設(shè)計一用于帶式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器

1、攀枝花學(xué)院機械工程學(xué)院機械設(shè)計課程設(shè)計第一章設(shè)計任務(wù)書1.1 設(shè)計題目設(shè)計一用于帶式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器，已知帶式運輸機驅(qū)動卷筒的圓周力（牽引力）f=12000n,帶速v=16cm/s,卷筒直徑 d=240mm ,輸送機常溫下經(jīng)常滿載，空載 起動，工作有輕震，不反轉(zhuǎn)。工作壽命10年（設(shè)每年工作 300天），兩班制。1.2 設(shè)計步驟1、電動機選擇與運動參數(shù)的計算；2、齒輪傳動設(shè)計計算；3、軸的設(shè)計；4、滾動軸承的選擇；5、鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6、箱體厚度選擇；7、裝配圖、零件圖的繪制；8、設(shè)計計算說明書的編寫；1.3設(shè)計任務(wù)1、繪制減速器裝配圖1張。2、繪制減速器零件圖2張。3、編寫

2、設(shè)計說明書1份。第二章傳動方案的選擇28.jlf31h7x一 x xx萬案一方 4比較上面方案一和方案二，區(qū)別在于方案一中電機與減速器錐齒輪之間用了 一個聯(lián)軸器聯(lián)接，而方案二中電機與減速器錐齒輪之間用了一個皮帶傳動。若用皮帶傳動則會有一個傳動比，相比于聯(lián)軸器聯(lián)接傳遞效率會降低， 而且皮帶易打 滑造成傳動不穩(wěn)定。同時聯(lián)軸器有能更好的傳遞扭矩不造成效率的損失，因此選擇方案一。計算與說明豐蘿2士里 口木第三章電動機的選擇3.1 選擇電動機類型按工作要求和工作條件，查機械設(shè)計課程設(shè)計表2.1選用般用途的y112m系列三相異步電動機。它為曲卜式封閉結(jié) 構(gòu)。3.2 確定傳動裝置的效率查機械設(shè)計課程設(shè)計表

3、2-3得：聯(lián)軸器的效率：41=0.99一對滾動軸承的效率：42=0.98閉式圓錐齒輪的傳動效率：43=0.97閉式圓柱齒輪的傳動效率：44=0.97開式圓柱齒輪傳動效率：45=0.95工作機效率：4w=0.97故傳動裝置的總效率%,=每5加3% 斑 = 0-783.3 選擇電動機的容量工作機所需功率為fxv 12000 x 026666斗=工 2# ww 1000100c4 1=0.994 2=0.984 w=0.974 4=0.974 5=0.954 3=0.973.4電動機額定功率3 2 =07工作轉(zhuǎn)速:60 x 1000 x v7t x d60 x 1000 x 0.266663.14

4、x 240= 2x2 3r/minpw=3.2kwpd=4.09kwnw=21.23r/min3.4 確定電動機參數(shù)選定電機型號為：y132s-4b勺三相異步電動機，額定功率pen=5.5kw, 滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440r/min ,同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。由機械設(shè)計課程設(shè)計表2-1、表2-2、表2-5查得主要數(shù)據(jù)，如下表3.4中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺 栓孔直 徑軸伸尺寸鍵部位尺寸hlx hdax bkdx efxg132475x315216x 1401238x8010x33同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min3.5 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比總傳動比的計算由選定的電

5、動機滿載轉(zhuǎn)速 nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw,可以 計算出傳動裝置總傳動比為：心144021.23=67.829ia=67.829ic=5。=+52x i2 = 13.56分配傳動裝置傳動比由機械設(shè)計課程設(shè)計表2.5可得取開式圓柱齒輪傳動比：ic=5因為是圓錐圓柱齒輪減速器，所以ii 0.25 3則低速級的傳動比為 1減速器總傳動比 .卷筒實際轉(zhuǎn)數(shù) nw = nm/i=1440/13.56x5=21.246r/minnw |(nw nw) / nwl (21.23-21.246)/21.23=0.13%5%第四章計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1 電動機輸出參數(shù)功率:pq=pd= 4.09w鑄度

