二级圆锥-斜齿圆柱

1、机械设计减速器设计说明书系别:班级:姓名:学号:指导教师：职 称:目录1 设计任务书 11.1 设计题目 11.2 设计步骤 12 传动装置总体设计方案 12.1 传动方案 12.2 该方案的优缺点 13 选择电动机 23.1 电动机类型的选择 23.2 确定传动装置的效率 23.3 计算电动机容量 23.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比 34 计算传动装置运动学和动力学参数 45 链传动设计计算 66 减速器高速级齿轮传动设计计算 86.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 86.2 按齿面接触疲劳强度设计 86.3 确定传动尺寸 106.4 校核齿根弯曲疲劳强度 116.5 计算锥

2、齿轮传动其它几何参数 126.6 齿轮参数和几何尺寸总结 137 减速器低速级齿轮传动设计计算 147.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 147.2 按齿面接触疲劳强度设计 147.3 确定传动尺寸 177.4 校核齿根弯曲疲劳强度 177.5 计算齿轮传动其它几何尺寸 197.6 齿轮参数和几何尺寸总结 208 轴的设计 208.1 高速轴设计计算 208.2 中间轴设计计算 278.3 低速轴设计计算 349 滚动轴承寿命校核 419.1 高速轴上的轴承校核 419.2 中间轴上的轴承校核 439.3 低速轴上的轴承校核 44十键联接设计计算 4510.1 高速轴与联轴器键连接校核

3、4510.2 高速轴与小锥齿轮键连接校核 4610.3 中间轴与低速级小齿轮键连接校核 4610.4 中间轴与大锥齿轮键连接校核 4610.5 低速轴与低速级大齿轮键连接校核 4710.6 低速轴与链轮键连接校核 47十一联轴器的选择 4711.1高速轴上联轴器 47十二减速器的密封与润滑 4812.1 减速器的密封 4812.2 齿轮的润滑 4812.3 轴承的润滑 48十三减速器附件 4813.1 油面指示器 4813.2 通气器 4913.3 六角螺塞 4913.4 窥视孔盖 4913.5 定位销 5013.6 启盖螺钉 50十四减速器箱体主要结构尺寸 50十五设计小结 51参考文献 5

4、2设计任务书1.1 设计题目二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力 f=2000n,速度v=0.6m/s,直径d=280mm ,每天工作小时数： 8 小时，工作年限（寿命） ： 10 年，每年工作天数： 300 天，配备有三相交流电源，电压380/220v。1.2 设计步骤1 .传动装置总体设计方案2 .电动机的选择3 .确定传动装置的总传动比和分配传动比4 .计算传动装置的运动和动力参数5 .链传动设计计算6 .减速器内部传动设计计算7 .传动轴的设计8 .滚动轴承校核9 .键联接设计10 .联轴器设计11 .润滑密封设计12 .箱体结构设计传动装置总体设计方案2.1 传动方案传动方案已给定，后置外

5、传动为链传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2 该方案的优缺点二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低， 适用于入轴、出轴成直角布置 的机械传动中。和齿轮传动比较，链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力；能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作；和带传动比较，它能保证准确的平均传动比传递功率较大，且作用在轴和轴承上的力较小；传递效率较高，一般可达0.950.97;链条的较链磨损后，使得节距变大造成脱落现象；安装和维修要求较高。三选择电动机3.1 电动机类型的选择按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380v, y系列。3.2 确定传动装置的

6、效率查表得：联轴器的效率：y 1=0.99滚动轴承的效率：y 2=0.98滑动轴承的效率：y k=0.97闭式圆柱齿轮的效率：y 4=0.98闭式圆锥齿轮的效率：y 3=0.97链传动的效率：y c=0.96工作机的效率：y w=0.97上=mx殖x%x9/小k% x加=0-83.3 计算电动机容量工作机所需功率为fxv 2000x0.6 年二同二io而=ukw电动机所需额定功率工作转速:60x1000x7 60x1000x 0.6% =n=而=40,95 叩 m如 irxd irx280/经查表按推荐的合理传动比范围，链传动比范围为：26,二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：616,因此理论传动

