目 錄設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 2第一部分 3傳動(dòng)方案 3原動(dòng)機(jī)選擇 3傳動(dòng)裝置總體傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配 4運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 5第二部分 6 減速器外傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì) 6 選擇聯(lián)軸器 6 減速器內(nèi)傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì) 7 高速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì) 7低速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì) 11軸的設(shè)計(jì)及校核 16 中間軸軸承的校核 21中間軸鍵的校核 21第三部分 22參考資料 22 第一部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)一、 傳動(dòng)方案（已給定）1） 減速器為兩級(jí)展開(kāi)式圓柱斜齒輪減速器。2） 方案簡(jiǎn)圖如下：計(jì) 算 與 說(shuō) 明結(jié)果二、原動(dòng)機(jī)選擇（Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)）1）選擇電機(jī)類(lèi)型： 電機(jī)類(lèi)型很多，因本課程設(shè)計(jì)對(duì)電機(jī)

2、無(wú)特別要求，所以一般選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī) （3. P.273.）2）選擇電機(jī)容量：(1)工作機(jī)所需的工作功率Pw：對(duì)卷?yè)P(yáng)機(jī)給定： 起吊重量F=2800（N），起吊速度v=01.4(m/s) Pw = Fv/1000=3.920kw(2)電動(dòng)機(jī)所需的功率Pd: Pd = Pw/a a 傳動(dòng)裝置的總效率。 a =1·2·3·g 式中：1、2、3、g分別為軸承、齒輪傳動(dòng)、聯(lián)軸器、滾筒與軸 承的傳動(dòng)效率。 可查：1. P.7.表1. 及 P.12. a =13·22·32·g =0.983×0.972×0.992

3、15;0.96 =0.8332（其中10.98, 2=0.97,30.99, g0.99）Pd = Pw/a3.92/0.8332=4.705=4.705kw(3)電機(jī)的額定功率Ped:應(yīng)略大于Pd，機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)P167即應(yīng)： Ped Pd =5.5kw3）確定電機(jī)轉(zhuǎn)速nm（nm 電機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速）： 同類(lèi)型、同容量的電機(jī)有幾種同步轉(zhuǎn)速（3000，1500，1000，750 r/min） 同步轉(zhuǎn)速 電機(jī)尺寸、重量、價(jià)格，選擇時(shí)應(yīng)綜合考慮。 (1)傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的合理范圍ia： ia= i1·i2·i3· ii 各級(jí)傳動(dòng)副傳動(dòng)比的合理范圍 1. P.7. 表

4、1. 二級(jí)圓柱 i= 840 ia= i= 840 (2)工作機(jī)轉(zhuǎn)速n： 在本課程設(shè)計(jì)中，可按下式確定： n = 60×1000V/D=76.43r/min V 帶速或起吊速度，m/s D 卷筒或滾筒直徑，mm (3)電機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍nd： nd = ia·n=（840）×76.43r/min =（6113057）r/min (4)確定電機(jī)轉(zhuǎn)速nm a在nd中，選定電機(jī)的同步轉(zhuǎn)速： 考慮到經(jīng)濟(jì)性，選擇：nm=960r/min b按nd、Ped 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè). P.291. 選定電機(jī)型號(hào)。 選擇機(jī)座號(hào)：Y132M2-4 c記下電機(jī)的外形尺寸，軸伸尺寸，鍵接

5、尺寸，滿載轉(zhuǎn)速。中心高H外形尺寸L×（AC/2+AD）×HD地腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K132475×347.5×315216×14012軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD38×8010×41三、傳動(dòng)裝置總體傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配 1）傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比ia： 由電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm及工作轉(zhuǎn)速n確定： ia = nm/n = i1·i2 in ii 各級(jí)傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比。 對(duì)于此減速器：ia = nm/n=12.56 2）傳動(dòng)比的分配 1. P.1519. 記：i減,i1,i

6、2 減速器的總傳動(dòng)比，高速級(jí)及低速級(jí)的傳動(dòng)比。 對(duì)展開(kāi)式兩級(jí)圓柱齒輪減速器： 宜：i1 = i2 = i減/i1 取1.31.4的中間值1.35,得：i1=4.20,i2=3.00四運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算：1.各軸的轉(zhuǎn)速：軸 n= nm/i0960/1=960r/min軸 n= n/i1960/4.20=228.57r/min軸 n= n/i2228.57/3.00=76.19r/min卷筒軸 n卷= n/i376.19/1=76.19r/min2各軸的輸入功率：軸 P= Pdo1=4.705×0.98=4.61kw軸 P= P12=4.61×0.98×0.97=4.

