機械設計二級減速器說明書

一、 課程設計目的與要求《機械設計》課程設計是機械設計課程的最后一個教學環(huán)節(jié)，其目的是：1） 培養(yǎng)學生綜合運用所學知識，結(jié)合生產(chǎn)實際分析解決機械工程問題的能力。2） 學習機械設計的一般方法，了解和掌握簡單機械傳動裝置的設計過程和進行方式。3） 進行設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、查閱資料、熟悉標準和規(guī)范。要求學生在課程設計中1） 能夠樹立正確的設計思想，力求所做設計合理、實用、經(jīng)濟；2） 提倡獨立思考，反對盲目抄襲和“閉門造車”兩種錯誤傾向，反對知錯不改，敷衍了事的作風。3） 掌握邊畫、邊計算、邊修改的設計過程，正確使用參考資料和標準規(guī)范。4） 要求圖紙符合國家標準，計算說明書正確、書寫工整，二、 設計正文1.設計題目及原始數(shù)據(jù)設計帶式輸送機用二級齒輪減速器原始數(shù)據(jù)：1） 輸送帶工作拉力F=4660N;2） 輸送帶工作速度v=0.63 m/s（允許輸送帶速度誤差為土5%）；3） 滾筒直徑D=300mm;4） 滾筒效率n=0.96（包括滾筒和軸承的效率損失）；5） 工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；6） 使用折舊期8年；7） 動力來源：電力，三相交流，電壓380V；8） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。2.設計內(nèi)容：1） 傳動裝置的總體方案設計；選擇電動機；計算運動和動力參數(shù)；傳動零件的設計。2） 繪制裝配圖和零件圖。3） 設計計算說明書一份，包括：確定傳動裝置的總體方案，選擇電動機，計算運動和動力參數(shù)，傳動零件的設計，軸、軸承、鍵的校核，聯(lián)軸器的選擇，箱體的設計等。一.選擇電動機；1.選擇電動機（1）選擇Y系列三相異步電動機。（2）電動機的容量由電動機至工作機的總效率為n=n1*n2*n3*n4*n5式中各部分效率由設計資料查得:普通v帶的效率n1=0.96，一對滾動軸承的效率n2=0.99(初選球軸承)，閉式齒輪傳動效率n3=0.97(初定8級)，十字滑快聯(lián)軸器的效率n4=0.97，卷筒傳動效率n5=0.96?？傂蕿閚=n1*n2*n3*n4*n5=0.96*0.994*0.973*0.96=0.808電動機所需功率為Pd=(F*v)/(1000*n)=3.634kw(2)確定電動機的轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為nw=(60*1000*v)/(兀d3=4g.107r/min且初步估取電動機的*額定功率為4kw又優(yōu)先選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機。有設計資料電動機部分選用Y132M1-6或Y112M-4型電動機，同時查得Y132M1-6的滿載轉(zhuǎn)速為960r/min,總傳動比i總=nd/nw=960/40=24，過小，故不選。綜上所述，選取Y112M-4型電動機。其主要性能見表電動機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量Y112M-4414402.243外形和安裝尺寸見下表;機座號中心高安裝尺寸軸伸尺寸平鍵尺寸外形尺寸HABDEF*GDGl/D"AAD112M11219014028608*742004 265: 115190二分配各級傳動比總傳動比為i=nmn=144^/^7^1627=35.937)5-s .由式i=i]*i2,式中i1和i2分別為V帶傳動和減速器的傳動比。按傳動比分配注意事項，i〈i，初步取i=2.99，i=i/i=35.937/2.99=12.019.又在減速器中，取i=3,i=4.006。帶齒 帶 齒帶 1 '2三.計算運動和動力參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速：n廣nm=帶44040/2.99=481.605r/minn=紅=4440605/3*16015珈dr/minHi 5.3 'minn="口=?60.575/4.006=40砌rrminmi 3.5 min2卷筒軸n邱二〃m=40.074r/min(2)各軸的輸入功率：%=尸/01三35634*0.9曲擒29kw5.3084Pn=p*^2*n習馥勉彳藜甘姍*0.97=3.:35kW982Pm=PH樣q2*5.gs8%**0).^*^整玲牝齡3pw=Pm*n2*11234三35207*0§9*0.97=&.089kW.8963P⑶各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：T=9550f=69U20"mi同理，Tn=4979z817nm,Tm=7朋%40nmT&=736.137nm將計算數(shù)值列于下表:軸號轉(zhuǎn)速n(r/min)輸入功率P(kw)輸入扭矩(N.m)電動機軸1440I軸481.6053.48969.185II軸160.5353.35199.287III軸40.0743.217766.640W軸40.0743.089736.137四設計計算窄V帶傳動1.確定計算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1.2，故P=K*P=1.2*4=4.8kw2「選取窄V帶帶型