6、:凡曰=小 =1440rminna14404.2 各軸功率尸0 x 打丈=x o. 90 = 4r_o5ze w產(chǎn)丁 =尸豆 * kz x 號3 = 4-ros x c.sst x o.= 3-35jevk舄=e m m m = 3.85 x 0198 x 0.97 = 3.66fcwpw=p3x r wx 打 1 x 刀 2a2=3.66 x 0.97 x 0.99 x 0.98 x 0.98 =3.2kw4.3 各軸轉(zhuǎn)速% =詼=1440r/min屯 48q七 二 廠二 1 口6,二9r jn:帆 10619=21.23r/7nin4.4各軸扭矩t p1 = 9.55* 106 x e 4

7、.05 10&x1440268519.38/v mm.舄385心=9.55 x 10e x = 9.5s x 10fi x - = 76598.96a/*-mm.啊4tio瑪k = 9.55x 13b x = 9.55xigbxml%=329155.29jv- mm106.1y% = 9.55 x la6 x = 9.55 x 10fi xzr-z-z = 1439472.441v- mm 21.234.5各軸數(shù)據(jù)匯總表(表4.5)軸名功率p(kw)轉(zhuǎn)矢巨t(n?mm)轉(zhuǎn)速(r/min)輸入輸出輸入輸出電動機軸4.0927124.651440i軸4.053.9726859.3826322.19

8、241440口軸3.853.7776598.9675066.98084804.52傳動比i效率710.9930.950.95各軸數(shù)據(jù)見表4.5hi軸3.663.59329155.29322572.1842106.1950.91工作機3.373.315159441484421.23軸.4255.96第五章減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算5.1選精度等級、材料及齒數(shù)由選擇小齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs大齒輪45（正火（?；?硬度為190hbs選小齒輪齒數(shù)z1=24,則大齒輪齒數(shù) z2=z1x i=24x 3=73。實際傳動比i=3.042壓力角a =20。5.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計5.2.

9、1由設(shè)計計算公式（機械設(shè)計公式10-28）進行試算，即確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)kht=1.32）查機械設(shè)計（第九版）圖10-20選取區(qū)域系數(shù)zh=2.5pt = 9550000 x = 9550000 xn4q5=26859381v mm14403）選齒寬系數(shù)小r=0.3由機械設(shè)計（第九版）圖10-25按齒面硬度查得小齒輪和大小齒輪45（調(diào)質(zhì)）， 硬度為240hbs,大 齒輪45（正火（常 化），硬度為 190hbskht=1.3zh=2.5齒輪的接觸疲勞極限分別為：ml = 6。口”戶外 如加2 =砧0吸，4）由機械設(shè)計（第九版）表10-5查表得材料的彈性影 響系數(shù) ze=18

10、9.8mpaa0.55）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)iv21 = 6d x= 60x 144dx 1x16 x 300 x10 x 1 = 4.147 xio,4.1+7 x109n垢=* = = 1.382 x 1 爐3 a36）由機械設(shè)計（第九版）圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)：為加 1 - 0.8027，蹬 0,8627）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,得 -1 k&vi * 方役0.802 x 600eh = *s=例觸弧 -1 kfwva *e862 x 550eh = 5=?。╰ h1和（t h2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng) 力，即%i = 474mpa5.2.2計

11、算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t,帶入rh中較小的值4 r=0.3ze=189.8mpaa0.5*147ki臚%* =l3眨 x 1年齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力% = 474jwfb(1x1,326859.38/：jo3 x(l-oj x 03尸x3 x i25x189,8+74j =4a25wn2）計算圓周速度v屋 1 =九 x (1- 0.5 x = 48.25 x (1- 0.5 x 03) = 41.01mmk x dm1 x n n x +1.01 x 1440y “ 3 jq 弓m 60 x100060 x 1000vua+ 1- u 第 +1-0.3 x 43.25 萬= 45.7

12、yb 45.774甲 m =-=1-12-dm 4l014）計算載荷系數(shù)查由機械設(shè)計（第九版）表10-2得使用系數(shù)ka=1.25查機械設(shè)計（第九版）圖10-8得動載系數(shù)kv=1.113查機械設(shè)計（第九版）表10-3表得齒間載荷分配系數(shù):khi =1查機械設(shè)計（第九版）表10-4表得齒向載荷分布系數(shù):khb =1.42ka=1.25kv=1.113kh“=1khb =1.42kh=1.976實際載荷系數(shù)為kh-kaxkvxkhax 爪曲-1.25 x 1.113 x 1 x 1.42 = 1.9765）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1 = tilt x = 4b.25 x1.976二55477