7、比范围为：1296。可选择的电动机转速范围为nd=iaxnw=(1296)x 40.95=491-3931r/min 。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机 型号为：y100l-6的三相异步电动机，额定功率pen=1.5kw,满载车t速为 nm=940r/min ,同步转速为 nt=1000r/min 。力杀电机型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1132s-81.57507102y100l-61.510009403y90l-41.5150014004y90s-21.530002840电机主要尺寸参数图3-1电动机l.中心高外形尺寸地脚安装尺 寸地脚螺栓孔

8、 直径轴伸尺寸键部位尺寸hlx hdax bkdx efx g100380 x 245160x 1401228 x 608x 243.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比的计算14由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速 nw ,可以计算出传动装置总传动比为:k 940儿.一 40.9522-955(2)分配传动装置传动比取链传动比：ic=3锥齿轮(高速级)传动比it - 0.25 x i = 2则低速级的传动比为i2 = 3.83减速器总传动比i i ix ij 7.66四计算传动装置运动学和动力学参数(1)各轴转速:福林 r/珊卿打 940n = = = 470 tp

9、wti- 1氐速轴：na 47071出=7=荻=12工72印用工作摭% 12272n,-7 = -= = 40t91rpm(2)各轴输入功率:旗别隔mbhi酬搠叫二p.x以犷怫xq98x朔川栅蟒力打mx朽1业现x现力肺itt： % 二 3 艘以心 %=1.35 x 0.96 x 0.58 x 0.97 x o,w=1.2w则各轴的输出功率：秘档“和38e4期w/&xll98=uw e j蹿叱虫xo%13m a u工懒力力xo38=u酬(3)各轴输入转矩:电枚孰% =pd= 9550000x = 9550000 x15,一-t-t - 15239.36a1* mm940产 j.1.48=955i

10、00c x = 9550000xt- = 15036.17ar* mmn940y141=2865螂前中同掰 77 =9550000x= 9550000x 470* n7 470jjpj7懒簿 = 9550000x- = 9550000x-1应122/2idp1.35二 105056230 网讥i ”“ -12工作机 7t, = 9550000x = 9550000x 显40.91；：二 28012711af mm则各轴输出转矩:p；145=幽咖口厕加丽=雨3”，1.38中间辄 t= 9550000 x = 9550000x = 2804043a 伽“470rf位132限速轴:t= 955000

11、0x = 9550000x ； = 10272l64w , mm应 /122j2p 118工作机 rr= 9550000 x = 9550000x 坐=275458,32jv-丽笊40.91各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速 n/(r/min)功率p/kw转矩 t/(n?mm)电机轴9401.515239.36高速轴9401.4815036.17中间轴4701.4128650低速轴122.721.35105056.23工作机40.911.2280127.11五链传动设计计算(1)确定链轮齿数由传动比取小链轮齿数z1=25,因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数z2=ixz1=75,所以取z2=

12、77o实际传动比i=z2z1=3.08(2)确定链条型号和节距查表得工况系数 ka=1.1小链轮齿数系数：ks = l22取单排链，则计算功率为：友=匕 x & x p = li x 1,22 x 13&sw = 1.812w选择链条型号和节距：根据 pca=1.812kw, n1=122.72r/min ,查图选择链号 10a-1,节距 p=15.875mm。(3)计算链长初选中心距a0 = 40xp =40x 15,875 = 635mm则，链长为：4 = 2* % + 空+苧+震 x(等)f p 2 口口 12*71/15.8752635 2 xz /= 132,714 节取lp=133

13、节采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大中心距为：amax = /；xpx2xlp-(z1 + zj = 0.24532 x 15.87s x2x 132714- (25 + 77) =636.46mm计算链速v,确定润滑方式z1xnxp 25 x 122.72xls.875 工厂 _ n pi t60 x1000 =60x1000=按v=0.812m/s,链号10a,查图选用滴油润滑。(4)作用在轴上的力1.35嬴=1663月有效圆周力p1000x- = 1000x v作用在轴上的力& * 115 xj = 1.15 x 1663=1912iv链轮尺寸及结构分

