发布时间 : 星期一 文章一级圆柱斜齿轮减速器课程设计更新完毕开始阅读
径向力： Fr轴向力： Fa?Fttan?ncos??1599.9?tan20cos12ooo?595.3N
?Fttan??1599.9?tan12?340N
根据轴上零件的安装和固定要求初步确定，设有7个轴段 3）估计轴的最小直径，选用联轴器型号。取A＝110，得：
d≥A3p2n2=dmin?A3Pn?A3P2n2?110?310.67323.3?35.28mm
输出轴的最小直径dmin显然是安装联轴器处轴的直径(参见图)。考虑轴上有一键槽，将轴径增大3％，即dmin=35.28（1+0.03）=36.3mm。取dmin=38mm
为使dmin。与联轴器孔径相适应，需同时选联轴器型号。为补偿轴的可能位移，选择弹性柱销联轴器，其计算转矩Tca＝KA·T2，查表，考虑工作转矩变化很小，故取Ka＝1．3，则Tca ＝KA·T2：＝1．3x315.18N·m=409737.25N·mm
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014—85，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为650N·mm，半联轴器的孔径为50mm，半联轴器的长度为82mm，与轴配合的毂孔长度为64mm。 4)轴的结构设计
a．拟定轴上零件的装配方案。本题的装配方案，已在前面分析比较，如图所示的装配方案，轴的结构简图如图所示。
b．根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。具体步骤如下：
联轴器处轴段①的直径d1和长度L1：由所选联轴器毂孔直径可知d1＝38；为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，L1应比联轴器毂孔长度略短，故取L1＝60mm。
左端轴承端盖处轴段②的直径d2和长度L2：因联轴器右端用轴肩定位，按dl＝38mm，轴肩高度h＝(0．07～0．1) d1＝2.66～3.8mm，取h＝3.5mm，则d2＝(38+2x 3.5)mm＝45mm。故l2=40mm。 轴承处轴段3及轴段7的直径d3、d7和长度l3、l7：因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，为便于轴承从左端装拆，轴承内径d3应稍大于d2，，并符合滚动轴承标准内径，故取d3＝50mm，初定轴承型号为30210.两端轴承相同，故取d7＝50mm。l3＝48mm。右端l7＝T＝22mm。
齿轮处轴段④和轴段⑥考虑齿轮装入，轴承处平台直径d3，并取标准直径(GB2822—81)，故取直径d4和长度l4：d4=d6=55mm, l4=l6=20mm
轴环处轴段⑤的直径d5和长度l5：考虑齿轮从左端装入，齿轮孔径应稍大于轴承处直径d3，并取标准直径(GB2822—81)，故d5＝105mm。根据轴段长度比齿轮轮毂宽度小2mm，而齿轮宽b＝80mm，故确定l4＝(105一2)mm＝103mm。
c．轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向固定均采用A型普通平键联接。齿轮处按d4=71mm，采用键20x70GB／T1096—79，截面尺寸bxh=20x12，为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7／m6；轴器处按d＝50，采用键14x70GB／T1096—79，截面尺寸bxh＝14x 9，半联轴器与轴的配合为H7／k6。
滚动轴承与轴的周向固定是借过渡配合来保证的，此处滚动轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴的直径尺寸公差为m6。
d．确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表各轴肩处的圆角半径如图所示取轴端倒角为2x45° 5)求轴上载荷 a．定跨距。在确定轴承支点位置时，应从轴承标准中查取a值，对于30313型圆锥滚子轴承，查得d＝29mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3＝[(62+38—29)十(40十10+99+36—29)]mm＝(71+156)mm＝227mm
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b．作轴的计算简图并求轴的支反力。根据轴的结构简图，作出轴的计算简图水平面的支反力垂直面的支反力
求支座反力： RHA?RHB?Ft2?1599.92?800N
水平面支反力： RVB垂直面支反力： RVAc 作弯矩图及转矩图 水平面弯矩图如图所示
Fa??Fr??L2L2?Fr?L?Fa?Ld22?70Nd22?777N
MH=RBHxL2=800x40N·mm=32000 N·mm
垂直面弯矩图如图所示
MV1=RBVxL2=70x40 N·mm=2800 N·mm ；MV2=RDVXl3=525x71 N·mm=37275 N·mm
合成弯矩图如图所示
M1?M2M?M2H?M2V1 = 32122.3 N·mm ；
?M2H2V2 = 49126.6 N·mm
转矩图如图所示 T=222514 N·mm 当量弯矩图如图所示
Me1?M1?(?T)22=32124 N·mm ； Me2=M2=49126.6 N·mm
5)按弯扭合成应力校核轴的强度。由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度，则 ?e=Me1/W =591853/0.1x713MPa≈16.54MPa 前面已查得[?－1]＝55MPa。因此dc<[?－1]，故安全。
低速轴的结构设计：
1）根据工作条件选择轴材料并确定所需要最小直径
低速轴上的功率： P3=P1 ηr ηg = 10.25KW 确定轴上零件的装配方案： 2)计算齿轮受力
转矩： T2?9.55?10圆周力： Ft?2T2d2?6Pn2?9.55?10?610.2573?1340924Nmm
302700408?1483N
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径向力： Fr轴向力： Fa?Fttan?ncos??1483?tan20cos12oo?550.4N
?Fttan??1599.9?tan12o?315.2N