13、mm136）計算模數(shù)心 5s.4774m =取m = 2.5mm 0m=2.5z 245.3 確定傳動尺寸 實際傳動比za 73u =3.042mmz 24大端分度圓直徑心=z1 x m = 24 x 2.5 = 60mm73 x 2.5 = 182.5mm齒寬中點分度圓直徑zi=24z2=73 di=60mm d2=182.5mm=必 x1 0.5 x s& = 60 x (1 05 x 0.3 = 51mm=da x 1 0 x 外 = 1825 x (1 0,5 x 0.3： = 155125mm錐頂距為y x s 十 = y x1 = 9006即r=96.06mm齒寬為b=29mm取

14、b=29mmb = / x 龍=0.3 x 96.06 = 28.818mm5.4 校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為5 - 0.85 x h x m x (1 - 0*5) x x 皿k、b、m和小r同前圓周力為2 xt,2 x 26859.38(ttf = = = 1011jv d x (1-0,5) 60 x (1-0,5 x 03)齒形系數(shù)yfa和應(yīng)力修正系數(shù)ys3當(dāng)量齒數(shù)為：小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：24心=-f- = = 258式/)cos18.1992大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：1 18.19922 71.8008zv1=25.3zv2=230.3句73心=-j =b = 230.38式“)

15、cds71,s00s查機械設(shè)計(第九版)圖10-17,10-18表得：% =2,105ysal = 1.55, d2 = 1.s82由機械設(shè)計（第九版）圖20-24查得小齒輪和大齒輪的齒根 彎曲疲勞極限分別為：由查機械設(shè)計（第九版）圖10-22查得齒形系數(shù)取彎曲疲勞系 數(shù)：小燈工=0/714, %? = 0.7715取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.7,得許用彎曲應(yīng)力r -1%x f! ml0.71 米 x 5oc=1.7r -1七辟之 x0775 x 380kfll =z= 3 附/ 口ufr% %5 x b 山; 0.53- x % = 323m皿*= 210jwpay y y叼，=x=112.3

16、23mp。 勺二=173mpa 維士 * 融 1故彎曲強度足夠。5.5計算錐齒輪傳動其它幾何參數(shù)并備錄.(1)計算齒根高、齒頂局、全齒高及齒厚fia = mx h鼠=2.5mmkf=mx+ c：) = 325mmh = (& + hf) = m x (2*n + c*) = s而25mmrrms = 3.925mm2(2)計算齒頂圓直徑dttl =+ 2 x 左口 = m x (z +=65mmda2 = da + 2xfaa=-mx (z2 + 21：曜=187.srrem(3)計算齒根圓直徑由計算可得 彎曲強度足夠ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm s=3.925m

17、mdfi =- 2 x kf = m x （z 2五:瓠2c*） = 53.75mmdf1=53.75mmdf2=176.25mmd/= d2 2xh = mx （z2 2五黑2c* = 176.25mm注: % 二 1-0. c* 二 025（4）計算齒頂角 8 a1=8 a2=atan（ha/r）=1 0 2926（5）計算齒根角 9 f1= 8 f2=atan（hf/r）=1 5147（6）計算齒頂錐6 a1 =19 24t8 a2 =73 17296 a1=6 1+8 a1=19 41246 a2= 6 2+8 a2=73 1729（7）計算齒根錐角sf1= 16 209 8 f2=

18、69 56156 f1=sq f1=16 0 209 6 f2= 3 q f2=69 5615第六章減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算6.1 選精度等級、材料及齒數(shù)由選擇小齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs大齒輪45（正火（?；?硬度為190hbs小齒輪45（調(diào)質(zhì)）， 硬度為240hbs,大 齒輪45（正火（常 化），硬度為 190hbs選小齒輪齒數(shù)z1=23,則大齒輪齒數(shù) z2=z1x i=23x 4.52=104。實際傳動比i=4.522壓力角a =20。6.2 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計6.2.1 由式試算小齒輪分度圓直徑，即x卷e . 丁 +1x x號丫/u 的 j1）確定公式中的各參數(shù)值試