7、38kw軸 P= P23=4.38×0.98×0.97=4.17kw卷筒軸 P卷=P34=4.17×0.96=4.00kw各軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：Td =9550×Pd/nm =46.80 N·m軸 T= Tdioo=46.80×1×0.9845.84N·m軸 T= Ti112=45.84×4.20×0.98×0.97183.02N·m軸 T= Ti223=183.02×3.00×0.98×0.97521.93N

8、·m卷筒軸 T卷= Tio34=521.93×1×0.96501.05N·m各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為輸入轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率軸名功率(kW)轉(zhuǎn)矩(N·m)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸4.70546.8096010.98軸4.7054.6145.8444.929604.200.95軸4.474.38183.02179.36228.573.000.95軸4.254.17521.93511.4976.1910.96卷筒軸4.043.96501.05491.0376.19第二部分 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算一減速器外傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)選擇聯(lián)軸器

9、1類(lèi)型選擇： 1）高速軸（電機(jī)軸與軸的）聯(lián)軸器： 彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器 3 P.146.2）低速軸（軸與卷筒軸的）聯(lián)軸器： 凸緣聯(lián)軸器 3 P.142. 2尺寸選擇： 1）估算、軸的軸徑d，d： 軸材料： 一般用45號(hào)鋼 估算公式： dAo 4 P.370.得： d17.22mm d53.61mm對(duì)于d100mm的軸有一鍵槽時(shí)軸徑增大57 有兩鍵槽時(shí)軸徑增大1015則： d18.0818.43mm d58.9761.65mm2）按以下條件選擇聯(lián)軸器 Tca T聯(lián) n n聯(lián) 4 第十四章Tca = KA×T（KA 根據(jù)工作條件取1.5見(jiàn)4.P351） 對(duì)于軸：T聯(lián) 45.98N·

10、m n聯(lián) 1450r/min 對(duì)于軸：T聯(lián) 1386.8 N·m n聯(lián) 45.25r/min 3）把d，d圓整到與聯(lián)軸器孔徑一致，軸徑應(yīng)在聯(lián)軸器孔徑范圍內(nèi)。 3定型號(hào)： 同時(shí)記下聯(lián)軸器的孔徑長(zhǎng)度等。 對(duì)于高速軸和電機(jī)：彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器TL6主動(dòng)端J型軸孔直徑38mm 長(zhǎng)度60mm從動(dòng)端J型軸孔直徑32mm 長(zhǎng)度82mm 對(duì)于低速軸和卷筒軸：凸緣聯(lián)軸器YL12主動(dòng)端J型軸孔直徑60mm 長(zhǎng)度107mm 從動(dòng)端根據(jù)卷筒軸直徑及長(zhǎng)度具體確定二減速器內(nèi)傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)：一、高速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì)（斜齒圓柱齒輪）1）材料、熱處理、精度：材 料：因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45

11、號(hào)鋼熱處理：大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。精 度：軟齒面閉式傳動(dòng)，齒輪精度用8級(jí)2）設(shè)計(jì)過(guò)程：(1)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。初選小齒輪齒數(shù)Z120 大齒輪齒數(shù)Z2Z1×i120×4.20=84 取Z285螺旋角14(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，由式（4.P218 式1021）二減速器內(nèi)傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)：一、高速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì)（斜齒圓柱齒輪）1）材料、熱處理、精度：材 料：因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號(hào)鋼熱處理：大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。精 度：軟齒面閉式傳動(dòng)，齒輪精度用8級(jí)2）設(shè)計(jì)過(guò)程