14、度圆直径=126.73fflffl15,875心一.08(口一.平西=邓9由 皿三)sinm六减速器高速级齿轮传动设计计算6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为a =20。（2）参考表10-6选用7级精度。（3）材料选择 由表10-1选择小齿轮40cr （调质），齿面硬度241286hbs,大齿轮45 （调质），齿面硬度217255hbs（4）选小齿轮齿数 z1=33,则大齿轮齿数 z2=z1xi=33x 2=67。6.2 按齿面接触疲劳强度设计由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即*/zfj x畋（1-。5东僚产x/l 叫）1）确定公式中的各参数值

15、试选kht=1.3计算小齿轮传递的扭矩55，叫厂9对叫1.48948=15c36.17a1* ton查表选取齿宽系数 。r=0.3由图10-20查得区域系数 zh=2.5由表10-5查得材料的弹性影响系数ze=189.8vmpa。计算接触疲劳许用应力。h由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为屈加1= 600刖新物而2 = 550mpa由式（10-15）计算应力循环次数：= 60xnxj xlh = 60x 940 x 1 x 8 x 300x 10 = 1.354x 10ghl 1354x10*2=6.768 x10s由图10-23查取接触疲劳系数=。，99% 降8;二 1。5

16、4取失效概率为1%,安全系数s=1,得0,994x6001=596mp 口11跖;出吐1054x55052 = r = = 580 超f”j1取bh1和bh2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,勿= 580mp 口2)试算小齿轮分度圆直径比-j 平府 x1 -q5x 中 oh /49.42mmsi 4x1,3x15036.17/2,5xl89,82=+ 0.3x(l-0,5x0,3)2x2x i-580-j(2)计算圆周速度vdml = x (1 - 05 x 器)=49,42 x (1 - 0.5 x 0r3) = 42,01ff x x n irx 42.01x940 =60 x 10

17、00 = 60 x 1000(3)计算当量齿宽系数()db 二五 x d* x - = 0.3 x 4942 x -= 16.576mmb 16.576%二晨二二如9(4)计算载荷系数查表得使用系数ka=1.25查图得动载系数kv=1.092取齿间载荷分配系数：kha=1查表得齿向载荷分布系数：kh3 =1.26实际载荷系数为除=m * 1,25 x 1.092 x1 xl26 = 1.72(5)按实际载荷系数算得的分度圆直径=49.42 x = 54254fflffl, jl-rsji(6)计算模数必 54,254mt =1.64mm 33取标准模数m=3mm 。6.3确定传动尺寸(1)实际

18、传动比z2 67u-2,q3mm % 33(2)大端分度圆直径d; = z2xm = 67x3 = 201ffl)r(3)齿宽中点分度圆直径tfml = dj x(l - 0,5 x(pr) = 99 x (1 - 0,5 x 0,3) = 84,15mr?i喘=di x (1 - 0.5 x 器)= 201 x(l -0,5 x 0,3) = 170.85mm(4)锥顶距为fl = yx 拙+ 1 = yx v2,032 +1 = 112.02mm(5)齿宽为b =xs = 03x 112,02 = 33j60fflnt取 b=34mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度kker 1% = 0.85x

19、6xmx(l-0.5%)xyax 蹴-感1)k、b、m和e r同前2)圆周力为2x7；2x1503617.f = 、= w47n- di x (1-0,5) 99x(1-0,5 x 0.3)-齿形系数yfa和应力修正系数 ysq当量齿数为：小齿轮当量齿数：对 33zvi 7t7 - tttzz 0 36,78cds(0) cos26222大齿轮当量齿数：z2 67% = 151.46cos(s2) ros63.77b查表得：= 2432, l = l855ysal = l657/ % = 216由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为= 5q0mp。.fim2=由图10-22

20、查取弯曲疲劳系数kfjv1 = 0.88/ k嘏产 0912取弯曲疲劳安全系数 s=1.25,由式(10-14)得r 1k.k /1tmi 0.88x500 t广一一 = s- = 3s2mpaii研= 277mpa/丫 口 x 外 1由2 0912 x 3805二-l25齿根弯曲疲劳强度校核55kxr0.85 x b / 拒乂 (1 一 05口点)x 匕口 x 乂垢=2107ufpa % = 352mpu。口工x。心=2405lmp。b26.031mmmm查表10-3得齿间载荷分配系数 kha =1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系 数 kh3