19、選載荷系數(shù)kht=1.3p3 85t = 9s5000。x = 9550000 x = 7659m96/v n4s0選取齒寬系數(shù)小d=1由機械設(shè)計（第九版）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)zh=2.46查機械設(shè)計（第九版）表10-5得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8mpa由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) ze/ zi x cos a /23 x cos200a(rl= ar ccos 1 = arccos ( = 30.172a/ z2 x cosa = arccosi22.785e/1q4 x cos20 arccosf 104+ 2x1kht=1.3小d=1zh=2.46ze=189.8mpa2

20、3 + 2 x 1 /名i x tanar) -f z2 x (tana tana12朽tcm20c)23 x (ta7t30.172 - tan20) 4 104 x (tan2z.78527r=1.724e* =4-1.72430.871接觸疲勞強度用 重合度系數(shù)z 0.871計算接觸疲勞許用應(yīng)力bh 由機械設(shè)計（第九版）圖10-25圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：-si = 60clm阻 叫皿工=ssompa計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)% = 60 x n x/ x = 60 x 480 x 1 x 16 x 300 x 10 = 1.382 x 10?1.382 x 104.s2=3.0

21、53 x 103應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9nl1 1.328 10nl2 3.058 108由機械設(shè)計（第九版）圖10-23查取接觸疲勞系數(shù):=。,862 1 s= o9s取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,得= s17mpa引095 x s5o = s22mpa?。╰ h1和（t h2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即(t h=517mpa(rh=517mpa 2）試算小齒輪分度圓直徑x ze x%,工 2 x l3x 765姐96 4.52 + 12.46 x 189.bx0.871517=53.191mm6.2.2 調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度丫jtx d1r

22、 x n n x 53.191 x 480 v =133660x100060 x 1000齒寬bb = / x = 1 x 53191 = 53.191mm查機械設(shè)計（2）計算實際載荷系數(shù)kh（第九版）表10-2表得使用系數(shù)ka=1.25查機械設(shè)計（第九版）圖10-8得動載系數(shù)kv=1.077b=53.191mm齒輪的圓周力ka=1.25=2 x = 2 x76598.96 =2880.147n53j91kv=1.077kh“=1.4khb =1.442ftk支 xl25 xb2880447 68n100/v53.11 2mh mmkh=1.4kh=2.718=5x191x查機械設(shè)計（第九版）

23、圖10-8得齒間載荷分配系數(shù): 查機械設(shè)計（第九版）表10-4得齒向載荷分布系數(shù)：khb=1.442實際載荷系數(shù)為小=/ x / x x= 1.25 x 1.077 x 14 x 1.442 = z.718 3）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑= fz.718=6&015mm1.34）確定模數(shù)d1 60.015 m =2.957mtnj 23= 3mm6.3 確定傳動尺寸 計算中心距計算小、大齒輪的分度圓直徑任工=z1 x m = 23 x 3 = 69mmd2 = z3 x m = 104 x 3 = 312mm.計算齒寬b =中 x = 69mm取 b1=75mmb2=70mm6.4校核齒根

24、彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為2xkxtrrf - 1 y y j口翼耳d”號工 dd m tti kk、t、m和di同前齒寬 b=b2=70齒形系數(shù)yfa和應(yīng)力修正系數(shù)ysa查機械設(shè)計（第九版）表10-17表得：7=9, =之155=1,575, ysb2 = 1.814得重合度系數(shù)y e =0.685查機械設(shè)計（第九版）圖20-24c得小齒輪和大齒輪的齒根彎 曲疲勞極限分別為：m=3a=190mmd1=69mmd2=312mmb1=75mmb2=70mmye =0.685fn2. x fftm20.s77x3801?4=238.043xw/ja由機械設(shè)計（第九版）圖10-22查取彎曲疲

25、勞系數(shù):=0,775, %工=0b77取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4,得許用彎曲應(yīng)力rmi 0.775 x 5001.4四吧=276.78mpa2 x kx r v y b km x d fal由計算可知彎曲強度足夠ha=3mm hf=3.75mmh=6.75mmdai=75mm da2=318mm dfi =61.5mm df2=318mmx x y = s8.21mpa *二 27&786mpiiull sl 戶 _ _ly * y% = 41 乂三4 crf2 = 238.043af?a 號虱x左任1故彎曲強度足夠。6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸計算齒頂高、齒根高和全齒高ha = mx.蟆

