大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)二級減壓器課程設(shè)計(jì)

1、目 錄一、 設(shè)計(jì)題目-1二、 傳動方案的分析和擬定-1三、 電動機(jī)的選擇-2四、 總傳動比的計(jì)算和各級傳動比的分配-4五、 傳動裝置運(yùn)動及動力參數(shù)計(jì)算-3六、 傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算-5七、 軸的計(jì)算設(shè)計(jì)及聯(lián)軸器、鍵連接的選擇-13八、 滾動軸承的選擇和計(jì)算-27九、 鍵連接的校核計(jì)算-30十、 潤滑和密封選擇-31十一、參考資料-32十二、減速器相關(guān)圖-33一 設(shè)計(jì)題目設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動裝置：一、已知條件1）運(yùn)輸帶工作拉力：40002）運(yùn)輸帶工作速度：V0.7m/s3）卷筒直徑：400mm4）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35C；5）使用折舊期：9年；6

2、）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；7）動力來源：電力，三相交流，電壓380/2208）運(yùn)輸帶速度允許誤差：5；9）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。二、設(shè)計(jì)內(nèi)容1、減速器裝配圖1張2、零件工作圖3張3、設(shè)計(jì)說明書1份二 傳動方案的擬定帶式輸送機(jī)傳動裝置傳動方案 二級展開式圓柱齒輪傳動圖帶式輸送機(jī)由電動機(jī)驅(qū)動。電動機(jī)1 通過聯(lián)軸器 2將動力傳入減速器3，再經(jīng)聯(lián)軸器4 將動力傳至輸送機(jī)滾筒5，帶動輸送帶6 工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級為斜齒圓柱齒輪傳動，低速級為直齒圓柱齒輪傳

3、動。三 電動機(jī)的選擇(1) 工作機(jī)所需功率： 式中，F(xiàn)為工作機(jī)的阻力，為工作的線速度，為工作機(jī)的效率。(2) 計(jì)算總效率從設(shè)計(jì)手冊表，查得0.99， 0.99，0.99，0.96，由設(shè)計(jì)要求可知，需要3對軸承，2對聯(lián)軸器，2對齒輪傳動，所以電動機(jī)至工作機(jī)之間傳動的總效率為0.990.990.990.960.8764(3) 電動機(jī)所需功率：4、工作機(jī)的轉(zhuǎn)速：5、電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍：由于設(shè)計(jì)的是二級展開式圓柱齒輪減速器，按照工作機(jī)轉(zhuǎn)速要求和傳動機(jī)構(gòu)的合理傳動比范圍，可以推算電動機(jī)的轉(zhuǎn)速的可選范圍=3533.44=300.96836r/min式中，為電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍，為圓柱齒輪傳動比范圍。(6)

4、電動機(jī)型號的選擇輸送機(jī)滾筒的轉(zhuǎn)速r/min電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍(r/min)上式中，為圓柱齒輪傳動比范圍，為電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。故，電動機(jī)的同步轉(zhuǎn)速應(yīng)選取r/min根據(jù)工作條件：每日兩班制工作，傳動不可逆，有輕微沖擊,電動機(jī)所需功率kw，電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速r/min,應(yīng)選用Y系列三項(xiàng)異步電動機(jī)，型號為Y132S-8，其主要性能數(shù)據(jù)如下：電動機(jī)額定功率kw電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速r/min電動機(jī)滿載電流A四 計(jì)算總傳動比及分配各級傳動比傳動裝置的總傳動比二級傳動中，總傳動比應(yīng)為，為使各傳動件尺寸協(xié)調(diào)，結(jié)構(gòu)勻稱合理，避免干涉碰撞，兩級的大齒輪直徑盡量相近，以利于浸油潤滑，同時傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小，重量較輕，對

