機械設計減速器(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 小，故取A0=115。d≥A03Pn=115= 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=30mm4. 確定軸的直徑和長度 圖83 中間軸示意圖 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，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據dmin = mm，由軸承產品目錄中選取圓錐滾子軸承30206，其尺寸為dDT = 3062，故d12 = d56 = 30 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 36 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2 = 62 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 60 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 36 mm查表，取h = 5 mm，則軸環處的直徑d34 = 46 mm。軸環寬度b≥，取l34 = 28 mm。 3)左端滾動軸承采用擋油環進行軸向定位。 4)考慮材料和加工的經濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 90 mm，為了使擋油環端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23 = 88 mm，d23=36mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2 =62mm，為了使擋油環端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取l45=60mm，d45=36mm。 5)取低速級小齒輪距箱體內壁之距離Δ1 =10 mm，高速級大齒輪距箱體內壁之距離Δ2 = mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ = 10 mm，則l12=l56=T+Δ+Δ1+2=+10+10+2= mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。5. 軸的受力分析 高速級大齒輪所受的圓周力Ft2=2Tdm2=1211N 高速級大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2tanαcosδ2=138N 高速級大齒輪所受的軸向力Fa2=Ft2tanαsinδ2=419N 低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）Ft3=2Td3=2= 低速級小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3tanαcosβ=tan20176。176。= 低速級小齒輪所受的軸向力Fa3=Ft3tanβ=176。=788N Fae=Fa2Fa3=369N 軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離l1=，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離l2=102mm，高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離l3= 軸承A在水平面內支反力RAH=Fr3l1Fr2l1+l2+Fa2d22Fa3d32l1+l2+l3=+102+419+102+= 347N 軸承B在水平面內支反力RBH=Fr3RAHFr2==752N 軸承A在垂直面內支反力RAV=Ft3l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=+1211++102+= 1942N 軸承B在垂直面內支反力RBV=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=102++1211+102+= 2574N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=3472+19422= 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=7522+25742= 截面A和截面B在水平面內彎矩MAH=MBH=0 截面C右側在水平面內彎矩MCH右=RAHl3=347=21271N?mm 截面C左側在水平面內彎矩MCH左=Fa2d22RAHl3=419=24583N?mm 截面D右側在水平面內彎矩MDH右=RBHl1Fa3d32=752=24958N?mm 截面D左側在水平面內彎矩MDH左=RBHl1=752=56550N?mm 截面A在垂直面內彎矩MAV=MBV=0N?mm 截面C在垂直面內彎矩MCV=RAVl3=1942=119045N?mm 截面D在垂直面內彎矩MDV=RBVl1=2574=193565N?mm 截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0N?mm 截面C右側合成彎矩MC右=MCH右2+MCV2=212712+1190452=120930N?mm 截面C左側合成彎矩MC左=MCH左2+MCV2=245832+1190452=121557N?mm 截面D右側合成彎矩MD右=MDH右2+MDV2=249582+1935652=195167N?mm 截面D左側合成彎矩MD左=MDH左2+MDV2=565502+1935652=201656N?mm T2=?mm 截面A和截面B處當量彎矩MVA=MVB=0N?mm 截面C右側當量彎矩MVC右=MC右2+αT2=1209302+=144724N?mm 截面C左側當量彎矩MVC左=MC左2+αT2=1215572+=145248N?mm 截面D右側當量彎矩MVD右=MD右2+αT2=1951672+=210739N?mm 截面D左側當量彎矩MVD左=MD左2+αT2=2016562+=216763N?mm 圖84 中間軸受力及彎矩圖6. 校核軸的強度 因D左側彎矩大，且作用有轉矩，故D左側為危險剖面 其抗彎截面系數為W=πd332=π46332= 抗扭截面系數為WT=πd316= 最大彎曲應力為σ=MW= 剪切應力為τ=TWT= 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=，則當量應力為σca=σ2+4ατ2= 查表得45調質處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ1b]=60MPa，σca[σ1b]，所以強度滿足要求。 低速軸設計計算1. 已知的轉速、功率和轉矩 轉速n=；功率P=；軸所傳遞的轉矩T=?mm2. 軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45調質，許用彎曲應力為[σ]=60MPa3. 按扭轉強度概略計算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。d≥A03Pn=112= 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=1+= 查表可知標準軸孔直徑為48mm故取dmin=484. 確定軸的直徑和長度 圖85 低速軸示意圖 1)低速軸和小鏈輪配合，查表選取標準軸徑d12=48mm，L1長度略小于小鏈輪輪轂長度，取L1=112mm。選用普通平鍵，A型，bh = 149mm(GB T 10962003)，鍵長L=100mm。 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，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d23 = 53 mm，由軸承產品目錄中選擇圓錐滾子軸承30211，其尺寸為dDT = 55100，故d34 = d78 = 55 mm。 軸承擋油環定位，由手冊上查得30211型軸承的定位軸肩高度h = mm，因此，取d45 = 64 mm 3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67 = 57 mm；已知低速級大齒輪輪轂的寬度為b4 = 85 mm，為了使擋油環端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67 = 83 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d67 = 57 mm，故取h = 8 mm，則軸環處的直徑d56 = 74 mm，取l56=12mm。 4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與鏈輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=10mm，則l23= δ+C1+C2+Δt+e+5+KTΔ= 10+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 10 = mm 5)5）取低速級大齒輪距箱體內壁之距離Δ2 = mm， mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ = 10 mm，右側擋油環寬度s1=，則l34= T+Δ+Δ2=+10+= mml45=b3++Δ1Δ2l56=90++=78 mml78=T+Δ+Δ2+2=+10++2= mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。5. 軸的受力分析 低速級大齒輪所受的圓周力（d4為低速級大齒輪的分度圓直徑）Ft4=2Td4=2= 低速級大齒輪所受的徑向力Fr4=Ft4tanαcosβ=tan20176。176。= 低速級大齒輪所受的軸向力Fa4=Ft4tanβ=176。=752N Fae=Fa4=752N 齒輪中點到軸承壓力中心距離l1=，軸承壓力中心到齒輪中點距離l2=，第一段中點到軸承壓力中心距離l3=153mm 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH 低速軸上外傳動件施加在軸上的徑向力Q=7802NRAH=Ql1+l2+l3+Frl1+Fad2l1+l2=7802++153++752+=11810NRBH=QRAH+Fr=780211810+=5188N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ftl1l1+l2=+= 1009NRBV=Ftl2l1+l2=+= 2145N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=118102+10092= 軸承B的總支承