二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)說明書

設(shè)計(jì)說明書目錄第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書..............................................4第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.....................................5第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇............................................53.1電動(dòng)機(jī)的選擇............................................53.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比........................6第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).............................7第五部分齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)..........................................85.1高速圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算.................................85.2低速圓錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算................................15第六部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)..........................236.1輸入軸的設(shè)計(jì)...........................................236.2中間軸的設(shè)計(jì)...........................................276.3輸出軸的設(shè)計(jì)...........................................33第七部分軸承的選擇及校核計(jì)算....................................417.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核...................................417.2中間軸的軸承計(jì)算與校核...................................427.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核...................................42第八部分聯(lián)軸器與離合器的選擇......................................438.1輸入軸處聯(lián)軸器...........................................438.2輸出軸處離合器...........................................44第一部分設(shè)計(jì)任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F=50N，V=0.2355m/s，D=150mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：15年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：1班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。二.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.齒輪的設(shè)計(jì)6.滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)7.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)8.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)9.潤滑密封設(shè)計(jì)10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案一.傳動(dòng)方案特點(diǎn)1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：選擇電動(dòng)機(jī)-聯(lián)軸器-圓柱齒輪傳動(dòng)-離合器-圓錐齒輪傳動(dòng)-工作機(jī)。二.計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率a=60.994×0.97×0.99×0.96×0.97×0.99=0.851為軸承的效率,2為圓錐齒輪傳動(dòng)的效率,3為聯(lián)軸器的效率,4為工作裝置的效率，5為圓柱齒輪傳動(dòng)的效率，6為離合器的效率。第三部分電動(dòng)機(jī)的選擇3.1電動(dòng)機(jī)的選擇圓周速度v:v=0.2355m/s工作機(jī)的功率Pw:P電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:P工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n=50r經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍i=8左右，圓錐齒輪傳動(dòng)比范圍i=5左右。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y180L-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為15W,滿載轉(zhuǎn)速nm=200r/min。電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G180mm710×430279×27915mm48×11014×42.53.2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：由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:i（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:取增速級(jí)圓柱齒輪的傳動(dòng)比為:i減速器錐齒輪的傳動(dòng)比為:i第四部分計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：n中間軸：n輸出軸：n工作機(jī)軸：n（2)各軸輸入功率:輸入軸：P中間軸：P輸出軸：P工作機(jī)軸：P則各軸的輸出功率：輸入軸：P中間軸：P輸出軸：P工作機(jī)軸：P(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩：T輸入軸：T中間軸：T輸出軸：T工作機(jī)軸：T各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：T中間軸：T輸出軸：T工作機(jī)軸：T第五部分齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)5.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z1=26，大齒輪齒數(shù)Z2=26×3=72，取Z2=72。（4）壓力角=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.3。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T③選取齒寬系數(shù)φd=1。④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)Z⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：αα端面重合度：ε重合度系數(shù)：Z⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[H]查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.87、KHN2=0.89。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:σσ取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2）試算小齒輪分度圓直徑d（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vv=②齒寬bb=2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1.25。②根據(jù)v=0.1225m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.12。③齒輪的圓周力FK查表得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2。④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KH=1.452。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)K=3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=1mm。3.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑dd（2）計(jì)算中心距a=（3）計(jì)算齒輪寬度b=取b2=26、b1=30。4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件σ1）確定公式中各參數(shù)值①計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)YY②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.58YFa2=2.17YSa1=1.61YSa2=1.83③計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2根據(jù)KH=1.452，結(jié)合b/h=11.56查圖得KF則載荷系數(shù)為K=④計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.83、KFN2=0.85取安全系數(shù)S=1.4，得σσ2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)Z1=26、Z2=72，模數(shù)m=1mm，壓力角=20°，中心距a=141mm，齒寬b1=30mm、b2=26mm。齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小齒輪高速級(jí)大齒輪模數(shù)m1mm1mm齒數(shù)z2672齒寬b30mm26mm分度圓直徑d26mm72mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha1mm1mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)1.25mm1.25mm全齒高h(yuǎn)ha+hf2.25mm2.25mm齒頂圓直徑dad+2×ha28mm74mm齒根圓直徑dfd-2×hf23.5mm69.5mm5.2低速級(jí)圓錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)（1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。（2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。（3）選小齒輪齒數(shù)Z1=26，大齒輪齒數(shù)Z2=26×4=104，取Z2=104。（4）壓力角=20°。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）由式(10-29)試算小齒輪分度圓直徑，即d1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.3。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T③選取齒寬系數(shù)R=0.3。④由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥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Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.87、KHN2=0.89。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式10-14得:σσ取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[H]=[H]2=489.5MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度vdv②當(dāng)量齒輪的齒寬系數(shù)b=φ2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25。②根據(jù)Vm=0.28m/s、8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.14。③直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)KH=KF=1。④由表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪懸臂時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KH=0.929；于是KF=0.859。由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)K3）由式（10-12）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑為d及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=0.5mm。3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核（1）由式（10-26），即σ1）確定公式中的各參數(shù)值①計(jì)算載荷系數(shù)K②計(jì)算分錐角δδ③計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZZ④由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.56YFa2=2.15⑤由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.62YSa2=1.84⑥計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.83、KFN2=0.85取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，由式（10-14）得σσ2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核σσ齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。4.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑dd（2）計(jì)算分錐角δδ（3）計(jì)算齒輪寬度b=取b1=b2=4mm。主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)Z1=26、Z2=104，模數(shù)m=0.5mm，壓力角=20°，分錐角δ1=21°13′12″、δ2=68°46′48″，齒寬b1=b2=4mm。齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算代號(hào)名稱計(jì)算公式高速級(jí)小錐齒輪高速級(jí)大錐齒輪模數(shù)m0.5mm0.5mm齒數(shù)z26104齒寬b4mm4mm分度圓直徑d13mm728mm分錐角δ21°13′12″68°46′48″錐距R107.802mm107.802mm齒頂高h(yuǎn)am×ha0.5mm0.5mm齒根高h(yuǎn)fm×(ha+c)0.625mm0.625mm全齒高h(yuǎn)ha+hf1.125mm1.125mm齒頂圓直徑dad+2×ha×cosδ113.97mm52.243mm齒根圓直徑dfd-2×hf×cosδ211.787mm51.697mm齒根角θfθf=arctan(hf/R)1°54′50″1°54′50″頂錐角δaδa=δ+θf23°8′2″70°41′38″根錐角δfδf=δ-θf19°18′22″66°51′58″第六部分傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)6.1輸入軸的設(shè)計(jì)1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=0.01371KWn1=200r/minT1=0.6546525Nm2.求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d1=72mm則:FF3.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0=112，于是得d輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA=1.5，則:T按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，同時(shí)兼顧電機(jī)軸直徑38mm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002或手冊(cè)，選用LT5型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為32mm故取d12=32mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23=37mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=42mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=58mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=37mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×T=40×80×18mm，故d34=d78=40mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=l78=18+15=33mm。軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6208型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=47mm。3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=B=30mm，d56=d1=72mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c=12mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知低速小齒輪的寬度b3=92mm，則l45=b3+c+Δ+s-15=92+12+16+8-15=113mml67=Δ+s-15=9mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）:根據(jù)6208型軸承查手冊(cè)得T=18mm輸入軸第一段中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=58/2+50+18/2=88mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2=30/2+33+113-18/2=165.5mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=30/2+9+33-18/2=61.5mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FF垂直面支反力（見圖d）：FF3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：M截面C處的垂直彎矩：M分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M=作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取=0.6，則有：σ故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.2中間軸的設(shè)計(jì)1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=0.01317KWn2=600r/minT2=0.2096225Nm2.