5、于展于式二級圓柱齒輪減速器，選用推薦值，考慮到各級傳動機(jī)構(gòu)的傳動比應(yīng)盡量在推薦范圍內(nèi)選取，所以 4.5 3.4五 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)1)各軸轉(zhuǎn)速： 式中，電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速，；，分別為1，2，3軸的轉(zhuǎn)速，;1軸為高速軸，3軸為低速軸， ，依次為由電動機(jī)軸至1軸，1、2軸，2、3軸間的傳動比。 2）各軸功率：式中,為電動機(jī)輸出功率，；，分別為1，2，3軸的輸入功率，;,依次為電動機(jī)軸與1軸，1、2軸，2、3軸間的傳動效率。3）各軸轉(zhuǎn)矩：電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：式中，為電動機(jī)輸出功率，；電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速，；式中，分別為1，2，3軸的輸入轉(zhuǎn)矩，k。六 傳動零件的設(shè)計(jì)及計(jì)算齒輪部分：一、高速級齒輪：.1、

6、選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用斜齒圓柱齒輪傳動2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度3）材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS；二者材料硬度差為40 HBS。4）初選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)5）選取螺旋角。初選螺旋角2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）確定許用應(yīng)力按齒面材料硬度查得，小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查得接觸疲勞壽命系數(shù)，取失效概率為1，安全系數(shù)，2)由以上可知，小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3）初步計(jì)算小齒輪直徑由相關(guān)表查得，齒輪對稱布置，則mm =50.78 mm,取

7、5）計(jì)算模數(shù)6）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：由相關(guān)表查得由于齒輪精度為7級，由相關(guān)表查得，由相關(guān)表查得，1.575）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑6）計(jì)算齒面接觸應(yīng)力查手冊選取區(qū)域系數(shù)查得材料的彈性影響系數(shù)cos=1.717取，=3、齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定各計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)。2）根據(jù)縱向重合度，查得螺旋角影響系數(shù)。3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查得齒型系數(shù)；5）查得應(yīng)力校正系數(shù)；6）查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限7）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，9）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算

8、的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由25.02故取，則，為了使各個相嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn)，取4、幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距將中心距圓整為。2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑圓整后取，。4）計(jì)算齒輪寬度 5）計(jì)算齒頂圓、齒根圓直徑5、驗(yàn)算6、結(jié)構(gòu)計(jì)算小齒輪：因?yàn)樾↓X輪齒頂圓的直徑過小，所以直接做齒輪軸。大齒輪：大齒輪齒圓的直徑大于，而小于故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。二、低級速齒輪：1、選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1

9、）選用斜齒圓柱齒輪傳動2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，幫選用7級精度3）材料選擇。選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為240HBS；二者材料硬度差為40 HBS。4）初選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)5）選取螺旋角。初選螺旋角2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選=1.62）從上可知，小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3）查手冊選取區(qū)域系數(shù)4）查得材料的彈性影響系數(shù)5）選取齒寬系數(shù)6）查得，則7）按齒面材料硬度查得，小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。8）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9）查得接觸疲勞壽命系數(shù)，10）計(jì)

10、算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)，（2）計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，得 2）計(jì)算圓周速度3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)4）計(jì)算縱向重合度。5）計(jì)算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，查得動載系數(shù)；查得小齒輪相對支承非對稱布置時，代入數(shù)據(jù)，得查得查得所以載荷系數(shù)1.766）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑7）計(jì)算模數(shù)3、齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定各計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)。2）根據(jù)縱向重合度，查得螺旋角影響系數(shù)。3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查得齒型系數(shù)；5）查得應(yīng)力校正系數(shù)；6）查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限7）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；8）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全

11、系數(shù)，9）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計(jì)計(jì)算對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由故取，則。4、幾何尺寸計(jì)算1）計(jì)算中心距將中心距圓整為。2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑4）計(jì)算齒輪寬度圓整后取，。5）計(jì)算齒頂圓、齒根圓直徑5、驗(yàn)算6、結(jié)構(gòu)計(jì)算小齒輪：因?yàn)樾↓X輪齒頂圓的直徑小于，所以做成齒輪軸。大齒輪：大齒輪齒圓的直徑大于，而小于故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。七 軸的設(shè)計(jì)計(jì)

12、算及聯(lián)軸器與鍵連接的選擇軸1：1、求作用在齒輪上的力已知：軸的轉(zhuǎn)速功率轉(zhuǎn)矩因高速級小齒輪的分度圓的直徑為，所以齒輪的圓周力：齒輪的徑向力：齒輪的軸向力：2、初步軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)處理。取，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，需開鍵槽，故將最小軸徑增加5%，變?yōu)?9.63。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊，取直徑為20mm。3、選擇聯(lián)軸器所選的軸直徑要與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩就小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用HL3彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器的孔徑半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔

