用于螺旋输送机上的单级斜齿圆柱齿轮减速器的分享

最真的我

减速器传动装置分析设计

& R/ w/ |: D1 {1 x' t) h( N# \! Z1 N# [一、 课程设计的目的
* `. q7 x$ m3 i1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去
分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。
2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。
3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。
二、 已知条件
: E/ @. K1 N$ }' C1、展开式一级圆柱斜齿轮减速器产品。
3、动力来源：电压为380V的三相交流电源。
4、原始数据 在任务书上。
7 K& I* a' H; `5 p2 n5、使用期：10年，每年按365天计。
三、 工作要求
1、画减速器装配图一张（A0图纸）；
! |- y) l, q' |2 e4 e, U2、零件工作图二张（传动零件、轴、等等）；
2 c" D1 T! C& X  W3、对传动系统进行结构分析、运动分析并确定电动机型号、工作能力分析；
4、对传动系统进行精度分析，合理确定并标注配合与公差；
* U" ^" k' ?$ {& ^4 i4 _5、设计说明书一份。
: Y: D2 D9 r. F8 |四、 结题项目
5 Z3 |# `- x! e" |1、检验减速能否正常运转。
2 N$ U6 o" \2 Z; m2、每人一套设计零件草图。
3、减速器装配图：A0；每人1张。
6 c& Y. b, }3 l- ]( J* ^8 i4、零件工作图：A3；每人2张、齿轮和轴各1张。
5、课题说明书：每人1份。
5 ~7 z+ B' }& }五、 完成时间   共4周
参考资料
6 m0 T0 ?1 D" `+ j/ w* q' R   【1】、《机械设计》张策 主编 机械工业出版社出版；
. [! ?% i6 h% |, [* s% n3 ?" q( s# X   【2】、《机械设计课程设计》 陆玉 主编  机械工业出版社出版；
   【3】、《机械制图》刘小年 主编   机械工业出版社出版；
   【4】、《课程设计图册》编   高等教育出版社出版；
3 d' r8 S$ `. L8 P+ s: c

  N$ I- A/ z8 T( C0 y
计       算       及      说        明 结       果
& A* x# ~4 O5 x" T  l$ ]' K( ]8 g一、 减速器结构分析
分析传动系统的工作情况
. U) [1 m8 @" n2 z1、传动系统的作用：
6 J  _/ @; G. l% F( ~: D作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。
5 W3 j& h6 X( |, s: j2、传动方案的特点：
8 h3 ^4 R! s2 D, m' u2 |3 C# [( u特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。
3、电机和工作机的安装位置：
: y! u9 @) J; q: s; h+ w电机安装在远离高速轴齿轮的一端；
工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。
  
6 d" ~7 r1 u# ]7 r) u$ ?      
, e0 e$ J4 w. N4 P
4 }; `: J: l+ }) ]$ X


- U) u  ]/ J" P  v8 W* J$ K, e图一传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。

计       算       及      说        明 结       果
二、 传动装置的总体设计
（一）、选择电动机
  w/ L! w, l9 t1 ~$ O! H5 w1、选择电动机系列
2 V) p) t% \1 U  按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。
2、选电动机功率
8 ~; V6 y% p* A  J) T) f （1）、传动滚筒所需有效功率
! m9 I6 t" V5 e" d' c% K+ E   
（2）、传动装置总效率
$ {$ N) ?& I0 D/ h9 z% f. N, G' A   
5 d# u8 |( h( g- u: a9 X7 c) r （3）、所需电动机功率
   
4 E) E/ W& S' u* F6 E3、确定电动机转速
   
0 t/ `: e+ M, r% H6 F- {型       号 Y160L-4 Y180L-4 Y200L-8 Y160MZ-2
额定功率KW 15 15 15 15
电机满载荷 转速 转/分 1460 970 730 293
) ~( a$ I; [/ u# I滚筒转速 转/分 38.2 38.2 38.2 38.2
: F1 y1 f8 b) T9 t$ O$ {& K2 V总传动比 39.20 25.39 19.11 76.72
8 L0 g/ X' }0 s- b+ R7 \. q
2 2 2 2
; q4 n8 V! H& A$ q2 C0 y4 ]7 r1 n
5 ^7 V* Z8 J- ?! {% d19.60 12.70 9.55 38.35
由此比较，应选Y160L－4，结构紧凑。由文献[2]表2.10－2选取电动机的外形及安装
, G4 q. N4 r) C# f3 b尺寸D＝42㎜，中心高度H＝160㎜，轴伸长E＝110㎜。
4、传动比分配
3 H/ {% p& W1 E$ O# i- w（1）、两级齿轮传动比公式
7 P3 _* }( K( i7 W; ~) q; s8 @7 L  
4 f. p9 L6 |1 ]. ~（2）、减速器传动比
4 m. v! K1 }* [2 ]6 v+ \5 z5 D  
. b; M/ s% f- r) ~& ?* V4 ~4 ?5、运动条件及运动参数分析计算
* r  l8 I/ H, j9 I   
5 i' g+ b8 d2 h' \