根據(jù)Pca"［由圖8-9(課本上)確定選用SPZ型確定帶輪基準直徑由表8-3和表8-7取主動輪基dd1=71mm根據(jù)式8-15，從動輪基準直徑dd2=i*dd1=213mm按式8-13驗算帶的速度：由公式由公式v=“d1”1(m/s)6000v=Ed2〃2(m/s)6000得V1=5.353m/s<35m/s.故帶的速度合適。確定窄V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)0.7*(d+dn)<a<2*(d4+d.)，初步確定中心距a=400mmd1dr0 'd1d2 0根據(jù)式8-20計算帶所需的基準長度L'd=2*a+0.5*n*d+d)+(d-d)2/(4*a=1258.709mm0 、d1d2d2d1 0)由表8-2選帶的基準長度Ld=1250mm按式8-21計算實際中心距aa=a0+(Ld-L'd)/2=395.646mm驗算主動輪上的包角a1=180-[(dd2-dd1)/a]*57o=159.363o>120o故主動輪上的包角合適。計算窄V帶的根數(shù)Z由式8-22知：Z=Pca/[(Po+APQ)*Ka*K「由nm=1440r/min,dd1=71mm,i=3,查表由nm=1440r/min,dd1=71mm,i=3,查表8-5c和8-5d得P°=1.237kw△P「0.217kw查表8-8得Ka=0.947,查表8-2得則代入公式計算得：取Z=4根7.計算預緊力Fo由式8-23知fZ=3.709K=0.94L0查表得q=0.07kg/m1——F2故ecefva+1 +efva-1qv2Fo=185.819N8.計算作用在軸上的壓軸力Fp由式得：8.計算作用在軸上的壓軸力Fp由式得：F=2zFcos代入數(shù)據(jù)得上=1462.51N。五減速器內(nèi)傳動零件的.設計計算<一>高速齒輪組的設計與強度校核1)選定齒輪類型、精度等級、如上圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動；運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度(GB10095—88)；2zFcos(材料及齒數(shù)A.B.K、)=2zFsin七2 0 2C.材料選擇。由表10—1選擇小齒輪材料為40C,(調(diào)質(zhì))，硬度C.是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40HBS。D.初選小齒輪齒數(shù)Z1=24,大齒輪齒數(shù)為Z2=4.006*Z1=96.144，取Z2=96。E.初選螺旋角8=14。按齒面接觸強度設計^>【2KT1(u+1)ZZ2丘 \ ^￡u9]① 確定公式內(nèi)的數(shù)值試選K=1.6，由圖10—30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433由圖10—26查得￡=0.78￡=0.88 所以￡ =1.66由表10-7選取齒寬系數(shù)。廣1查表10—6得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa12由圖10—21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為。Hr1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為。H].2=550MPa計算應力循環(huán)次數(shù)N=60njL=60*1440*1*(2*8*300*10)=4.1472*109同理n=7.825*108由圖10—19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9,K明2=0.95計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，則[b]=K ―/S=540MPa[b]=K2b /S=522.5MPa所以[b]=(540+522.5)/2=531.25MPa由以上計算知：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Ti=69.185Nm=69.185*13Nmm計算由小齒輪分度圓直徑d>3：2KtT1(U+1)(ZhZe)2=50.123mmH^￡u[b]B.計算圓周速度B.計算圓周速度v=^d1tn1=1.264m/s60*1000C.計算齒寬C.計算齒寬b及模數(shù)mntb=。d=50.123mmdcospnZ1h=2.25*mh=2.25*mntb/h=9.896=5.065mmD.