21、 =1.417由此，得到实际载荷系数%& x %)(除支 x 心=125 x 1.012 x 12 x 1.417 = 11513)由式(10-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径di - d / x4)确定模数dj a)s0 30.789x casl3均 -32-0.937mm, 4&nn 2mm7.3确定传动尺寸(1)计算中心距口 =合霜j皿。8m破为16加机(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=3c0s2 xa= 14368 即3=14 227(3)计算小、大齿轮的分度圆直径32x2 - 一，,“ = 66.。67加机 cosfi cos 14.3688z, xm 123 x 212。

22、二右脸:25溺%(4)计算齿宽力二4小 & = 66.07 mm取 b1=75mmb2=70mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2xkxtxyfakysaxyxy cos%试选载荷系数kft=1.31)k、t mn和di同前齿宽 b=b2=70齿形系数yfa和应力修正系数 ysq当量齿数为：小齿轮当量齿数：32 = cosu4.36b8： = 35201大齿轮当量齿数：句 123- 12 砺 二 cos 14.3688 .135305由图10-17查得齿形系数1 = 2492,l = z1q2由图10-18查得应力修正系数匕时= 1,6351ysa2 = 1896由式(10-1

23、8),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数ye&=arrtan(tan x cos = arrtaji(ttml43688sx cdj20.592) = 13.485,fa 1638为 cos213,485017830.75 = 025+- = 0.67 ca由式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数y3814.36881-少岔-2m9xb。=0.688由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为玩:忙=5&0mpa 即:加工=jsomhra由图10-22查取弯曲疲劳系数km = 0.912,= 01918取弯曲疲劳安全系数s=1.25,由式（10-14）得r . xjjy

24、i x 01912 x 500= j =1= 364.8mpajjs u wlkryj x 瓯所2 0,918 x 380岫=5=乃=279ampc齿根弯曲疲劳强度校核2 xkxr x注m x lnl xrx xcos2= 18.85 af2 x/cx71 x匕皿x匕醴x匕x耳x cos2p(pd x me x w：=19,097 afpa cff2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。7.5计算齿轮传动其它几何尺寸(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高%=mx% =2mm%m x sk +啜)=2.5mmh = (ha 4- hf) = m x (2& + 4) =

25、 4.5mm(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径dfll = dj + 2 x ha = 70.07mmdn2 - d2 + 2 x = 257r94(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径% 二 d1 - 2 x /= 61,07ffi?ndf2 -d2-2xhf = 24b.94m?i注:h；n=1.0r 4=0257.6齿轮参数和几何尺寸总结代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数m22螺旋角3左 14 227右 14 227齿顶局系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿数z32123io b7570齿顶局hamx ha*22齿根高hfmx (ha*+c*)2.52.5分度圆直径d66.0672

26、53.944齿顶圆直径dad+2x ha70.07257.94齿根圆直径dfd-2 x hf61.07248.94八轴的设计8.1高速轴设计计算(1)已知的转速、功率和转矩转速 n=940r/min ;功率 p=1.48kw;轴所传递的转矩 t=15036.17n?mm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45调质，许用弯曲应力为b=60mpa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取a0=112。h 1.48由于最小轴段截面上要开 1个键槽，故将轴径增大 5%四汽=(1 + 0t05)x 13.03 = 13.63mm查表可知标准轴孔直径为25m

27、m故取dmin=25确定各轴段的直径和长度。图8-1高速轴示意图d12,为了使所选的轴直径 d12与联tca = kax t,查表，考虑载荷1）输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 变动微小，故取 ka = 1.3,则：按照联轴器转矩 tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb t4323-2002或设计手册，选用lx2型联轴器。半联轴器的孔径为25mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm。选用普通平键，a型键，bxh = 8x7mm（gb t 1096-2003）,键长 l=45mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和

28、轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d23 = 30 mm ,由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30207,其尺寸为dxdxt = 35x 72x 18.25mm ,故d34 = d56 = 35 mm。由手册上查得 30207型轴承的定位轴 肩高度 h =15mm ,贝u d67=30mm。3）轴承端盖厚度 e=12,垫片厚度at=2,根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离k=24,则=4+g +12+k = 2+12 + 12 + 24 = 50 mm4）取小齿轮距箱体内壁之距离a 1 =10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体