根据轴上零件的安装和固定要求初步确定，设有6个轴段 3）估计轴的最小直径，选用联轴器型号。取A＝110，得：
dmin?A3Pn?A3P1n1?110?310.2573.48?57mm输出轴的最小直径dmin显然是安装联轴器处轴的直径。考虑轴上有一键槽，将轴径增大3％，即dmin=57×（1+0.03）=58.78mm。取dmin=59mm
为使dmin。与联轴器孔径相适应，需同时选联轴器型号。为补偿轴的可能位移，选择弹性柱销联轴器，其计算转矩Tca＝KA·T2，查表，考虑工作转矩变化很小，故取Ka＝1．3，则Tca ＝KA·T2：＝1．3x1340924N·m=145151.72N·mm
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014—85，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为650N·mm，半联轴器的孔径为50mm，半联轴器的长度为112mm，与轴配合的毂孔长度为80mm。
4)轴的结构设计
a．拟定轴上零件的装配方案。本题的装配方案，已在前面分析比较，如图所示的装配方案，轴的结构简图如图所示。
b．根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。具体步骤如下：
联轴器处轴段①的直径d1和长度L1：由所选联轴器毂孔直径可知d1＝60；为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，L1应比联轴器毂孔长度略短，故取L1＝80mm。
左端轴承端盖处轴段②的直径d2和长度L2：因联轴器右端用轴肩定位，按dl＝60mm，轴肩高度h＝(0．07～0．1) d1＝4.2～6mm，取h＝6mm，则d2＝(60+2x 6)mm＝72mm。故l2=96mm。 轴承处轴段3及轴段6的直径d3、d7和长度l3、l7：因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，为便于轴承从左端装拆，轴承内径d3应稍大于d2，，并符合滚动轴承标准内径，故取d3＝77mm，初定轴承型号为30215.两端轴承相同，故取d6＝77mm。l3＝40mm。右端l6＝T＝78mm。
齿轮处轴段④的直径d4和长度l4：d4 =111,取l4＝25mm。
轴环处轴段⑤的直径 和长度l5：考虑齿轮从左端装入，齿轮孔径应稍大于轴承处直径d3，并取标准直径(GB2822—81)，故取d4＝111mm。根据轴段长度比齿轮轮毂宽度小2mm，而齿轮宽b＝105mm，故确定l4＝(111一2)mm＝109mm。
c．轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向固定均采用A型普通平键联接。齿轮处按d5=109mm，采用键20x70GB／T1096—79，截面尺寸bxh=28x16，为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7／m6；轴器处按d＝50，采用键14x70GB／T1096—79，截面尺寸bxh＝28x16，半联轴器与轴的配合为H7／k6。
滚动轴承与轴的周向固定是借过渡配合来保证的，此处滚动轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴的直径尺寸公差为m6。
d．确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表各轴肩处的圆角半径如图所示取轴端倒角为2x45° 5)求轴上载荷
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a．定跨距。在确定轴承支点位置时，应从轴承标准中查取a值，对于30313型圆锥滚子轴承，查得d＝29mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3＝[(62+38—29)十(40十10+99+36—29)]mm＝(71+156)mm＝227mm
b．作轴的计算简图并求轴的支反力。根据轴的结构简图，作出轴的计算简图水平面的支反力垂直面的支反力
水平面支反力： RHA?RHB?L2Ft2?14832d2?741.5N
垂直面支反力： RVBc 作弯矩图及转矩图 水平面弯矩图如图所示
Fa???Fr?L2?516N ；R=F-R=480 DVrBV
MH=RBHxL2 =71184 N·mm 垂直面弯矩图如图所示
MV1=RBVxL2=49536 N·mm ； MV2=RDVXl3=19200 N·mm
合成弯矩图如图所示
M1?M2H2V1?M =86723.6 N·mm ； M2?M2H?M2V2 =73727.9 N·mm
T=1340924 N·mm
Me1?M2?(?T)22=674503N·mm ； Me2=M2=73727.9 N·mm
合成弯矩图如图所,示转矩图如图所示,当量弯矩图如图所示: 5)按弯扭合成应力校核轴的强度。由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度，则
?e=Me1/W =591853/0.1x713MPa≈16.54MPa 前面已查得[?－1
]＝55MPa。因此dc<[?－1
]，故安全。
键联接的选择和校核
大健：b=28mm,h=16mm,L=30mm ： 高速轴的连接键：b=12mm,h=8mm,L=20mm 低速轴的连接键：b=18mm,h=11mm,L=25mm 强度满足要求 滚动轴承的选择和计算
低速轴：试选30215轴承，轴颈直径d=40mm,转速n=73.48r/min,径向载荷Fr=1770N,Fa=720N,预期使用寿命L’10h=6000h.由手册查得Cr=43500N,C0r=25300N,则： Fa/C0r=720/25300=0.028 Fa/Fr=720/1770=0.407.
由表按Fa/C0r=0.028,取e=0.21。由于Fa/Fr>e,则X=0.56，Y=2.08。所以当量动载荷 Pr=XFr+YFa=0.56×1770+2.08×720=2490N.
由表取温度系数和载荷系数分别为fr=1,fd=1.2,则：Cr’=fdP/ft(60nL10’h/1000000)?=30300N. 低速轴d5，d2处用30215型轴承，d=50mm,
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