計算縱向重合度％D.計算縱向重合度％%=0.318。Ztan6=1.093E.計算載荷系數(shù)KE.已知使用系數(shù)K廣1,根據(jù)v=1.264m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)k=1.14；由表10-4查得KHp三山盤巾慢書頓抑?爭^^G.^lO^bT^OI;查圖10-13得膈=1..32；查表10-3得Kh=Kf=1.4所以載荷系數(shù)K=KKKKhp=2879F.按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑F.按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=6G.965mmiG.計算模數(shù)dcosZiG.計算模數(shù)dcosZip=2.465mm3)按齒根彎曲強度設計由式10-17由式10-17：mn確定計算參數(shù)〕2KTg°co?p七七—* 8Z2s[a]計算載荷系數(shù)K=KKKKp=2.586

由縱向重合度8=1.903,查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88計算當量齒數(shù)Z= /1 =26.27同理Z=105.089V1cos2P V2查取齒形系數(shù)由表10-5查得齒形系數(shù)Y廣2.592； Y2=2.176查取應力校正系數(shù)Y=1.5956；Y=1.794由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限b=500b=500MPa；b =380MPaG由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.85；K =（0.88H.計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則同理[b]=238.86MPa[b]="fn1bfe1=303.57MPa同理[b]=238.86MPaF1S計算大、小齒輪的Y^，并加以比較[b]FL1L1=0.01365[bf]1YFa2La2=0.01632[bf]2所以，大齒輪的數(shù)值大5）設計計算:'2KYPCOS2PYFaYsa=1.716mm。Z28[b]對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m〃大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m廣2.0mm，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得的分度圓直徑d1=40.9735mm來計算應有的齒數(shù)。于是有Z=d1COSP=29.577 取Z=30則Z=uZ=120.18.取Z=1201m 1 2 1 24.幾何尺寸計算1）計算中心距a=（Z1+Z2）mn_136.*42mm 將中心距圓整為155mm2cosP2）按圓整后的中心距修正螺旋角P_arccos('1+'2)m_1生而匍華拓伽&31'38"2a因6值改變不多，故參數(shù)￡、K°、Z等不必修正。3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d_^1mn_（42.Q5）!Dmm 同理d=248.001mm1cosP 24）計算齒輪寬度b=?d=62.000mm 圓整后取B_6$mm B=70mm此時傳動比i2=4,i帶=2.99,^=3.005，經(jīng)修正后得:軸號轉(zhuǎn)速n(r/min)輸入功率P（kw）輸入扭矩（N-m）I軸481.6053.48969.185II軸160.2683.35199.619III軸40.0673.217766.774W軸40.0673.089736.266<->低速齒輪組的設計與強度校核1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)如課本上圖所示，選用直齒圓柱齒輪傳動。運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB10095—88）；材料選擇。由表10—1選擇小齒輪材料為40C（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40HBS。初選小齒輪齒數(shù)Z廣24,大齒輪齒數(shù)為Z4=3.005*Z廣72.12，取72。