29、内壁一段距离a,取a =10mm ,小齿轮轮毂宽度 l=36mm,则|a4 = t = 18,25?fi7 = d +j1 +i = 10 + 10+ 36 = 5725 m用至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径253035403530长度605018.274.21557.2(5)轴的受力分析高速级小齿轮所受的圆周力匕=2x3 = 357押 煮高速级小齿轮所受的径向力建=& x tana x cosfil = 117iv高速级小齿轮所受的轴向力二 & x taw xsin61 = 57nfae=fa1=57n第一段轴中点到轴承中点距离 l1=89.12mm,轴承中点到齿轮

30、中点距离 l2=91.25mm,齿 轮受力中点到轴承中点距离 l3=48.75mm轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力， 其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。 通常把轴当做置于钱链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关计算作用在轴上的支座反力轴承a在水平面内的支反力% 乂隼 - % x % s7x颦t17x 48.75i=sns- e 皿轴承b在水平面内的支反力rsh=f -% = 117-3622 = 153,22n轴承a在垂直面内的支反力f3 48.75 = ftlx357x -= 190.73.轴

31、承b在垂直面内的支反力rs7 = 一(& += -c357+19073) = -547j3w轴承a的总支承反力为：ra = m + 嗫=j-3622 叶 19073 口 = 194.14w轴承b的总支承反力为：rs = jr品 + 段小 任-22=+-547.731二 568.76n绘制水平面弯矩图截面a在水平面内弯矩= on*mm截面b在水平面内弯矩盍8415%h = -, xt3+ffllx = -117x48js + 57x= -3305.48jv mmdil- fa a t|截面c在水平面内弯矩兀 84.1smcli =%)( * = 57 x - = 2398285?-两根截面d在水

32、平面内弯矩m期=0n 京阳绘制垂直面弯矩图截面a在垂直面内弯矩瓦炉二0w,川机截面b在垂直面内弯矩“卯=r& x/: = 190,73 x 9125 = 174tj411af* mm截面c在垂直面内弯矩截面d在垂直面内弯矩m抑=on9mm绘制合成弯矩图截面a处合成弯矩眼=j% +%=，(0尸+ (0户=盹丽截面b处合成弯矩mff = j 嵋廿 + m短=v(-3305.48)h(1740411)2 = 1771523.mm截面c处合成弯矩此二 j峪十峪 二2398.2郎+ (0尸= 2398.28-mm截面d处合成弯矩/二1% + 混= j(期 +(0尸= 0n /用绘制扭矩图7 = 1503

33、&17n，tn粗计算当量弯矩图截面a处当量弯矩mva =+(0.6 乂 15036.17?二90217w mm截面b处当量弯矩mvs = v17715.233 +(0.6x 15036,17? = 1988015ff mm截面c处当量弯矩mvc 二收 +(产= 72393.28:+(0,6x15036.17)2 = 9335.03jv- mm截面c处当量弯矩蜘。二 陶+ &），二鹿初而a而西=90217w伽1图8-2高速轴受力及弯矩图(6)校核轴的强度因b弯矩大，且作用有转矩，故 b为危险剖面其抗弯截面系数为rxd3 jix35sw= 3232=4207.11mm3抗扭截面系数为ff xd3=

34、_ = b414.22wi3最大弯曲应力为m二.=4j3mpd w剪切应力为l=-r = 1.71wpa wt按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理， 故取折合系数a =0.6,则当量应力为+ x(axi)2 - 5.19a/pa查表得45调质处理，抗拉强度极限 (rb=640mpa,则轴的许用弯曲应力(r-1b=60mpa , (t ca jox=1659 ml由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=35mm(4)确定轴的直径和长度图8-3中间轴示意图1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承同时受有径向力和轴向力

35、的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dmin = 16.59 mm,由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承30207,其尺寸为d x dxt = 35x 72 x 18.25mm，故d12=d56 = 35 mm。2)取安装大齿轮处的轴段的直径 位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度d45 = 42 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定 b2 = 42 mm,为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取145 = 40 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)r,由轴径d45 =42 mm查表，取h = 5 mm ,则轴环处的直径 d34 = 52 mm。轴环宽度b 1.