13、長度。4、初選軸承由于軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)工作要求及輸入軸的最小直徑，因?yàn)檩S承處直徑為30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0組游隙、0級公差的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸為。5、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬定軸的裝配方案，如下圖1所示,該結(jié)構(gòu)裝拆簡單方便。 軸的零件圖 1 2）確定軸的各段直徑右端用軸端擋圈定位，右端用軸肩定位。故軸段6的直徑即為相配合的半聯(lián)軸器的直徑，取為30mm。聯(lián)軸器是靠軸段5的軸肩來進(jìn)行軸向定位的，為了保證定位可靠，軸段5要比軸段6的直徑大510mm，取軸段5的直徑為28mm。軸段1和軸段4均是放置滾動軸承的，所以直徑與滾動軸承內(nèi)圈直

14、徑一樣，為30mm。軸段3的直徑要考慮拆御，只要比軸段4的直徑大1-2mm就行了，這里取32mm。軸段2是一軸環(huán)，右側(cè)用來定位齒輪，左側(cè)用來定位滾動軸承，查滾動軸承應(yīng)用手冊，可得該型號的滾動軸承內(nèi)圏安裝尺寸最小為36mm，同時軸環(huán)的直徑還要滿足比軸段3的直徑大5-10mm的要求，故這段直徑最終取為42mm。3）確定軸的各段長度軸段6的長度比半聯(lián)軸器的轂孔長度要短2-3mm，這樣可以保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故該段軸長度為58mm。同理，軸段3的長度要比齒輪的輪轂寬度（52mm）短2-3mm，故該段軸長取為50mm。軸段1的長度即為滾動軸承的寬度，查手冊為18mm。軸環(huán)寬度

15、取為15mm。軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離l=10mm，故取軸段5的長度為40mm。取齒輪距箱體內(nèi)壁之間距離為，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)一段距離，取s=5mm。軸段4的長度取110，套筒的直徑也應(yīng)為35mm。4）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。對于齒輪，由手冊查得平鍵的截面尺寸=，倒圓角r=0.5mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為28mm，同時為了保證齒輪輪轂與軸的配合為H7/r6。半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承

16、與軸的周向定位是借過盈配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5）確定軸上圓角和倒角的尺寸查表得，取軸端倒角為，各軸肩的圓角半徑均取。5、求軸上的受力1）畫受力圖，如圖2所示為軸的受力分析簡圖，將軸空間受力分解為垂直面上受力和水平面受力。分別求出垂直面的支反力和水平面上的支反力。對于零件作用于軸上的分布載荷或轉(zhuǎn)矩（因軸上零件如齒輪、聯(lián)軸器等均有寬度）可當(dāng)作集中力作用于軸上零件的寬度中點(diǎn)。對于支反力的位置，隨軸承類型和布置方式不同而異，在近似計(jì)算中近似認(rèn)為支反力位于軸承寬度的中點(diǎn)。2）計(jì)算作用于軸上的支反力 水平面內(nèi)支反力：垂直面內(nèi)支反力：3)計(jì)算軸的彎矩，并畫彎轉(zhuǎn)矩圖 分別作出垂直面和水平

17、面上的彎矩圖如圖3所示。水平面彎矩 垂直面彎矩 求合成彎矩：,作合成彎矩圖a- a截面（左）：=a- a左面（右）=4）作轉(zhuǎn)矩圖 5）計(jì)算當(dāng)量彎矩，并畫當(dāng)量彎矩圖 求當(dāng)量彎矩：，作當(dāng)量彎矩圖。為應(yīng)力折算系數(shù)，按脈動循環(huán)處理，即 a- a截面（左）處當(dāng)量彎矩：a- a截面（右）處當(dāng)量彎矩：B點(diǎn)右以后的當(dāng)量彎矩： 受力分析 圖2 水平面和豎直面的彎矩圖 3 軒矩圖、合成彎矩圖、彎矩圖 6）按彎扭合成應(yīng)力校合軸的強(qiáng)度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（危險截面a）的強(qiáng)度。根據(jù)公式，可得：式中，W為軸的抗彎截面系數(shù)。前已選定軸的材料為45鋼，正火處理，查得。因?yàn)?，故安全。軸2：1、求作用在齒輪上的力已知