12、：(1)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。初選小齒輪齒數(shù)Z120 大齒輪齒數(shù)Z2Z1×i120×4.20=84 取Z285螺旋角14確定各參數(shù)的值:1)初選動(dòng)載系數(shù)：試選=1.62)區(qū)域系數(shù)Z：查4.P217圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 3)端面重和度：由4.P215圖10-26得：1=0.75 2=0.85 則=1+2=0.75+0.85=1.60 4)許用接觸應(yīng)力 由圖4.P209圖1021d及圖1021c按齒面硬度查得：（按4.P191表101：小齒輪齒面硬度取240HBS大齒輪齒面硬度取200HBS）小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限：H

13、lim1590MPa(取MQ值)大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限：Hlim2500MPa(取ME和ML的中間偏上值)由4.P206公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×960×1×（2×8×280×8）=2.0644×10N=N1/i1=2.0644×10/4.20=4.9152×10 (i1=)查課本4.P207圖10-19得：K=0.88 K=0.92（取網(wǎng)格內(nèi)的中間值）齒輪的疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用4.P205公式10-12得:=0.88×590=519.2MP

14、a =0.92×500=460MPa 則許用接觸應(yīng)力： =(+)/2=(519.2+460)/2=489.6MPa 5)彈性影響系數(shù)：查課本由4.P201表10-6得： =189.8MP 6)齒寬系數(shù)： 由4.P205表10-7得: =17)傳遞的轉(zhuǎn)矩T1T1=46.80 N·m46800 N·mm(傳遞的轉(zhuǎn)矩即是軸的輸出轉(zhuǎn)矩)代入數(shù)據(jù)得：小齒輪的分度圓直徑d46.89mm從而得： 計(jì)算圓周速度 2.873m/s 計(jì)算齒寬b和模數(shù) 計(jì)算齒寬b b=37.84mm 計(jì)算模數(shù)m 初選螺旋角=14=1.836mm 計(jì)算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=2.25 =2.25×

15、1.836=4.131 = =9.16 計(jì)算縱向重合度=0.318=1.5857 計(jì)算載荷系數(shù)K查4.P193表102使用系數(shù)=1.25(工作時(shí)有輕微振動(dòng))根據(jù),8級(jí)精度, 查4.P194圖10-8得動(dòng)載系數(shù)K=1.15查4.P196表10-4得接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù)K= 1.450查4.P198圖10-13得: K=1.35查4.P195表10-3 得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =1.25×1.15×1.2×1.45=2.5按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=37.84×=43.91計(jì)算模數(shù)= (3) 齒根彎曲疲勞

16、強(qiáng)度設(shè)計(jì)由4.P201公式105彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式確定各參數(shù)的值:1) 確定載荷系數(shù)K： KK K K K=1.25×1.15×1.2×1.35=2.332) 螺旋角影響系數(shù)Y 根據(jù)縱向重合度，從4.P217圖10-28查得： 螺旋角影響系數(shù)Y=0.883)  計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zz/cos20/ cos1421.89  zz/cos132/ cos14144.50 4) 查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y:由4.P200表10-5用插值法得：齒形系數(shù):Y2.7244 Y2.1444  應(yīng)力校正系數(shù):Y1.5689  Y1.82565

17、) 計(jì)算并比較大小齒輪的 由4.P208圖10-20c查得：小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 （取MQ線值）由4.P207圖10-20b查得：大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限（取ME和ML中間偏上值）由4.P206圖10-18查得：彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90 K=0.93(取網(wǎng)格中間值)其中應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N=60nj =60×1450×1×（2×8×365×8）=4.0646×10N=N1/i1=4.0646×10/6.58=6.1773×10 (i1=)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4= 小齒輪的數(shù)值