36、4h,取l34 = 33 mm。3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。4)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3= 75 mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故 取l23 = 73 mm , d23=42mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =42mm ,为了使挡油环端面l45=40mm , d45=42mm。可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取5）取低速级小齿轮距箱体内壁之距离a 1 =10 mm ,高速级大齿轮距箱体内壁之距离a 2=12.5 mm,高速级大齿轮和低速级小齿轮距离a3=15mm。考虑箱体的

37、铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离a ,取a = 10 mm ,则l = l = t+4+i + 2 = 18.25+10 + 10 + 2 = 4025 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径3542524235长度40.27332.640.440.2（5）轴的受力分析高速级大齿轮所受的圆周力工 -ftl =2x3 = 335n高速级大齿轮所受的径向力目1 二 % x 拉用。x 第$61 = 54a1高速级大齿轮所受的轴向力% =% * tam x sinfil = 109a!低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）t286502 x

38、 = 2 x 7- = 867.301n dnodi v 0 /低速级小齿轮所受的径向力tana2州20立% 二 % x= 867.301 x -77 = 325e65n由 cos &ros 14.36880低速级小齿轮所受的轴向力七二& x k点二 867,301 x fanl4.3688 = 222nfae=fa2-fa3=-113n轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=68.2mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=89.3mm ,高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=52mm轴承a在水平面内支反力?. l._ rr2 l + i2 ! + rc2 x325.865 x 6

39、3.2 - 54 k (682 + 89.3) + 109 x - 222 x68.2 4-89.34-s2=75n轴承b在水平面内支反力3%-3f = 325,865-(75)- 54 = 7轴承a在垂直面内支反力7 x【二 + 5r x+ ij) 867.301 x 68.2 + 335 x (63.2 + 893)“ = h + 1=68.2 + 89.3 + 52轴承b在垂直面内支反力南 x & + %) + % x lj 867,301 x (89.3 + 52) + 335x 521168.2 + 89.3 + 52=66册轴承a的总支承反力为：& 二帆 +跖,= j(75 + (

40、53守= 539.2娟轴承b的总支承反力为：rs =+用小 炳两丽 =69644用计算水平面弯矩截面a和截面b在水平面内弯矩此刊=%反=0截面c右侧在水平面内弯矩%尸治产x 52) = twin * fflffi截面c左侧在水平面内弯矩由170.85mchr = fa2 xf 一见附乂 0= 109x(75 x 52) = 5411afbmm截面d右侧在水平面内弯矩而66,067以广二出曰*1* 一心 x? = 197 x 6s.2-222x-= 6102iv*m?7i截面d左侧在水平面内弯矩小 小xl物x6rh34肺me.绘制垂直面弯矩图截面a在垂直面内弯矩此炉二%炉二0m *mm截面c在垂

41、直面内弯矩mb = rav x ia = 534 x 52 = 27768科mtn截面d在垂直面内弯矩mav = % xl= 668 x 68.2 = 45558： hhif.绘制合成弯矩图截面a和截面b处合成弯矩m=me = 0j * 加?1截面c右侧合成弯矩 w+肘)二式-3900)2 + (27768)2 = 2804道网用截面c左侧合成弯矩mc = ；(5411p +(27768)工二 28290if*mm截面d右侧合成弯矩为害=也= js102 (45558尸=4596sjv- mm截面d左侧合成弯矩% =照工嗫=,(13435?+ (45558尸=曾49 肮 mm转矩北二28650

42、科州沆计算当量弯矩截面a和截面b处当量弯矩截面c右侧当量弯矩%” =样石 + (妙=1/2804f+(0.6x286s0)2 = 3289lv mm截面c左侧当量弯矩mvc =，唯 +血工=1/282902 + (0.6x28650r = 331034 -附n截面d右侧当量弯矩%踮=f+颂2 = ；459652+(0.6x 28650)2 = 49074n mm截面d左侧当量弯矩出睦=小唯+(妙=,4749即+(06x 28650 产=505131v mm图8-4中间轴受力及弯矩图(6)校核轴的强度因d弯矩大，且作用有转矩，故d为危险剖面其抗弯截面系数为w= 3232=4207.11mm3抗扭截面系数为xda=_ = b414.22wi3最大弯曲应力为剪切应力为ti = = 3 am pa wt按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a =0.6,则当量应力为+ 4 x