展开式二级直齿圆柱减速器设计【F=4000Nv=0.8D=335mm】

展开式二级直齿圆柱减速器设计目 录一 设计任务书11.1设计题目11.2设计步骤1二 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1三 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3四 计算传动装置运动学和动力学参数44.1电动机输出参数44.2高速轴的参数44.3中间轴的参数44.4低速轴的参数44.5工作机的参数5五 减速器高速级齿轮传动设计计算55.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数55.2按齿面接触疲劳强度设计55.3确定传动尺寸85.4校核齿根弯曲疲劳强度85.5计算齿轮传动其它几何尺寸95.6齿轮参数和几何尺寸总结9六 减速器低速级齿轮传动设计计算106.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数106.2按齿面接触疲劳强度设计116.3确定传动尺寸136.4校核齿根弯曲疲劳强度136.5计算齿轮传动其它几何尺寸146.6齿轮参数和几何尺寸总结15七 轴的设计167.1高速轴设计计算167.2中间轴设计计算217.3低速轴设计计算27八 滚动轴承寿命校核338.1高速轴上的轴承校核338.2中间轴上的轴承校核348.3低速轴上的轴承校核35九 键联接设计计算359.1高速轴与联轴器键连接校核359.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核369.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核369.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核369.5低速轴与联轴器键连接校核36十 联轴器的选择3710.1高速轴上联轴器3710.2低速轴上联轴器37十一 减速器的密封与润滑3711.1减速器的密封3711.2齿轮的润滑3811.3轴承的润滑38十二 减速器附件3812.1油面指示器3812.2通气器3912.3六角螺塞3912.4窥视孔盖3912.5定位销4012.6启盖螺钉40十三 减速器箱体主要结构尺寸40十四 设计小结41参考文献42一 设计任务书1.1设计题目 展开式二级直齿圆柱减速器，拉力F=4000N，速度v=0.8m/s，直径D=335mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：5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.减速器内部传动设计计算 6.传动轴的设计 7.滚动轴承校核 8.键联接设计 9.联轴器设计 10.润滑密封设计 11.箱体结构设计二 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。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确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.99 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.97a=122432w=0.8773.3计算电动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=40000.81000=3.2kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=3.20.877=3.65kW 工作转速：nw=601000VD=6010000.8335=45.63rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：840，因此理论传动比范围为：840。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(840)45.63=365-1825r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890 电机主要尺寸参数图3-1 电动机中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDEFG13251531521617812388010333.4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 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：ia=nmnw=96045.63=21.039 （2）分配传动装置传动比 高速级传动比i1=1.35ia=5.33 则低速级的传动比i2=3.95 减速器总传动比ib=i1i2=21.0535四 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数P0=3.65kWn0=nm=960rpmT0=9550000P0n0=95500003.65960=36309.9Nmm4.2高速轴的参数P=P01=3.650.99=3.61kWn=n0=960rpmT=9550000Pn=95500003.61960=35911.98Nmm4.3中间轴的参数P=P23=3.610.990.98=3.5kWn=ni1=9605.33=180.11rpmT=9550000Pn=95500003.5180.11=185581.03Nmm4.4低速轴的参数P=P23=3.50.990.98=3.4kWn=ni2=180.113.95=45.6rpmT=9550000Pn=95500003.445.6=712061.4Nmm4.5工作机的参数P=P122w=3.40.990.990.990.97=3.2kWn=n=45.6rpmT=9550000Pn=95500003.245.6=670175.44Nmm 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/(Nmm)电机轴9603.6536309.9高速轴9603.6135911.98中间轴180.113.5185581.03低速轴45.63.4712061.4工作机45.63.2670175.44五 减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=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=24，则大齿轮齿数z2=z1i=245.33=127。5.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 1)确定公式中的各参数值 试选KHt=1.3 计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551063.61960=35911.98Nmm 由表10-7选取齿宽系数d=1 由图10-20查得区域系数ZH=2.49 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arccosz1cosz1+2han*=arccos24cos2024+21=29.841a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos127cos20127+21=22.313=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=24tan29.841-tan20+127tan22.313-tan202=1.739Z=4-3=4-1.7393=0.868 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Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=609601163005=1.382109NL2=NL1u=1.3821095.33=2.594108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=0.994，KHN2=1.123 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9946001=596.4MPaH2=KHN2Hlim2S=1.1235501=617.65MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=596.4MPa 2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.335911.9815.33+15.332.49189.80.868596.42=37.435mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v=d1tn601000=37.435960601000=1.881 齿宽bb=dd1t=137.435=37.435mm 2)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据v=1.881m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.036 齿轮的圆周力。Ft=2Td1=235911.9837.435=1918.631NKAFtb=11918.63137.435=51Nmm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=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KH=1.417 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0361.21.417=1.762 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=37.43531.7621.3=41.428mm 4)确定模数m=d1z1=41.42824=1.726mm，取m=2mm。5.3确定传动尺寸 (1)计算中心距a=z1+z2m2=151mm，圆整为151mm (2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=242=48mmd2=z2m=1272=254mm (3)计算齿宽b=dd1=48mm 取B1=55mm B2=50mm5.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KFTYFaYSaYdm3z12F 1)T、m和d1同前 齿宽b=b2=50 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.078 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.938 试选KFt=1.3 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.739=0.681 根据v=1.408m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.078 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2 由表10-4用插值法查得KH=1.417，结合b/h=10.667查图10-13，得KF=1.078。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0781.21.078=1.395 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Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.88，KFN2=0.917 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.885001.25=352MPaF2=KFN2Flim2S=0.9173801.25=278.77MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=59.52MPaF1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=57.25MPaF2 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。5.5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 ha=mhan*=2mm hf=mhan*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm 2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=52mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=258mm 3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=43mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=249mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6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螺旋角左000右000齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿数z24127齿宽B5550齿顶高hamha*22齿根高hfm(ha*+c*)2.52.5分度圆直径d48254齿顶圆直径dad+2ha52258齿根圆直径dfd-2hf43249图5-1 高速级大齿轮结构图六 减速器低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)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=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=25，则大齿轮齿数z2=z1i=253.95=99。