求作用在齒輪上的力已知小圓柱齒輪的平均分度圓直徑為:d則:FFF已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為：d3=70.614mm則:FFF3.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，?。篈0=115，得:d4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度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的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=25mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為d×D×T=45×85×20.75mm，故d12=d56=45mm。2）取安裝大錐齒輪處的軸段IV-V的直徑d45=50mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。高速大錐齒輪輪轂的寬度范圍L=(1～1.2)d45=50～60mm，取大錐齒輪輪轂寬度為L=57mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=55mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=50mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，則軸環(huán)處的直徑d34=58mm。3）左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30209型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d23=50mm。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B=76mm，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=74mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T=20.75mm，則l12=T+Δ+s+2=20.75+16+8+2=46.75mml56=T2T+s+Δ+2=20.75+8+16+2=46.75mm6）軸環(huán)寬度b≥1.4h，同時(shí)保證軸承兩側(cè)對(duì)于中心軸線對(duì)稱，取l34=31.1mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）:根據(jù)30209軸承查手冊(cè)得a=18.6mm高速大錐齒輪輪轂中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L1=(57/2-2+46.75-18.6)mm=54.6mm中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2=(57/2+31.1+76/2)mm=97.6mm低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L3=(76/2-2+46.75-18.6)mm=64.2mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力：FF垂直面支反力：FF右側(cè)軸承1的總支承反力：F左側(cè)軸承2的總支承反力：F3）計(jì)算軸的水平彎矩并繪制彎矩圖：截面A處和B處的水平彎矩：M截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩：M截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩：M截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩：M截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩：M4）計(jì)算軸的垂直彎矩并繪制彎矩圖：截面A處和B處的垂直彎矩：M截面C處的垂直彎矩：M截面D處的垂直彎矩：M5）計(jì)算合成彎矩并繪制彎矩圖：截面A處和B處的合成彎矩：M截面C右側(cè)合成彎矩：M截面C左側(cè)合成彎矩：M截面D右側(cè)合成彎矩：M截面D左側(cè)合成彎矩：M6）繪制扭矩圖T=7）計(jì)算當(dāng)量彎矩并繪制彎矩圖截面A處和B處的當(dāng)量彎矩：M截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：M截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：M截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩：M截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩：M8）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度：進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面D左側(cè)）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸旋轉(zhuǎn)方向，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，則軸的計(jì)算應(yīng)力：σ故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：6.3輸出軸的設(shè)計(jì)1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=0.01264KWn3=200r/minT3=0.60356Nm2.求作用在齒輪上的力已知小錐齒輪的分度圓直徑為:d4=13mm則:FFF3.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0=112，于是得d輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA=1.5，則:T按照計(jì)算轉(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或手冊(cè)，選用LT8型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為45mm故取d12=45mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖5.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，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=49mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm，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I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12=82mm。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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)d23=49mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30210，其尺寸為d×D×T=50mm×90mm×21.75mm，故d34=d78=50mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34=21.75+15=36.75mm左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30210型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d45=57mm。3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67=55mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B=71mm，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l67=69mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d67=55mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑d56=67mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56=12mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ=16mm，根據(jù)中間軸的設(shè)計(jì)，低速小齒輪和高速大錐齒輪之間的距離為31.1mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T=21.75mm高速大錐齒輪輪轂寬度B2=57mm，則l45=B2Δ+s+31.1+2.5-l56-15=57+16+8+31.1+2.5-12-15=87.6mml78=T+s+Δ+2.5+2=21.75+8+16+2.5+2=50.25mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡圖:根據(jù)30210軸承查手冊(cè)得a=20mm齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1=(71/2-2+50.25-20)mm=63.8mm齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L2=(71/2+12+87.6+36.75-20)mm=151.8mm第一段受力中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3=(82/2+50+20)mm=111mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力：FF垂直面支反力：FF右側(cè)軸承1的總支承反力：F左側(cè)軸承2的總支承反力：F3）計(jì)算軸的水平彎矩并繪制彎矩圖：截面A處和B處的水平彎矩：M齒輪所在軸截面C在水平面上所受彎矩：M截面D在水平面上所受彎矩：M4）計(jì)算軸的垂直彎矩并繪制彎矩圖：截面A在垂直面上所受彎矩：M截面B在垂直面上所受彎矩：M齒輪所在