. c2 c# K2 ~0 `, r& C( C! }
( S* X, b. Z. h/ y( D. z  A
' v" N8 k& ~* R" X& O

7 O/ |& s; [3 g& W
  [4 ~  [1 \9 ^( p
& D* B% y  N- q% h



& ?" T  D" ]+ p



9 ^9 q9 X* |& h. z( N& ~+ I% L


) {3 [8 f  r8 |0 }) |" `; H



" L! t' o6 O$ i" d9 a



* \) {7 ^& I0 |3 R# x& Z" C
7 B( z! _8 b0 v' V6 K
$ u+ L  G4 `# O


1 a% }" `- h1 h: p- F$ E
; T2 y  n" N. C. y* G9 u

  G& W4 Y4 v  o& b0 `

2 L4 n) [8 h# Z: ]* F% B& N


( z9 x4 W+ [6 ^7 W' i, g! l0 R计       算       及      说        明 结       果
$ b2 G* a* Z5 V; [& Q( n, ~
（二）、定V带型号和带轮
$ ]1 u* k8 s% c4 U9 o 1、工作情况系数
: Q2 Y5 S$ F- ^5 E3 u7 s! O- M  由文献【1】由表11.5得  
2、计算功率
2 z' ?2 u+ I! I   
3、选带型号
  由文献【1】表11.15 选取B型
1 ~) F# _7 L4 O0 h. s  ^/ W 4、小带轮直径
  由文献【1】 表11.6 选取
5、大带轮直径
& [( t! m6 B' ~! b5 x9 A   
6、大带轮转速
! K( l4 j1 l0 U9 u3 }, q1 l9 ~1 E   
7、验算传动比误差      


3 x5 p4 y6 A: R, d. C4 {) P& i
+ N0 \3 p) _8 K. f4 f2 ^6 g% h




9 p4 W  p+ y+ w1 G; w


- C& _; h) {: g2 U* |' u1 g

) o6 b2 U, b  }* v8 q5 j3 O
- z0 [" }; w2 T$ b( Q2 x
* Y/ M- X2 q9 W0 X8 _3 H
- j7 y1 L1 M) o" x1 \- d
: u& s0 z* {4 |1 C: y1 f
% @8 x5 w; b: R2 ?, U
取B型

( \+ w: W6 q. O# m$ I

) T+ {+ N9 I! T, v) F

7 M" l6 U! X* A  f: z* F
8 y: }8 a* J% d" `. ~/ {, |! k
计       算       及      说        明 结       果
( S: }+ y( D6 G9 Q! P- {9 j3 Y（1）、理论传动比                     
（2）、实际传动比                    
$ l- o5 J8 M0 |（3）、传动比误差       合适
( n) ^- a5 p$ y( C: Z（4）、验算带转速    合适
4 b8 s9 l- ]6 E8 P9 M0 ~+ [  8、计算带长
  （1）、求         
  （2）、求         
! j# w" w4 `5 `% Y1 n% S  （3）、初取中心距   
  （4）、带长              
                     
  （5）、基准长度      
/ k" P% I0 m2 e1 H) J" G' W2 I  9、求中心距和包角
; E: R* N1 S1 l. `5 h  （1）、中心距         
$ R( @/ Z' a! ?& o7 N+ g     
- q8 _. G& D7 C$ z' f! W  （2）、小带轮包角      
& b' Z6 ]: g2 }0 J