2）按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算 d>J?〉，2（以+1）（ZJe）23，七^8u [b]確定公式內(nèi)的數(shù)值A(chǔ).試選K=1.3，由圖10—30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433B.由圖10—26查得￡=0.771￡=0.980所以￡ =1.751由表10-7選取齒寬系數(shù)?！欢?查表10—6得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa12由圖10—21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為bh「3=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為bh「4=550MPa計算應力循環(huán)次數(shù)N=60njL=60*160.268*1*（2*8*365*8）=4.493*108同理n=1.495*108由圖10—19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K的3=0.94Khn廣0.98計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，則[b]=Kb「/S=564MPa[b]=Kb /S=539MPa所以所以[b]==592.4MPa所以所以H3）計算A.小齒輪分度圓直徑d>,2K2(U+1)(ZhZe)2=81.207mmf\ ^￡u [b]計算圓周速度v=—3「II=0.681m/s60*1000C.計算齒寬b及模數(shù)干b=。dd=1*81.207=81.207mm

+=d3/Zi=3.384mm h=2.25*+=7.613mmb/h=10.667D.計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)K廣1，根據(jù)v=0.681m/s,8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)K=1.1;百齒輪，假設Ka*F/b<100N/mm查表10-3得K=K「=1.2；由表10-4查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時KH(3=山1+().1(8*(1+0.8(|0.2魅102隨31110-3*b=1.463；

dd由b/h=10.667,Khb=山63,查圖得粲*仔1。=L所以載荷系數(shù)K=K,KKhKh^=1.931E.按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=969.=969.6216mmt31F.計算模數(shù)dcosB=d3/z^92.6562^7=8.86134）按齒根彎曲強度設計‘2KT2Y°cos2p七、1 。Z28g]確定計算參數(shù)A.計算載荷系數(shù)K=KAKKfK鄧=1.782B.查取齒形系數(shù)由表10-5查得齒形系數(shù)Yf3=2.65；Yf4=2J36應力校正系數(shù)Y,3=1.58； Ys4=1.754C.由圖10-20CC.由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限bFE3=500MPa；b=380MPa由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.90；KFN4=0.99計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則

g]=KFN3bFE3=320.7BMPa； 同理[b]=241.571MPaF3 S F4計算大、小齒輪的"f/%，并加以比較[b]F"f."f.3"sa3=0.01348[b「3大齒輪的數(shù)值大5）設計計算”f.4七4=0.01624[bF]42KT2"-c°s"LX.=2.791mm。Z28[b]對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m廣3.0mm，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得的分度圓直徑d3=92.656mm來計算應有的齒數(shù)。于是有Z=部m=92.656/3=30.885,取Z=31則Z=uZ=93.155,取Z4=933 m 3 4 3這樣設計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。6）幾何尺寸計算計算大、小齒輪的分度圓直徑d=z*m=31*3=93mmd2=Z2*m=93*3=279mm計算中心距a=（d1+d2）/2=186mm計算齒輪寬度b=8d=93mm 圓整后取B=95mmB=100mmP7）驗算與=2*九件=4292.88怔35.2050〃[K*Ft/b=46.16<100.故合適。8）此時1帶=2.99,1]=3小=4,經(jīng)再次修正后得1IJ軸號轉(zhuǎn)速n（r/min）輸入功率P（kw）輸入扭矩（N-m）I軸481.6053.48969.185II軸160.5353.35199.287III軸40.1343.217765.499W軸40.1343.089735.036六校驗傳動比實際傳動比為i實=2.99*3*4=35.88總傳動比 匚總=35.937所以傳動比相對誤差為(35.937-35.88)/35.937=0.159%七.