18、大，故選用代入數(shù)據(jù)得：1.39mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，齒面疲勞強(qiáng)度的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，可以在滿足彎曲疲勞強(qiáng)度的前提下，按由接觸疲勞強(qiáng)度的所確定的分度圓來(lái)計(jì)算齒數(shù)(4) 幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距 a=166.42將中心距圓整為a170取法面模數(shù)為2由a=(其中，6.58)得：22其中16516522143按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos°因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑d=45.33d=294.67計(jì)算齒輪寬度B=圓整得： i1=143/22=6.5傳動(dòng)比誤差為：(6.5-6.58)/6.58=-1.216%修正傳動(dòng)比：i2 =

19、 i減/i132.0584/6.5=4.93軸名功率(kW)轉(zhuǎn)矩(N·m)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸4.730.96145010.99軸4.654.6030.6530.3414506.500.97軸4.514.46193.23191.30223.084.930.97軸4.384.34924.24915.0045.2510.99卷筒軸4.344.25915.00896.7045.25二、低速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì)（斜齒圓柱齒輪）1）材料、熱處理、精度：材 料：因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號(hào)鋼熱處理：大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面

20、。精 度：軟齒面閉式傳動(dòng)，齒輪精度用8級(jí)2）設(shè)計(jì)過(guò)程：（1）設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。初選小齒輪齒數(shù)Z120 大齒輪齒數(shù)Z2Z1×i120×4.93=98.6 取Z299螺旋角14（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，由式（4.P218 式1021） 確定各參數(shù)的值:1)初選動(dòng)載系數(shù)：試選=22)區(qū)域系數(shù)Z：查4.P217圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 3)端面重和度：由4.P215圖10-26得：1=0.765 2=0.9 則=1+2=0.765+0.9=1.665 4)許用接觸應(yīng)力 由圖4.P209圖1021d及圖1021c按齒面硬

21、度查得：（按4.P191表101：小齒輪齒面硬度取240HBS大齒輪齒面硬度取200HBS）小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限：Hlim1590MPa(取MQ值)大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限：Hlim2500MPa(取ME和ML的中間偏上值)由4.P206公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×223.08×1×（2×8×365×8）=6.2534×10N=N1/i1=6.2534×10/4.95=1.2633×10 (i1=)查課本4.P207圖10-19得：K=0.95 K=0.97（取網(wǎng)格內(nèi)的中間值）齒輪的

22、疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用4.P205公式10-12得:=0.95×590=560.5MPa =0.97×500=485MPa 則許用接觸應(yīng)力： =(+)/2=(560.5+485)/2=522.75MPa5)彈性影響系數(shù)：查課本由4.P201表10-6得： =189.8MP 6)齒寬系數(shù)： 由4.P205表10-7得: =17)傳遞的轉(zhuǎn)矩T1T1=191.30 N·m191300N·mm(傳遞的轉(zhuǎn)矩即是軸的輸出轉(zhuǎn)矩)代入數(shù)據(jù)得：小齒輪的分度圓直徑d75.54mm從而得：計(jì)算圓周速度0.882m/s計(jì)算齒寬b和模數(shù)計(jì)算齒寬b b=

23、75.54mm計(jì)算模數(shù)m 初選螺旋角=14=3.665mm計(jì)算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=2.25 =2.25×3.665=8.2463 = =9.16計(jì)算縱向重合度=0.318=1.5857計(jì)算載荷系數(shù)K查4.P193表102使用系數(shù)=1.25(工作時(shí)有輕微振動(dòng))根據(jù),8級(jí)精度, 查4.P194圖10-8得動(dòng)載系數(shù)K=1.08查4.P196表10-4得接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算用的齒向載荷分布系數(shù)K= 1.4616查4.P198圖10-13得: K=1.36查4.P195表10-3 得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =1.25×1.08×1.2×1.4616

24、=2.3678按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=75.54×=79.91計(jì)算模數(shù)=(3) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由4.P201公式105彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式確定各參數(shù)的值:1)確定載荷系數(shù)K： KK K K K=1.25×1.08×1.2×1.36=2.20322) 螺旋角影響系數(shù)Y 根據(jù)縱向重合度，從4.P217圖10-28查得： 螺旋角影響系數(shù)Y=0.883)  計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zz/cos20/ cos1421.89  zz/cos99/ cos14108.37 4) 查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y:由4.P200表10-5用