1 S& k" ^' Z0 d$ _8 f6 E. O5 y, f
8 U# y$ ^! b3 T2 l3 u: f6 U
7 F' _  E4 a; O/ q( \2 ?8 T; b
& H; |) x, ^# L# {. {9 f9 Q

; N* |" N4 R: @& y' D
; {6 s$ N+ k5 y8 A. I8 A- e1 F
& a( c  F- j' A$ f- c

9 X. H" }; z8 K! ^& o: l
2 t. ?* j- j& s- c
3 A5 |" o" ]- E7 s0 H/ Z








# M1 D1 ?! U: [8 E

8 @" L) I) O* L* ~0 S




5 v! t+ s6 _! N


/ ^9 }' }9 w0 q( ^! P
* w7 Z% ]* K# m1 R9 U
计       算       及      说        明 结       果   
4 A- r' h1 |+ Y9 c: m! E4 B         
  10、求带根数
: u7 l0 _3 C6 E- n   （1）、传动比     由表11.8  
由表11.7  ；由表11.12  ；由表11.10  
# Z5 b8 O6 R9 x( \8 j# E/ `   （2）、带根数   
                     
  11、求轴上载荷
7 n3 t! E5 h+ j3 L* `( D! S# i, f7 I   （1）、张紧力
, }- n) k# w. J* y3 b$ m6 S) B     
6 d: X5 A) q( m. [5 ~0 o（由表11.4 q=0.10kg/m）
   （2）、轴上载荷     
  12、结构设计  
, N! K" n% x( w( ?3 [小带轮 ；  大带轮  
（三）、高速轴齿轮的设计与校核
/ e  E$ Q+ @* j& Z' A1 }& v  1、选材   根据文献【1】表12.7知  选小齿轮：40Cr，调质处理  
9 T( y+ x& V! E( H; J- e* z8 c7 D选大齿轮：45钢，调质处理  
7 t/ z5 O0 d; i, \& } 2、初步计算
& d8 ~: O9 Z; ~ （1）、转矩   
（2）、尺宽系数  由文献【1】表12.13，取
（3）、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17c   
0 Z, Q+ U9 d( w( K4 v0 x
: w; r, `; D) H' g7 p+ ?5 `$ @


7 ?# \  b1 w. b2 I; X, ]# q


# Z# ?* o) }, M' @
% P2 g8 x6 P( T" a% v  s3 I
取z=5根


4 ~2 n% q4 l0 b1 _7 D
. B' u. p9 Z% c8 m/ L" S8 C2 |
, l9 S1 G2 M1 J/ c% @0 d* E' c" `
" p  e  D1 A/ ]8 d6 A2 n



# h. R6 B( H3 d0 d. c


' _( N; C9 i# X) u4 [

( Y8 j1 ?1 a* N8 D$ n2 c: N
$ j! |$ [1 c- e2 T# t' u
- l) q1 a4 C- h( n0 O8 j" u) W0 s

' q( Z  b' y% w% y% G
6 x0 w! i9 t# N, r& z


2 S$ Y" b- o  i4 d
7 G8 o4 a( {+ n6 E& K. s

计       算       及      说        明 结       果
   由文献【1】由表12.16，取
   
（4）、确定中心距   
$ t3 |' `' y0 R- M 3、配凑中心距  
取 合适
（1）、核算
   
   由文献【1】表12.3取  ；
   
   
9 ~! O! r2 s2 w （2）、验算   
# Z. c2 M% P9 R. F' t' X' W所以取      
- m" A# D. A) z: ^# q 4、接触强度校核
（1）、圆周速度V  

6 g1 D1 ]+ v+ g- y$ ]% H （2）、精度等级 由表12.6知：选8级精度
4 R# F7 P8 |% M& T$ \! p
6 D0 i% ~9 {; m1 J （3）、使用系数   由表12.9知：
（4）、动载系数 由图12.9知： =1.12
（5）、齿间载荷分配系数  由表12.10知，先求：

0 s* @# f8 n6 d3 A3 q/ N
/ i; X; i' g/ A/ e( w4 c! z

9 ~9 \7 {3 I2 }7 V9 ?

2 m# I% r+ u+ {4 M) g
5 _9 P( n, U- B7 m2 D4 E% g4 H9 \

$ l3 x) {* m" ]  f" q# Q9 b5 o
7 q. x1 Y2 b: i# I5 |



# V4 ?+ `& l! v8 w0 p( D

, d8 }' ~3 x2 m8 z: z* B


& B) j7 k( k' J% _, l/ [5 e1 H
# _& T+ }/ D9 T% ]5 q
! u* n7 T# I' Y0 q

8级精度
' w2 k* p. x4 B& e* R

=1.12
( N$ z0 f, |3 [1 u9 }; _4 u/ r
' t% @& G7 F; o4 [

, Y1 Z+ D; U) C, H* f+ Q* E计       算       及      说        明 结       果
' d" i: t6 u$ ], g# \4 l7 a        