26、打=3mm% = m x （1罐 + 琮）=3.7emmh = (ha+hf) =mx (2a*n + ao x i = 112 x = is.bl/tim#1j144。由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%= （1 + 0.05 x is.81 = 16.6mm查機械設(shè)計課程設(shè)計表 4.41可知標(biāo)準軸孔直徑為30mm故取d1=30軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計dmin=16.6mma.軸的結(jié)構(gòu)分析高速軸設(shè)計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，a型，bxh=8xdi=30mm7mm（gb/t 1096-2003）,長 l=63mm；定位軸肩直徑為 3

27、5mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.初步確定軸的直徑和長度di=30mm d2=35mm d3=40mm d4=47mm d5=40mm d6=35mmli=80mml2=44mm第 1 段：d1=30mm, l1=80mm第 2 段：d2=35mm （軸肩）,l2=44mm第3段：d3=40mm （與軸承內(nèi)徑配合）,l3=18mm第 4 段：d4=47mm （軸肩），l4=77mm第5段：d5=40mm （與軸承內(nèi)徑配合），l5=18mm第6段：d6=35mm （與主動錐齒輪內(nèi)孔配合），l6=47mm彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫高速軸的受力圖如圖

28、所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力（di為齒輪1的分度圓直徑）小錐齒輪所受的圓周力一 = 2 x = 1053jvmj.小錐齒輪所受的徑向力異士 二用1 x tana x = 364n小錐齒輪所受的軸向力己土 =憶 x tana x svnsl = 120n第一段軸中點到軸承中點距離 la=93mm,軸承中點到齒輪中點距離lb=95mm,齒輪受力中點到軸承中點距離 lc=41.5mmc.計算作用在軸上的支座反力軸承a在水平面內(nèi)的支反力5 1 x一 耳 1 * 5川=-t120x-64x41.5 =-126.87795軸承b在水平面內(nèi)的支反力rsli =耳-丹霞

29、=364 - -126.8 = 490.bn軸承a在垂直面內(nèi)的支反力l415=0 x= 1c53 x - = 459.997v 且了日lb95軸承b在垂直面內(nèi)的支反力l3=18mml4=77mml5=18mml6=47mmfti=1053nfri=364nfai=120nrah=-126.8nrbh=490.8n投 w = -(1053 + 459.99) = -1512.997v軸承a的總支承反力為:=，-126君) += 477.157vrav=459.9nrbv=-1512.99n軸承b的總支承反力為:rb =+ 礫=7490,82 + -1512.99z = iso.gafra=477

30、.15nd.繪制水平面彎矩圖rb=1590.6n截面a在水平面內(nèi)彎矩= ojv mm截面b在水平面內(nèi)彎矩51二-364 x 415 + 120 x = -12046n mm2截面c在水平面內(nèi)彎矩medmi51fal x = 12。x = 30607v mm 22e.繪制垂直面彎矩圖截面b在垂直面內(nèi)彎矩=45999 x 95 = 43699.0sn , mm截面b處合成彎矩mb = jaf品 + af金=/(-12046)2 +(43699,05)z = 4-5323.94jv 截面c處合成彎矩mc -嶗& + m - v(3060)2 + (0)2 3060n mm g.繪制扭矩圖t = 26

31、322.197v*mm h.計算當(dāng)量彎矩圖截面a處當(dāng)量彎矩mva =+ c0-6 x 26322.19)z = 1s793,31/v* w的截面b處當(dāng)量彎矩=叫: + at)z = 4-5328.94z +(0.6 x 2632 2.19)s = 48001,廳n tram截面c處當(dāng)量彎矩m館= 此 + (crt)a 二 30602 + (0.6 x 26322.19)2 = 160g7o2n , mm截面c處當(dāng)量彎矩mvi =廄 + 工=v0a + (0 & x 26322.193 = 15793,3：1n *ftf* alt flap1 _i ros-t代啟y- rbvhcjmmww.11