25、插值法得：齒形系數(shù):Y2.7244 Y2.1733  應(yīng)力校正系數(shù):Y1.5689  Y1.79675) 計(jì)算并比較大小齒輪的 由4.P208圖10-20c查得：小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 （取MQ線值）由4.P207圖10-20b查得：大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限（取ME和ML中間偏上值）由4.P206圖10-18查得：彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.93 K=0.95(取網(wǎng)格中間值)其中應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N=60nj =60×223.08×1×（2×8×365×8）=6.2534×10N=N1/i1=6.2534×

26、;10/4.95=1.2633×10 (i1=)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4= 小齒輪的數(shù)值大，故選用代入數(shù)據(jù)得：2.504mm法面模數(shù)選為4mm，齒數(shù)不變即可同時(shí)滿足由疲勞強(qiáng)度極限所確定的分度圓直徑和由彎曲疲勞強(qiáng)度所確定的最小模數(shù)(4) 幾何尺寸計(jì)算取法面模數(shù)為4 不需改變 20,99中心距a=245.29mm圓整得：a245mm按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos°因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑d=82.35d=407.65計(jì)算齒輪寬度B=圓整得： i1=99/20=4.95傳動(dòng)比誤差為：(4.95-4

27、.93)/4.93=0.4057%總傳動(dòng)比：(143/22)×(99/20)32.175總傳動(dòng)比誤差：(32.175-32.0584)/ 32.0584=0.364%<5%總結(jié)：高速級(jí) z1=22 z2=143 m=2 低速級(jí) z1=20 z2=99 m=4三、軸的設(shè)計(jì)及校核1.選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對(duì)其重量和尺寸也無(wú)特殊要求故選擇常用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理.2.初估軸徑按扭矩初估軸的直徑 ：已有：d18.0818.43mm d58.9761.65mm對(duì)于中間軸：dIIAo=31.807mm對(duì)于中間軸有兩個(gè)鍵槽，最小軸徑應(yīng)增大10%15%則dII35.99

28、36.58mm并考慮到軸I和軸III連軸器的尺寸，?。?dmin=32mm，dmin=60mm3.初選軸承I軸選軸承為6208II軸選軸承為6208III軸選軸承為6214根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:D1=40mmD2=40mmD3=70mm4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）對(duì)于I軸，其安裝軸承的直徑為40mm，而安裝其上的小齒輪的分度圓直徑只有45.33mm,其齒根圓直徑(45.33-2.5×2=40.33mm)到鍵槽底部的距離e<2×mt 4mm,故I軸上的齒輪必需和軸做成一體，其最小軸徑為連軸器軸孔直徑32mm，并考慮到聯(lián)軸器軸端面需要利用軸肩軸向定位，擋油板需要利用軸肩軸

29、向定位(軸承利用端蓋和擋油板軸向定位)軸徑從聯(lián)軸器端到內(nèi)部分別為32mm，38mm，40mm，46mm，齒輪段(齒頂圓直徑49.3mm)，46mm，40mm，各軸徑段長(zhǎng)度由箱體內(nèi)部結(jié)構(gòu)和聯(lián)軸器軸孔長(zhǎng)度確定，長(zhǎng)度分別為80mm，64mm，34mm，101mm，齒輪段(50mm)，6.5mm和34mm，至于軸肩處倒角或圓角查4.P365表15-2如下圖所示：(鍵槽位置未在圖上標(biāo)出) 2）對(duì)于III軸，其最小軸徑為連軸器軸孔直徑60mm，其安裝軸承的直徑為70mm，并考慮到聯(lián)軸器需要利用軸肩軸向定位，擋油板需要利用軸肩軸向定位(軸承利用端蓋和擋油板軸向定位)，齒輪一端面需要利用軸肩軸向定位，軸徑從聯(lián)