   由上所得：
（6）、齿向载荷分布系数  由文献【1】表12、11
0 a" p3 C" T' ~           
: p3 g. j4 S& _7 ~) `' Q' u4 L (7)、载荷系数   
0 P( T9 m# ~7 Z6 c4 c（8）、弹性系数  由文献【1】表12、12  
（9）、节点区域系数  由文献【1】图12、16  
（10）、重合度系数
" {  Q. p' p6 f  
（11）、螺旋角系数   
（12）、接触最小安全系数   
& n  [# Y6 G) I, |) j5 T（13）、总工作时间   
& B; a' s8 I( e* Y（14）、应力循环次数  


  }8 W) N. C9 k/ S0 \9 @  f- ?. |
! j+ D- H1 a+ y =1.708
/ o# ]! j( B- | =2.114
  X8 j9 x7 @9 E! M# T. P =3.822
# s/ P9 k# {: s; L0 q/ P. {. N7 N =
  
7 T) `- P% {, |% x+ V5 R =2.06

. q( [' y" F; h+ S* Q! `

' V; B8 e, d0 q =1.48273
  ]8 `  e1 l& c+ z5 w
=3.989
; P) D+ B$ t6 z5 }2 q

  z5 ]. Z, O* F
4 L# m+ `4 M9 V7 P  Z1 w" n  N

( z3 |' n4 m9 O
7 p; S! V! Q" {* g! e

0 y- M4 E0 L, g  y2 K =0.765
& J& K  B  c* ]) [# w$ n/ V =0.988

$ K: y6 N, z8 j/ ~
6 q/ ^% h" q# v; \! o+ C
) }3 w: `% t8 j& |# v/ |( E: K计       算       及      说        明 结       果
   
' D( f. |; r- Q! s, d4 U0 j （15）、接触寿命系数   由文献【1】图12、18  
3 K4 l( E3 h0 {/ a- u- h& z' o （16）、许用接触应力 及验算
   
计算结果表明，接触疲劳强度足够
+ B. w3 M6 P' e" x( s& Y: T5、弯曲疲劳强度验算
$ w: G# O$ \- N+ H4 j* |* O （1）、齿数系数   
（2）、应力修正系数
# y, R% s) H8 |/ z1 E/ R  
（3）、重合度系数   
（4）、螺旋角系数
4 E9 A8 N9 N3 o. ^) ^      
（5）齿间载荷分配系数
6 Z" X4 j' ?7 s3 `# N) Y  `   
=




2 O( t7 Y0 n& z" V! }" z
' }/ v# c3 U1 }( s; X3 l& w% }

  B/ u# Z( e/ {, n2 ^
. d. z, g4 l0 |2 a
: U) \! h. j8 ]


; _8 ^& I4 h& w; i


7 p4 q* s. s! g" p# U2 f! [


=0.69

6 |  @( B4 u: M$ B4 h  |  F, a
# v$ c4 w+ Q4 L6 L% Z( u


* I4 H# u1 X$ {- a5 n0 T2 f/ [; F/ @ =097
计       算       及      说        明 结       果
  |# ^6 @9 R: G7 f7 J- U: ] （6）、齿向载荷分布系数   
（7）、载荷系数   
# K0 ~; ?: \% J, }# H- Z' g  p （8）、弯曲疲劳极限  由图12、13c得                                      
& o- w4 M' b* B! z0 G% t6 P/ Z/ H （9）、弯曲最小安全系数   
8 n3 l( m, m4 Q+ k （10）、应力循环系数   
（11）、弯曲寿命系数   
8 ~0 X6 }9 a- j2 i( P* O（12）、尺寸系数   
（13）、许用弯曲应力   
（14）、验算
2 v5 J) _4 A  G$ Z' |" h9 T. M% j
2 O: f  s  t+ @' T6、几何尺寸计算
K=3.71

8 a6 ~8 L% }( Z! Z: ^2 ~ =367MPa
=350MPa
$ B- b" J( D) j% Z0 U1 k/ c- p =154MPa
7 F( u. n3 {" ^+ e3 L# c3 V' F& n. [
=149MPa

