燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 3、图2-25可以承受较大的径向载荷，深沟球轴承外圈不应与孔接触，以免 承受径向力。 4、图5-24轴承安装都在套杯内进行，很不方便，而且轴承间隙靠螺母调整 也很麻烦，轴刚度虽然较大，但用的较少。 最终选择：齿轮轴两端固定方式。 5.4轴系结构设计与方案分析 5.4.1 高速轴结构设计与方案分析 高速轴的结构设计 轴上零件装配方案 高速轴： A、轴段1由联轴器型号可知：直径为25mm，长度为60mm d1=25mm
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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 B、轴段6先选轴承型号，由于该轴为悬臂梁且受轴向力，所以选取圆锥滚l1=60mm 子轴承，型号为30207E内径为35mm，外径为72mm B为17mm T为18.25mm a=15.3mm。所以轴段6的直径为35mm，长度为20mm。 d6=35mm C、轴段4放置轴承直径为35mm，长度为20mm，左侧用圆螺母固定，右l6=20mm 端用套杯固定。 d4=35mm D、轴段3 圆螺母选用M36x1.5 则宽度m=10mm 且与圆螺母配套使用的l4=20mm 止动垫圈厚度s=1.5mm 适当增加轴长，取长度为20mm。 d3=36mm E、轴段2 联轴器距端盖15mm 端盖厚12mm 所以长度取为32mm 直径l3=20mm 为30mm d2=30mm F、轴段5 由于小齿轮悬臂布置，轴承支点 a、b 应该取悬臂长的二倍，径l2=32mm 计算得长度为80mm，为了减少加工面，轴径取33mm。 d5=33mm 轴上零件固定方案： l3=80mm 5.4.2 中间轴结构设计与方案分析 中间轴的结构设计 从左到右分别为轴段1~轴段5 A、轴段4，设计结果斜齿小齿轮分度圆半径为54.01mm，齿宽为55mm。中间轴： 取此段轴长为50mm 轴径为37mm。 d4=37mm B、轴段2，齿轮轮毂长为40mm，轴长定为50mm，直径为齿轮孔径37mm l4=50mm C、轴段1，轴承型号为30207E，所以轴径为35mm，齿轮端面距离箱体内d2=37mm l2=50mm 壁取10mm，轴承距内壁3mm，所以周长为38mm。 D、轴段5与轴段1相同。 d1=35mm E、轴段3由于箱体内壁应该相对于输入轴中心线对称，通过计算的，轴长l1=38mm 为47mm 轴径为47mm。 d5=35mm l5=38mm 5.4.3 低速轴结构设计与方案分析 低速轴的结构设计 d3=47mm l3=47mm 轴上零件装配方案 从左到右分别为轴段1~轴段6
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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 结果 低速轴： A、轴段1 由联轴器型号得轴径为35mm 长为60mm。 B、轴段5处与大齿轮配合，轴径为大齿轮孔径50mm，长的为b-3=47mm C、轴段6选取轴承型号为302009E，所以轴径为45mm，轴承距内壁为d1=35mm l1=60mm 3mm所以长度为40mm。 D、轴段4 用于大齿轮定位，轴肩为4mm，所以轴径为58mm，右端定位d5=50mm l5=47mm 轴承，轴承距内壁3mm，长度取116mm。 d6=45mm E、轴段3与轴承配合，直径为45mm，长为20mm。 l6=40mm F、轴段2，根据端盖宽度加右轴端应距端盖15mm，确定长度35mm，轴 d4=58mm 径为42mm。 l4=116mm 5.5输入与输出轴的位置与相对关系；轴系结构与零件定位关系 d3=45mm 输入轴于输出轴呈90°夹角 l3=20mm 轴系结构与零件定位关系： 1、由于箱体内壁应对输入轴轴线对称，通过中间轴大圆锥齿轮端面距离箱d2=42mm l2=35mm 体内壁为10mm，就可以确定内壁距轴线的长度，延伸到输出轴，由于轴承距离 内壁为3mm，就可以确定输出轴定位轴承的位置。 2、由1可知内壁距中轴线的距离，对称过去得到另一侧内壁的位置，进行 逆推，由轴承端面距内壁3mm确定轴承位置，由齿轮端面距离内壁为10mm确 定大齿轮的位置，进而可以确定轴系的结构对其进行固定，轴承与齿轮中间用 套筒进行定位。这样中间轴的轴系结构就全部定好了。 3、确定好内壁位置延伸到输出轴，输出轴轴线应与中间轴轴线保持 a=135mm，由于大小齿轮啮合即齿轮中心线应在同一平面内，即中间轴的小齿 轮中心线为输出轴大齿轮的中心线，可以确定大齿轮位置，即轴系固定确定， 轴承也用逆推确定位置方法与2一样，进而确定定位的轴系结构。输出轴轴系 设计完成。 5.6 主要零部件的校核与验算 5.6.1 轴系结构强度校核
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燕山大学课程设计报告 设计计算过程 1.整体受力图如下： 结果 Ft?1893.3N Fr?708.9N 2.水平面受力图： 3. 垂直面受力图： 4.计算斜齿轮上的三个力： Ft?2T1/d1?2?204520/216.05?1893.3N Fr?Fttan?/cos??708.9N Fa?Fttan??2136.7N 5.计算轴承反力 ⅰ.水平面 RHA?RHB?ma?Fr?CB230817?708.9?56.5??1530.34N AB177?ma?Fr?AC?230817?708.9?120.5??-821.43NAB177 Fa?2136.7N ⅱ.垂直面 Ft4?BC?226.28NAB F?ACRVB?t4?482.61NAB6.各个力矩图： ⅰ.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： RVA?RVA?226.28NRVB?482.61N M?Fa
d2?2136.7?216.05?230817N?mm 2- 25 -
燕山大学课程设计报告 设计计算过程 ⅱ.水平面弯矩图 ⅲ.垂直弯矩图 结果 M?230817N?m ⅵ.合成弯矩图 ⅴ.转矩图 214740148900 124470 22‘?M?（αT） α=0.275由《机械设计》P143页，表10-3得 M M‘60902d??3?10.78 d≥0.1??-1b?0.1?5510.78mm dmin=35＞10.78 所以合格 合格 5.6.2 滚动轴承的寿命计算 1.由于传动装置采用二级圆锥-圆柱传动，存在一定的轴向力，故选用圆锥 滚子轴承。现计输出轴上的一对轴承的寿命。 轴承型号为30209E，d=45mm，D=85mm，B=19mm，基本额定动载荷 C=64.2KN， 基本额定静载荷 Co=47.8N，采用油润滑，极限转速为5600r/min.
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