18、：軸的轉(zhuǎn)速功率轉(zhuǎn)矩1）大齒輪上的受力情況因高速級大齒輪的分度圓的直徑為，所以2）小齒輪上的受力情況2、初步軸的最小直徑選取軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。取，于是得軸的最小直徑為安裝軸承處軸的直徑，為了使軸的最小直徑與所選取聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，同時選取軸承型號。因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故初步選取單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，根據(jù)，初步選取單列圓錐滾子軸承30206型，其尺寸，故軸的最小直徑3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案如下圖（大齒輪未畫 軸2的裝配簡圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）根據(jù)所選擇的軸承，確定。2）取安裝小齒輪軸段3-4的直徑；齒輪的左端

19、與左軸承之間采用套筒進(jìn)行定位。已知小齒輪的寬度為，為了使套筒面可以壓緊齒輪，因此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度，取。小齒輪的右端和大齒輪的左端采用軸肩定位，取，兩個齒輪之間的距離。3）取安裝大齒輪軸56段的直徑，齒輪的右端與右軸承之間也采用套筒進(jìn)行定位。已知在大齒輪的寬度，為了使套筒的端面可以壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪的寬度，故取。4）取套筒處直徑。由上面可知齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，滾動軸承距離箱體內(nèi)壁的距離，所以至此，已初步了軸2的各段直徑和長度。2）軸上零件的周向定位兩個齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按的尺寸由手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀來加工，取標(biāo)準(zhǔn)長度；按的尺寸由手冊查得平鍵截面鍵槽用鍵

20、槽銑刀來加工，取標(biāo)準(zhǔn)長度；齒輪與的配合均采用6/n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，這里選取軸的直徑尺寸公差為m6。3）確定軸上圓角和倒角的尺寸查表得，取軸端倒角為，各軸肩的圓角半徑均取。4、求軸上的受力根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖，其受力分析圖如下： 受力分析圖1)豎直面內(nèi)的受力分析支反力： 彎矩： 豎直面內(nèi)的受力分析圖與彎矩圖如下： 豎直面內(nèi)的受力分析圖與彎矩圖2）水平面內(nèi)的受力分析 支反力： 彎矩： 水平面內(nèi)的彎矩圖與受力分析圖如下圖： 3）求合成彎矩： 其合成彎矩圖如下圖： 合成彎矩圖4）畫轉(zhuǎn)矩圖 如下圖: 轉(zhuǎn)矩圖5)求當(dāng)量彎矩其當(dāng)量彎矩如下圖： 當(dāng)量彎矩圖5、按彎扭

21、合成應(yīng)力校合軸的強(qiáng)度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（危險截面B）的強(qiáng)度。根據(jù)公式，可得：式中，W為軸的抗彎截面系數(shù)。前已選定軸的材料為40cr，正火處理，查得。因?yàn)?，故安全。軸3：1、求作用在齒輪上的力已知：軸的轉(zhuǎn)速功率轉(zhuǎn)矩因低速級大齒輪的分度圓的直徑為，所以2、初步軸的最小直徑選取軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。取，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩就小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，

22、半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定軸上零件的裝配方案，如下圖所示： 軸3的裝配簡圖 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，12軸段左端需制出一軸肩，故23段的直徑；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故12段的長度應(yīng)比略短一此，現(xiàn)取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0組游隙、0級公差的單列圓錐滾子軸承30210，其尺寸為，故；而。右端滾動軸

23、承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由表查得30210型軸承的安裝尺寸，因此取。 3）取安裝大齒輪軸段67的直徑，取大齒輪的左端與軸承之間采用套筒進(jìn)行定位，已知大齒輪的寬度，為了使套筒的端面可以壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度，故取，大齒輪的右端采用軸肩進(jìn)行定位，軸肩高度，取，所以，寬度，故取。3）根據(jù)減速箱體及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)，取軸承端蓋的總寬度為。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，所以取。4）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，軸3上兩齒輪間的距離?？紤]到箱體的加工誤差，取滾動軸承距離箱體內(nèi)壁的距離，已知軸2上小齒輪的寬度，考慮到高速級齒輪寬度，則至此，已初步了