30、軸器端到內(nèi)部分別為60mm，66mm，70mm，72mm，88mm，78mm，70mm，各軸徑段長(zhǎng)度由箱體內(nèi)部結(jié)構(gòu)和聯(lián)軸器軸孔長(zhǎng)度確定，長(zhǎng)度分別為105mm，68mm，50.5mm，80mm，15mm，34mm和58.5mm，至于軸肩處倒角或圓角查4.P365表15-2如下圖所示：(鍵槽位置未在圖上標(biāo)出)3）對(duì)于II軸，其最小軸徑為其安裝軸承的直徑40mm，并考慮到擋油板需要利用軸肩軸向定位(軸承利用端蓋和擋油板軸向定位)，兩個(gè)齒輪端面需要利用軸肩軸向定位，軸徑從大齒輪的一端到小齒輪的一端分別為40mm，42mm，50mm，42mm，40mm，各軸徑段長(zhǎng)度由箱體內(nèi)部結(jié)構(gòu)確定，長(zhǎng)度分別為42mm

31、，85mm，11mm，43mm和45mm，至于軸肩處倒角或圓角查4.P365表15-2如下圖所示：(鍵槽位置未在圖上標(biāo)出)5.校核中間軸1）受力分析對(duì)于II軸，其尺寸已經(jīng)確定，如上圖所示，支反力作用點(diǎn)根據(jù)4.P371確定為滾動(dòng)軸承的中心，軸承寬度為18mm，總長(zhǎng)為226mm 由4.P213公式1024得：對(duì)于齒輪1：Ft12×T1/d11311N（d1=143×2/cos1） Fr1Ft1×tann/cos492N Fa1Ft1×tan327N對(duì)于齒輪2：Ft22×T2/d24640N(d2=20×4/cos2) Fr2Ft2

32、5;tann/cos1741N Fa2Ft2×tan1157N將周向力，徑向力，和軸向力的作用線全部移至軸的中心線，其中周向力移動(dòng)所附加的力矩是軸的扭矩TFt×d/2，軸向力移動(dòng)所附加的力矩轉(zhuǎn)換為軸的彎矩M= Fr×d/22）彎矩，扭矩的計(jì)算以機(jī)蓋機(jī)座剖分面為水平面，以垂直于水平面為豎直面分別從前方和上方將軸所受力投影至此二平面：1.在水平面上的投影如下圖：根據(jù)力和力矩平衡條件得：解得：Fx726NFy523N從而得水平方向的彎矩圖如下：2.在豎直面上的投影如下圖：根據(jù)力和力矩平衡條件得：解得：Fx2617NFy3334N從而得豎直方向的彎矩圖如下：則合成彎矩圖：

33、3.扭矩圖如下： 由4.P373公式15-5得：其中取0.6危險(xiǎn)截面如下：W按4.P373表15-4得：W=13569 ca=21.19MPa查4.P362表151得：-1=55MPaca<<-1,故軸滿足要求四、中間軸軸承的校核對(duì)于中間軸軸承6208，查詢3.P101得到：基本額定動(dòng)載荷：Cr29.5kN基本額定靜載荷：C0r18.0kN由上述軸的計(jì)算得，軸II所受軸向力 Fa1Ft1×tan327N（方向向右） Fa2Ft2×tan1157N（方向向左）則左邊的軸承所受軸向力Fa軸承左Fa2Fa1830N右邊軸承不受軸向力Fa軸承右0N由4.P321表135

34、用根據(jù)Fa/C0830/18000=0.04611插值法得：左邊軸承的判斷系數(shù)e0.24611由上述軸II的受力分析所得的支反力：軸I 軸II水平方向：Fx726N Fy523N豎直方向：Fx2617N Fy3334N得：Fr軸承左=2716NFr軸承右=3375N又Fa軸承左/Fr軸承左=830/2716=0.3056> e0.24611得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=0.56,軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=1.7593從而據(jù)4.P320公式138得：左邊的軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷PX×FrY×Fa2981N右邊的軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷PFr軸承右3375N根據(jù)4.P319公式135，得：(因?yàn)槭巧顪锨蜉S承，其中取3，轉(zhuǎn)速n223.08r/min)Lh左邊軸承72405h>L0365×3×2×817520hL