軸的結(jié)構(gòu)設計及計算一.高速軸的設計與計算列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面分析知：P[=3?489kw5?3485*0.9925二5.3084乃[=481.605r/minPT=695605Nm=35.2050i求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為62.000mmP而圓周力Ft=2*T/d1=2231.774N35.2050i徑向力F=F=Ftanan=839.378NrrtcosP軸向力F=FtanP=2t88532N.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-3，取A0=112，于是得:''Pd,=A =2H76767nmm輸出軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪處軸的直徑dI-II,為了便于制造，故初選dI-II=25mm4.軸的結(jié)構(gòu)設計1） 擬定軸上零件的裝配方案本題的裝配方案如上述分析所述，按課本上P48圖5-34所示裝配。2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度①為了滿足軸向定位要求，I-1軸段右端制出一軸眉，故取II-m段的直徑dn-m=35mm;并根據(jù)帶輪的寬度選L=B=（Z-1）*e+2*f=38mm.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，故選用角接觸球承。參照工作要求并根據(jù)dn-m=35mm，由軸承中初步選取0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承7008C。起尺寸為d*D*B=40mm*68mm*15mm.故取dm-w=d^-^=40mm，且取擋油板寬度為10+2mm,故Lm-W=B+10+2=27mm.顯然，dW-V=dm-w+2*h起軸肩定位作用，故取dW-V=55mm.根據(jù)計算，顯然齒根圓到鍵槽底部的距離X<2*m^故將齒輪與軸做成一體，即齒輪軸。此時齒輪與軸使用同種材料并均經(jīng)過相應熱處理，所以LVM=B1=70mm.顯然，齒輪軸處安裝齒輪的軸徑dV-w為齒輪軸的齒頂圓直徑，即dV-w=62+2*h「66.000mm,同理日"巧二w-V=55mm，且L^-w=Lm-w=27mm,L^-^=A2-2=10-2=8mm,lW-V=100+a3+a2-2-2.5*2=115,同時為了滿足凸緣式端蓋裝拆要求，取LI-m=66mm.至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。5軸上力的作用點及支點跨距的確定（1）由手冊上查得軸承的a值為14.7mm，計算得出帶輪上力作用點與支撐受力點的距離為L「0.5*L+Lim+a=100mm;齒輪中心與左支撐受力點的距離為L2=o.5*lv-^+Lw-v+Lm-w-a=162mm齒輪中心與右支撐受力點的距離為L3=0.5*LvM+L"w+LWMI-a=55mm.6.軸、滾動軸承及鍵聯(lián)接的強度計算（1）軸的強度計算。由題圖的傳動方案，假設高速軸上小斜齒輪右旋，并旋轉(zhuǎn)方向為右旋，而且6=14.593。高速齒輪軸的材料應與小齒輪原定材料相同，即45綱調(diào)質(zhì)處理，此材料的

M 一 一bb=650Mpa,[b]=60Mpa.高速軸的受力分析和彎扭矩圖如下圖所示（見下頁）從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖中可以看出C截面是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C出的MwH、Mv及M值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1=557.944NFnh2=1673.831NFnv1=1815.28NFnv2=-1192.148N彎矩MMH=92060.76NmmMv1=-117000.8NmmMv2=-65568.14Nmm總彎矩M]=(MH2+Mv12)1/2=117000.8NmmM2=(MH2+Mv22)1/2=117083.9Nmm扭矩TT1=69.185*103Nmm6.按彎扭組合應力校核軸的強度進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6,軸的計I算應力為：b=*M+（"3）=4.321Mpaca W前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得[b]=60MPa，因此是安全的。-1（2）滾動軸承計算高速軸的軸受力分析簡圖如圖（f）1） 軸承B和D的徑向力分別為■Fr1==V’F2nh1+F2nh1=1892409N211.72=474NFr2"F2nh2+F2nh2=2054.376N360M=1151N2） 由滾動軸承標準查得7008C型附加軸向力為Fd=e*Fr。