24、軸3的各段直徑和長度。2）軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器、齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按的尺寸由手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀來加工，取標(biāo)準(zhǔn)長度，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。按的尺寸由手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀來加工，取標(biāo)準(zhǔn)長度，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，這里選取軸的直徑尺寸公差為m6。3）確定軸上圓角和倒角的尺寸查表得，取軸端倒角為，各軸肩的圓角半徑均取。4、求軸上的受力根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖，如下圖所示： 軸的受力分析圖在確定軸承的支點(diǎn)位置時，應(yīng)從手冊中查取的值，對于30210型圓錐滾子軸承，查得。因此，作為簡支梁的

25、軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩和扭矩圖。（如下圖） 水平面彎矩圖 豎直面彎矩圖 扭矩圖 合成彎矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。以下是計(jì)算出的截面處、及的值。載荷水平面垂直面支反力彎矩總彎矩扭矩5、按彎扭合成應(yīng)力校合軸的強(qiáng)度校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（危險截面B）的強(qiáng)度。根據(jù)公式，可得：式中，W為軸的抗彎截面系數(shù)。前已選定軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，查得。因?yàn)椋拾踩?。?滾動軸承的選擇和計(jì)算軸1上的軸承：1、 求兩軸承受到的徑向載荷和根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，已初步選取軸1上的軸承為單列圓錐滾子軸承30206型。查表得，。軸上高速級小齒輪受到的切向力

26、、徑向力和軸向力已在上面算出，分度直徑。根據(jù)力學(xué)分析可算出軸承受到的徑向載荷，。2、 求兩軸承的計(jì)算軸向力和對于圓錐滾子軸承30206型，其派生軸向力，查表得。于是由公式可得3、求軸承的當(dāng)量動載和由表查得系數(shù)，而可查得對于兩軸承，。取，則3、 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，所以按進(jìn)行驗(yàn)算，對于圓錐滾子軸承，取，則>9年故所選軸承可以滿足壽命要求。軸2上的軸承：1、求兩軸承受到的徑向載荷和根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，已初步選取軸1上的軸承為單列圓錐滾子軸承30206型。查表得，。軸上高速級小齒輪受到的切向力、徑向力和軸向力已在上面算出，分度直徑。根據(jù)力學(xué)分析可算出軸承受到的徑向載荷，。2、求兩軸承的計(jì)算軸向力和

27、對于圓錐滾子軸承30206型，其派生軸向力，查表得。于是由公式可得3、求軸承的當(dāng)量動載和由表查得系數(shù)，而可查得對于兩軸承，。取，則4、 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)椋园催M(jìn)行驗(yàn)算，對于圓錐滾子軸承，取，則>9年故所選軸承可以滿足壽命要求。軸3上的軸承：1、求兩軸承受到的徑向載荷和根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，已初步選取軸1上的軸承為單列圓錐滾子軸承30210型。查表得，。軸上高速級小齒輪受到的切向力、徑向力和軸向力已在上面算出。根據(jù)力學(xué)分析可算出軸承受到的徑向載荷，。2、求兩軸承的計(jì)算軸向力和對于圓錐滾子軸承30210型，其派生軸向力，查表得。于是由公式可得3、求軸承的當(dāng)量動載和由表查得系數(shù)，而可查得對于兩軸承，。取，則5、 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，所以按進(jìn)行驗(yàn)算，對于圓錐滾子軸承，取，則>8年故所選軸承可以滿足壽命要求。九 鍵聯(lián)接的校核計(jì)算設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)時已經(jīng)選出了各個鍵聯(lián)接。下面進(jìn)行鍵的強(qiáng)度校核。查表得鋼材鍵連接許用擠壓應(yīng)力為軸1：對于軸1上的聯(lián)接鍵截面，由于是在軸端，故選用型圓頭普通平鍵，。鍵的工作長度，鍵與聯(lián)軸器上鍵槽的接觸高度。由普通平鍵連接的強(qiáng)度條件，可得：符合強(qiáng)度要求。軸2：對于軸2上的連接鍵，由于不在軸端，故選用型