" Q; p) z: b6 D7 U计       算       及      说        明 结       果
* [+ x0 i% i6 ?3 w5 k# `& v! |（四）、中间轴齿轮的设计与校核
1、选材   根据文献【1】表12.7知  选小齿轮：40Cr，调质处理  
7 ^+ |$ g  k! Z5 w+ ^选大齿轮：45钢，调质处理  
2、初步计算
; J# V3 ^1 n, E6 b/ l0 t （1）、转矩   
（2）、尺宽系数  由文献【1】表12.13，取
3 |  P. g. \7 U6 Q0 J  q8 a+ A （3）、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17c   

% n$ p; O! P! T! ?! Q. @由文献【1】由表12.16，取
. {7 h" Z& R: s: J/ l$ Y, X4 I
# `3 S1 |, c9 O5 Q （4）、确定中心距   
3、配凑中心距  
$ W" B* G6 ]# F( i# m) \, I9 }取 合适
（1）、核算
- y9 l" j1 W/ d1 p2 }0 z- c$ x0 Y   
0 k# _: D: ~0 k. o1 s9 @   由文献【1】表12.3取  

计       算       及      说        明 结       果
: f: N6 x- ], t! e0 L  （2）、验算   
% w  V2 ?  F) g3 ~所以取      
* I, ?  O9 V/ _6 `& Z; U0 d4、接触强度校核
（1）、圆周速度V  

" H, b+ E# b  t8 s （2）、精度等级 由表12.6知：选8级精度
* T3 G8 f5 m2 z. j8 p4 i
0 N( V; q( K* ~5 a7 v( p （3）、使用系数   由表12.9知：

6 p* ^4 G7 n1 e: j9 X （4）、动载系数 由图12.9知： =1.10
* Q0 N- S" S/ z" {  p( Y* _! }/ C （5）、齿间载荷分配系数  由表12.10知，先求：
) O& w6 K% o* d" Y
/ W, h! v5 f4 Z& ~2 u1 k（6）、齿向载荷分布系数  由文献【1】表12、11         
(7)、载荷系数   
（8）、弹性系数  由文献【1】表12、12  
9 ]' a- c& G6 f# u. a" @' p9 {5 s
% ~" T  b% D% Q8级精度
6 \' U; M: \$ B* H- d  z/ M
9 m- x& r9 Y# }4 [ =1.10
* R6 S7 g5 |$ M, w  y  L+ [& E2 p6 L =1.4
* B9 Z0 ]& J  [: h- L
=1.703
=2.00
$ c& ~. m" m3 R$ m& S =3.703
=

=1.51
# |" }3 h9 `5 i+ m =3.14
计       算       及      说        明 结       果
（9）、节点区域系数  由文献【1】图12、16  
（10）、重合度系数
! |0 |' b  I7 k/ ~2 @- ^  
（11）、螺旋角系数   
8 u9 i' \! v8 e" t# s6 F（12）、接触最小安全系数   
! H& }  I6 |; u* b2 C0 [（13）、总工作时间   
（14）、应力循环次数  
/ b% y# e" C3 M7 V$ H0 j% t
（15）、接触寿命系数   由文献【1】图12、18  
6 t; m6 [* y, N1 d1 t' o（16）、许用接触应力 及验算
' G) c  |* K) z4 i   
计算结果表明，接触疲劳强度足够
3 c5 n. S& a' k- O0 w  M5、弯曲疲劳强度验算
（1）、齿数系数   
" B9 ?% c; G0 `, |4 o（2）、应力修正系数
3 @8 t4 T# }! w& ?5 N" n =0.766
. X+ l: d. R6 i6 B =0.989
+ ?4 q% r- u* U" ?- Q& s! {+ y
=

计       算       及      说        明 结       果
（3）、重合度系数   
（4）、螺旋角系数
  （5）齿间载荷分配系数

（6）、齿向载荷分布系数   

0 r# ~8 }. Q; t; ]) ?1 F+ U1 z（7）、载荷系数   
& U" q1 L! D* a（8）、弯曲疲劳极限  由图12、13c得                                      
  p2 P7 I8 e2 b3 y: o7 ~7 [; n（9）、弯曲最小安全系数   
（10）、应力循环系数   
( o5 S" s" a# H（11）、弯曲寿命系数   
（12）、尺寸系数   
（13）、许用弯曲应力   
6 G" v3 w; Q- O# p  Y  a0 ~5 |  =0.694
4 h  _8 x& {0 i: v6 N8 [: W# `6 n
9 `7 }+ y+ S, U, N5 R$ m =0.9
" B+ P. g+ Y# r8 O- nK=3.14
=367MPa
" x( P* F8 k7 ?$ a* s, d) u2 X =350MPa
" @( o! v5 W# @* l2 x/ o8 \  u8 ]
计       算       及      说        明 结       果
（14）、验算