32、1 1 kf -， 1 | 一 “ 1 ii“uui| iiimtsmh 11hullllinmgfp i* iwk hel.m i rim15iii hill 1 ii llllfii, .hrltk ia=s hp i一 w. 一 一 -rri ri hi iiiitiii1iitii1 hllllbivnuu1111 illulnmmrja cke.攀枝花學(xué)院機械工程學(xué)院機械設(shè)計課程設(shè)計i.校核軸的強度其抗彎截面系數(shù)為7t x d3w = 6280me32抗扭截面系數(shù)為7t x rf3, = 125gomet 16最大彎曲應(yīng)力為mo7 = = 7.64afpa w剪切應(yīng)力為=2.14af

33、pa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈 動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)a =0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為查表得45,調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限6b=640mpa,則軸的許用彎(t e(t -1b,所以強度滿足要求曲應(yīng)力(r-1b=60mpa, (t e -40 x f = 115 x = 23.02mm# j 460由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標(biāo)準直徑dmin=25mm設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離 x遠大于2,因此 設(shè)計成分離體，即齒輪 3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計成普通階 梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上

34、齒輪3、齒輪2及兩個軸承。與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的 另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，a型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過 渡配合固定。s255hbs 許用彎曲應(yīng)力為(t =60mpaa0=115dmin=25mmb.確定各軸段的長度和直徑。第1段：d1=25mm （與軸承內(nèi)徑配合），l1=30mm （由軸承寬度和 齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定）第2段：d2=31mm （與小錐齒輪內(nèi)孔配合），l2=73mm （比小錐齒輪輪轂寬度小2mm,以保證齒輪軸向定位可靠）第 3 段：d3=41mm （軸肩），l3=19mm第4段：d4

35、=31mm （與大錐齒輪內(nèi)孔配合），l4=54mm （比大錐齒輪輪轂寬度小2mm,以保證齒輪軸向定位可靠）第5段：d5=25mm （與軸承內(nèi)徑配合），l5=30mm （由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫中速軸的受力圖如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力大錐齒輪所受的圓周力%= 1053jv大錐齒輪所受的徑向力大錐齒輪所受的軸向力2 = 3647vdi=25mm d2=31mm d3=41mm d4=31mm d5=25mmli=30mml2=73mml3=19mml4=54mml5=30mm齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）年

36、76599.961053jvf = 2 x= 2220a/42齒輪3所受的徑向力120用ft2 =月* tana = 2220 x tan200 = 8087vc.計算作用在軸上的支座反力軸承中點到低速級小齒輪中點距離la=59.5mm,低速級小齒輪中364at點到高速級大齒輪中點距離lb=82.5mm,高速級大齒輪中點到軸承中點距離lc=50mm 軸承a在水平面內(nèi)支反力% =:-59.5+82.5 + 50808 x 59.5 - 12g k 69.5 + 82.5) + 364 x 電算 -=335at軸承b在水平面內(nèi)支反力正弱 =耳3 一 區(qū)/一匕 =808-(335) - 120 =

37、3s3n軸承a在垂直面內(nèi)支反力rav -耳a x% 4% x (la +zj_2220x 59.5 +1053x (59.5 + 82.5)59.s + 呢 5 + 50=1467川o x+ lj + & x le2220 x (92.5 + so) +1053 x 5059 3 + 825 + 50=1806翔rah=-335n軸承a的總支承反力為:喳 +喝=/(335)z + (1467)z = 1s04.76/v軸承b的總支承反力為:rbh=353nrav=1467nrbv=-1806n+ % = 7(353)z -|- (1806)2 = 1b40-18/vd.繪制水平面彎矩圖截面a和

38、截面b在水平面內(nèi)彎矩= m&l q截面c右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩=r. x ic = (335x ho) = 167son mmra=1504.76nrb=1840.18n軸承b在垂直面內(nèi)支反力截面c左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩= -r x lc = -(335x 50)= 1e465附, mm截面d右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩m/jh蘇=火&出 x lfl = 33 x s9.5 = 21004n , mm截面d左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩及由且左=rsii * 工占二 353 x 565 = 21004w e.繪制垂直面彎矩圖卬入a 4h士工十仁 ojv mm截面a在垂直面內(nèi)彎矩曲“ 3v截面c在垂直面內(nèi)彎矩= r6 x c

