二級圓錐圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書

設(shè)計說明書目錄第一部分設(shè)計任務(wù)書..............................................4第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案.....................................5第三部分電動機的選擇............................................53.1電動機的選擇............................................53.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比........................6第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).............................7第五部分齒輪傳動的設(shè)計..........................................85.1高速圓柱齒輪傳動設(shè)計計算.................................85.2低速圓錐齒輪傳動設(shè)計計算................................15第六部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計..........................236.1輸入軸的設(shè)計...........................................236.2中間軸的設(shè)計...........................................276.3輸出軸的設(shè)計...........................................33第七部分軸承的選擇及校核計算....................................417.1輸入軸的軸承計算與校核...................................417.2中間軸的軸承計算與校核...................................427.3輸出軸的軸承計算與校核...................................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)計任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù)設(shè)計二級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)計年限（壽命）：15年，每天工作班制（8小時/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)計步驟1.傳動裝置總體設(shè)計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5.齒輪的設(shè)計6.滾動軸承和傳動軸的設(shè)計7.鍵聯(lián)接設(shè)計8.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計9.潤滑密封設(shè)計10.聯(lián)軸器設(shè)計第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案一.傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：選擇電動機-聯(lián)軸器-圓柱齒輪傳動-離合器-圓錐齒輪傳動-工作機。二.計算傳動裝置總效率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為圓柱齒輪傳動的效率，6為離合器的效率。第三部分電動機的選擇3.1電動機的選擇圓周速度v:v=0.2355m/s工作機的功率Pw:P電動機所需工作功率為:P工作機的轉(zhuǎn)速為:n=50r經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，圓柱齒輪傳動比范圍i=8左右，圓錐齒輪傳動比范圍i=5左右。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y180L-6的三相異步電動機，額定功率為15W,滿載轉(zhuǎn)速nm=200r/min。電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G180mm710×430279×27915mm48×11014×42.53.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比：由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:i（2）分配傳動裝置傳動比:取增速級圓柱齒輪的傳動比為:i減速器錐齒輪的傳動比為:i第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸：n中間軸：n輸出軸：n工作機軸：n（2)各軸輸入功率:輸入軸：P中間軸：P輸出軸：P工作機軸：P則各軸的輸出功率：輸入軸：P中間軸：P輸出軸：P工作機軸：P(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩：T輸入軸：T中間軸：T輸出軸：T工作機軸：T各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：T中間軸：T輸出軸：T工作機軸：T第五部分齒輪傳動的設(shè)計5.1高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1.選精度等級、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）一般工作機器，選用8級精度。（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.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（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計算接觸疲勞強度用重合度系數(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）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備①圓周速度vv=②齒寬bb=2）計算實際載荷系數(shù)KH①由表查得使用系數(shù)KA=1.25。②根據(jù)v=0.1225m/s、8級精度，由圖查得動載系數(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級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.452。由此，得到實際載荷系數(shù)K=3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d及相應(yīng)的齒輪模數(shù)m=模數(shù)取為標準值m=1mm。3.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑dd（2）計算中心距a=（3）計算齒輪寬度b=取b2=26、b1=30。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件σ1）確定公式中各參數(shù)值①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(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計算實際載荷系數(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）齒根彎曲疲勞強度校核σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設(shè)計結(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)和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(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ham×ha1mm1mm齒根高hfm×(ha+c)1.25mm1.25mm全齒高hha+hf2.25mm2.25mm齒頂圓直徑dad+2×ha28mm74mm齒根圓直徑dfd-2×hf23.5mm69.5mm5.2低速級圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算1.選精度等級、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）一般工作機器，選用8級精度。（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.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（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）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備①圓周速度vdv②當量齒輪的齒寬系數(shù)b=φ2）計算實際載荷系數(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級精度，由圖10-8查得動載系數(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級精度、小齒輪懸臂時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=0.929；于是KF=0.859。由此，得到實際載荷系數(shù)K3）由式（10-12）可得按實際載荷系數(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)取為標準值m=0.5mm。3.按齒根彎曲疲勞強度校核（1）由式（10-26），即σ1）確定公式中的各參數(shù)值①計算載荷系數(shù)K②計算分錐角δδ③計算當量齒數(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計算彎曲疲勞強度許用應(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）齒根彎曲疲勞強度校核σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求。4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑dd（2）計算分錐角δδ（3）計算齒輪寬度b=取b1=b2=4mm。主要設(shè)計結(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)和計算代號名稱計算公式高速級小錐齒輪高速級大錐齒輪模數(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ham×ha0.5mm0.5mm齒根高hfm×(ha+c)0.625mm0.625mm全齒高hha+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″第六部分傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計6.1輸入軸的設(shè)計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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA=1.5，則:T按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，同時兼顧電機軸直徑38mm，查標準GB/T4323-2002或手冊，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)進行軸向定位。由手冊上查得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?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，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）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)6208型軸承查手冊得T=18mm輸入軸第一段中點距左支點距離L1=58/2+50+18/2=88mm齒寬中點距左支點距離L2=30/2+33+113-18/2=165.5mm齒寬中點距右支點距離L3=30/2+9+33-18/2=61.5mm2）計算軸的支反力：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）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取=0.6，則有：σ故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，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，取：A0=115，得:d4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,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)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）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得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)濟性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。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?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度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，同時保證軸承兩側(cè)對于中心軸線對稱，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）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)30209軸承查手冊得a=18.6mm高速大錐齒輪輪轂中點距右支點距離L1=(57/2-2+46.75-18.6)mm=54.6mm中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2=(57/2+31.1+76/2)mm=97.6mm低速小齒輪齒寬中點距左支點距離L3=(76/2-2+46.75-18.6)mm=64.2mm2）計算軸的支反力：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）計算當量彎矩并繪制彎矩圖截面A處和B處的當量彎矩：M截面C右側(cè)當量彎矩：M截面C左側(cè)當量彎矩：M截面D右側(cè)當量彎矩：M截面D左側(cè)當量彎矩：M8）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度：進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面D左側(cè)）的強度。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)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，則軸的計算應(yīng)力：σ故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，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)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA=1.5，則:T按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T4323-2002或手冊，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)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左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得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，低速小齒輪和高速大錐齒輪之間的距離為31.1mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度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）作軸的計算簡圖:根據(jù)30210軸承查手冊得a=20mm齒寬中點距左支點距離L1=(71/2-2+50.25-20)mm=63.8mm齒寬中點距右支點距離L2=(71/2+12+87.6+36.75-20)mm=151.8mm第一段受力中點距右支點距離L3=(82/2+50+20)mm=111mm2）計算軸的支反力：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