6、几何尺寸计算
0 \) \5 Q4 u( S0 Z' `, e$ |
9 `3 k6 H5 w! ]2 B（五）、高速轴的设计与校核
6 P" A/ J7 a! g" {* B" r8 L0 `7 t1、选 材
6 k# A5 |7 y) ^# k, Z) o+ x$ U5 qC=102
2、初估直径   轴上有单个键槽，轴径应增加3％ 所以 27.66×（1＋3％）＝28.49㎜ 圆整取d=30㎜
3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：
  
- }7 L8 I/ s7 A% F  c  v% N 4、强度校核
" ^* T$ R* o3 u) H. Z* M （1）、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）
9 v. \+ z9 _- Y2 Z2 y （2）、齿轮上作用力


. |4 F) G) ^1 b8 p9 g; h/ m# f0 W =171MPa
* W4 X/ U. a, I# N2 g0 j& w: A7 z1 C
=165MP
6 |2 l8 Q+ g+ q
4 _0 v+ q; y5 E! \( K3 c3 h3 e: P" S（3）、水平支反力 从上到下第二幅图  
（4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图
  N. J7 b4 @% X* F/ ], H     
（5）、绘水平弯矩图 第三幅图，最高点弯矩为：
* d9 j/ \" r+ u. H! D（6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图，从左往右的突出点弯矩分别为： 291020N•㎜
: ]- x% J/ S) D: |7 j 168177N•㎜，117150N•㎜
（7）、合成弯矩图 第六幅图 从左往右的突出点的弯矩分别为： 295772N•㎜，259900N•㎜
+ X! n7 q' k6 N4 K9 m3 _/ j2 l3 i: ? 286544N•㎜
（8）、绘扭矩图 第七幅图  
（9）、求当量弯矩   
计       算       及      说        明 结       果
      
5 J4 x) E# c) G. X; v2 B9 J3 y（10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I，危险截面II
' K/ H( U( t! e8 C# U    六）、高速轴轴承校核
" f+ _" i, c7 d: N 1、选轴承 根据文献【1】附录表18.1可得轴承的型号为：6208。其中轴承参数为：

  D＝80mm；B＝18mm；Cr＝29.5KN；Cor＝18.0KN
4 H% w: p' g: i" r（七）、中间轴的设计与强度校核
0 J: r$ T* }6 W1 y& ?1、选 材
C=112
" U; M+ A( u* o, ^# j- q4 `7 ]2、初估直径   圆整d=50㎜
: n( ^; P; J* A& ?计       算       及      说        明 结       果
3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：
- l8 B/ r  g* ^* p1 h/ N
4、强度校核
3 p$ C2 X/ S/ V1 ~- Z （1）、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）
: `" B8 z7 x3 v3 b （2）、齿轮上作用力
  z6 A9 ^8 J1 A' ^3 r. p$ X- N9 q
2 y! D6 U1 b$ C! J（3）、水平支反力 从上到下第二幅图

/ g8 _8 u& B8 _  R8 K5 a* F（4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图
   
  ?; [  V1 A2 P3 {( C! n! U/ w4 B（5）、绘水平弯矩图 第三幅图；（如下所示）

. K/ q9 c; r9 n7 j  m5 o; q9 R1 S（6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图（如下所示）

' s. x/ y# K/ c4 U（7）、合成弯矩图 第六幅图（如下所示）

/ D, o9 q% w+ v（8）、绘扭矩图 第七幅图  （如下所示）

+ v9 O0 u( l  g- M! ]6 m, n) g（9）、求当量弯矩
  
/ e! C9 @; G$ a! ~4 a  q5 ?6 \0 I（10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面A，危险截面B
      

1 H4 s8 B/ O2 b, U4 @计       算       及      说        明 结       果
# R- [/ O" ]) U3 P9 [（八）、中间轴轴承校核
1、选轴承 根据文献【1】表18.1可得轴承的型号为：6310。D＝110mm
" H) n/ S+ ]( Z) n8 [B＝27mm；Cr＝61.8KN；Cor＝38KN

苍穹骄龙

怎么没有图呢？？？

苍穹骄龙

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苍穹骄龙

挺不错啊……

huhaibotomy

需要的是图