先初取e=0.4，因此可估算Fd1=0.4*Fr1=0.4*1899.09=759.636NFd2=0.4*Fr2=0.4*2054.976=821.99N按式13-11得：Fa1=Fae+Fd2=218.532+821.99=1040.522NFa2=Fd2=821.99N所以：Fa1/C0=1040.522/15200=0.0685同理，F(xiàn)a2/C0=0.0541由表13-5進行插值計算得：e1=0.44,e2=0.426再計算 Fd1=e1*Fr1=0.44*1899.09=835.599NFd2=e2*Fr2=0.426*2054.976=875.349NFa1=Fae+Fd2=875.349+218.532=1093.881NFa2=Fd2=875.349N所以：Fa1/C0=1093.881/15200=0.0719Fa2/C0=875.349/15200=0.0576綜上兩次計算相差不大，因此確定：e1=0.44,e2=0.426，F(xiàn)a1=1093.881N，F(xiàn)a2=875.349NTOC\o"1-5"\h\z3）求當量動載荷P1和P2 3 3上=1081.8￡1/1899.09=0.576>eF474r1F 783f=875.349/2054.976=eF 1151 2r2故對軸承1,X1=0.44,￥1=1.275對軸承2,X2=1,Y2=0按表13-6，取載荷系數(shù)f=1,則： ，p L =P=f*(XF+Y1F)=0.44*1899.09+1093.881=1929.4&1Np1r1a1P=f*(XF+YF)=XF=F=2054.976Np'2r22a2，2r2r24)驗算軸承壽命106因為LP<P，所以按軸承2的受力大小驗算h1260n—又n=481.605r/min，C=20000N,￡=3,代入計算得：31899.596h=5.46年故所選軸承可滿足要求。（3）鍵聯(lián)接計算 b_F_2T< ]由以上計算得與帶輪連接的直徑為25mm，長度為3gmmo今采用圓頭普通甲鍵pA型，b*h=8*7mm,長度L=32mm，鍵的材料為45鋼。又鍵的工作長度l=L-b=32-8=24mm,轉(zhuǎn)矩為T=T「69.185*103Nmm因此擠壓應力°p=（4*T）/（d*h*l）=4*69.185*1000/（25*7*24）=65.89Mp< =100Mp故此鍵聯(lián)接強度足夠。二.中間軸的結(jié)構(gòu)設計初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-3，取A0=115,于是得:■P=3fl76617nmm'n3軸的最小直徑是安裝在軸承上的，同時選角接觸球軸承。并根據(jù)d =31.66pmni可選67min03n37207C,其尺寸為d*D*B=35*72*17mm.軸的結(jié)構(gòu)設計1） 顯然d[_[[=dvM=35mm,且查表知B=17mm所以：L[_[廣B+10+^2+2=39mmLV-^=B+10+A2+2.5+2=41.5mm2） 取安裝齒輪處的軸段II-m和W-V直徑為dn-m=dw-V=40mm且由齒輪寬度得：LI-m=100-2=98mm,L^-v=65-2=63mm3） 由以上分析知：dm_w=di-m+2*（5.45~8.5）,取dm-^=50mm,且Lm-^=A3-2.5=9.5mm4） 小直齒輪的作用點與右支撐受力點間的距離為：l1=L[_[[-a+Bi/2-2=39T5.7+50-2=71.3mm,取l1=71mm大斜齒輪的作用點與左支撐受力點的距離為l2=L^_V-a+B2/2-2=41.5-15.7+65/2-2=56.3mm,取"=56mm.小百齒輪與大斜齒輪的作用點的距離為l3=Bi/2+B2/2+L[[[-w=50+32.5+9.5=92mm6）求作用在小直齒輪上的力：已知d2=93mm，而Ft=2*\/d[[=2*199.287*103/93=4285.742NF=F*tanan=4285.742*tan20o=1559.882Nrt圓周力Ft及徑向力F的方向如圖所示由以上計算得:載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1=3466.982NFnh2=3050.534NFnv1=-963.266NFnv2=242.762N彎矩MMH1=246155.722NmmMH2=170829.904NmmMv1=68391.886NmmMv2=13594.672Nmm總彎矩MM1=(Mh2+Mv12)1/2=255480.116NmmM2=(MH2+MV22)〃2=171369.983Nmm扭矩TT=199.287Nm6.按彎扭合成應力校核軸的強度校核時，由以上分析可知危險截面B最危險，取a=0.6，軸的計算應力XM2+(aT)2ca W 3.65Pa前已選定軸的材料為45鋼，由表查得"]=60MPa，因此是安全的。-1(2)滾動軸承計算中間軸的軸受力分析簡圖如圖(e)軸承1和2的徑向力分別為Fri==VF2nh1+F2nh1=35984311+N21