39、 = 1467 x 50 = 73350n mm截面d在垂直面內(nèi)彎矩= k皿 xlfl = 1806 x 59.5 = 1c7457n mmf.繪制合成彎矩圖截面a和截面b處合成彎矩ma = mb = oat mm截面c右側(cè)合成彎矩my = 七 += /(-167s。產(chǎn)+(73350尸=75238n mm截面c左側(cè)合成彎矩mc.=w：口后 + mgv = v(1646s)2+(733：5d)a = 751757v , mm截面d右側(cè)合成彎矩.m = f；：l - m = j。10。4)二-11。74m二=l09491.y ?!?!截面d左側(cè)合成彎矩m田左=/崎皿 + m熊=v(2 ifllo4

40、)1 -i- (1074572 = 1d9491w mmf.繪制扭矩圖=75066,98jv * mmg.繪制當(dāng)量彎矩圖截面a和截面b處當(dāng)量彎矩.二期看截面c右側(cè)當(dāng)量彎矩“寫匚右=+ (at)1 = 7752381 +(0.6 x 75066.98)a = s76s9a/ rmn.截面c左側(cè)當(dāng)量彎矩= 屁三 + st尸=,75175工 + ql6 x 75066s8產(chǎn)=87635a截面d右側(cè)當(dāng)量彎矩m皿右二+ 丁尸=vl-094911 -f (fijb x 75066.98)2 = 118393jv* mm截面d左側(cè)當(dāng)量彎矩+ 丁尸=v109491a4-(0 x 75066.9s)2 = 11

41、0393n, mm *| *一l.-1 n-m 耳， rr vmd。illllll4c1 * .li rf nn it + 7 3鼻小i ar 上 一上 4 日mi-d1寫*:，b tsjwiik avmo*.nllllllllllll.m iii hill lliii.m111iiii iiiiliummiii川山山川silwlknrrtw|.frfbtv5川山川訓(xùn)川nttbfcillllll.,fii , ni sat mv m. umh.校核軸的強度因軸截面d處彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危 險截面。其抗彎截面系數(shù)為jfx d3w = 2923.24inm332抗扭截面系數(shù)

42、為7t x d3明 = 5 呂 4&48rwn16最大彎曲應(yīng)力為m獷=40.5affa w剪切應(yīng)力為t r = = wt按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)a =0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為弓=工 + 4 x (b x i尸=43.44mf&(t e(t -1b,所以強度滿足要求查表得45,調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限6b=640mpa,則軸的許用彎 曲應(yīng)力(r-1b=60mpa, (t e ipr 3,66d -40 x ，一 = 112 x = 36.45mmjn(10649由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin =(h-。用7x 364

43、5 = 39mm查表可知標(biāo)準軸孔直徑為 40mm故取dmin=40mm設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖dmin=40mma.軸的結(jié)構(gòu)分析低速軸設(shè)計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝 入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選 用 a型鍵，bxh=12x8mm(gb/t 1096-2003)長 l=90mm；定位軸 肩直徑為45mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承 端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑0第 1 段：d1=40mm, l1=110mmd140mm d2=45mm d3=50mm d4=57mm d5=67mm d6=57mm d

44、7=50mm第2段：d2=45mm （軸肩），l2=60mm （軸肩突出軸承端蓋 20mm 左右）第3段：d3=50mm （與軸承內(nèi)徑配合），l3=20mm （軸承寬度）第4段：d4=57mm （軸肩），l4=81.5mm （根據(jù)齒輪寬度確定）第 5 段：d5=67mm （軸肩）,l5=12mm第6段：d6=57mm （與大齒輪內(nèi)孔配合），l6=68mm （比配合的齒輪寬度短2mm,以保證齒輪軸向定位可靠）li=110mml2=60mml3=30mm l4=81.5mm l5=12mm l6=68mm l7=39.5mm第7段：d7=50mm （與軸承內(nèi)徑配合），l7=39.5mm （由軸承寬

45、度 和大齒輪斷面與箱體內(nèi)壁距離確定）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）312f 329155.29 =2x = 2 x= 2110/v齒輪4所受的徑向力耳4 = % x tana = 2110 x tan200 = 7687v c.計算作用在軸上的支座反力第一段軸中點到軸承中點距離la=63.5mm,軸承中點到齒輪中點距離lb=137.5mm,齒輪中點到軸承中點距離 lc=125mm d.支反力軸承a和軸承b在水平面上的支反力 rah和rbhfrxla 768x63.5 * = = 243at網(wǎng) la +lb 633 + 137.5r盹=己一% = 76