6.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2 1)确定公式中的各参数值 试选KHt=1.3 计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551063.5180.11=185581.03Nmm 由表10-7选取齿宽系数d=1 由图10-20查得区域系数ZH=2.49 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arccosz1cosz1+2han*=arccos25cos2025+21=29.531a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos99cos2099+21=22.915=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=25tan29.531-tan20+99tan22.915-tan202=1.732Z=4-3=4-1.7323=0.869 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Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=60180.111163005=2.594108NL2=NL1u=2.5941083.95=6.566107 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1.123，KHN2=1.207 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=1.1236001=673.8MPaH2=KHN2Hlim2S=1.2075501=663.85MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=663.85MPa 2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.3185581.0313.95+13.952.49189.80.869663.852=61.395mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v=d1tn601000=61.395180.11601000=0.579 齿宽bb=dd1t=161.395=61.395mm 2)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据v=0.579m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.011 齿轮的圆周力。Ft=2Td1=2185581.0361.395=6045.477NKAFtb=16045.47761.395=98Nmm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=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KH=1.422 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0111.21.422=1.725 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=61.39531.7251.3=67.465mm 4)确定模数m=d1z1=67.46525=2.699mm，取m=3mm。6.3确定传动尺寸 (1)计算中心距a=z1+z2m2=186mm，圆整为186mm (2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=253=75mmd2=z2m=993=297mm (3)计算齿宽b=dd1=75mm 取B1=80mm B2=75mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KFTYFaYSaYdm3z12F 1)T、m和d1同前 齿宽b=b2=75 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.62，YFa2=2.182 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.59，YSa2=1.789 试选KFt=1.3 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.732=0.683 根据v=0.458m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.059 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2 由表10-4用插值法查得KH=1.422，结合b/h=11.112查图10-13，得KF=1.079。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0591.21.079=1.371 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Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.917，KFN2=0.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.9175001.25=366.8MPaF2=KFN2Flim2S=0.923801.25=279.68MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=85.8MPaF1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=80.4MPaF2 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。6.5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 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm 2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=81mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=303mm 3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=67.5mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=289.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6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m33螺旋角左000右000齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿数z2599齿宽B8075齿顶高hamha*33齿根高hfm(ha*+c*)3.753.75分度圆直径d75297齿顶圆直径dad+2ha81303齿根圆直径dfd-2hf67.5289.5图6-1 低速级大齿轮结构图七 轴的设计7.1高速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=960r/min；功率P=3.61kW；轴所传递的转矩T=35911.98Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr调质，许用弯曲应力为=70MPa (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。dA03Pn=11233.61960=17.42mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0517.42=18.29mm 查表可知标准轴孔直径为19mm故取dmin=19 (4)确定轴的直径和长度图7-1 高速轴示意图 1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则:Tca=KAT=46.69Nmm 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LX3型联轴器。半联轴器的孔径为19mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。选用普通平键，A型键，bh = 66mm(GB T 1096-2003)，键长L=28mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 24 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6206，其尺寸为dDB = 306216mm，故d34 = d78 = 30 mm。 由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 55 mm，d56 = 52 mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=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，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 16 -10 = 63 mm 5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，低速级小齿轮宽度b3=80mm，则l34=l78=B+ 2=16+10+2=28 mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=80+ 15+ 10-2.5-2=100.5 mml67=1-2=10-2=8 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径19243036523630长度426328100.555828 (5)轴的受力分析 高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）Ft1=2Td1=235911.9848=1496.333N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tan=1496.333tan20=544.621N 第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=92mm，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=148mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=55.5mm 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。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 在水平面内 轴承A处水平支承力：RAH=Fr1l2l2+l3=544.621148148+55.5= 396N 轴承B处水平支承力：RBH=Fr1-RAH=544.621-396=149N 在垂直面内 轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1l2l2+l3=1496.333148148+55.5= 1088N 轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1l3l2+l3=1496.33355.5148+55.5= 408N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=3962+10882=1157.83N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=1492+4082=434.36N 绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上弯矩：MBH=0Nmm 截面C在水平面上的弯矩：MCH=RAHl3=39655.5=21978Nmm 截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm 在垂直平面上： 截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上的弯矩：MCV=RAVl3=108855.5=60384Nmm 截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm 合成弯矩，有： 截面A处合成弯矩：MA=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=0Nmm 截面C处合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=219782+603842=64259Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm 转矩和扭矩图T1=35911.98Nmm 截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=02+0.635911.982=21547Nmm 截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=642592+0.635911.982=67775Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.635911.982=21547Nmm 画弯矩图 弯矩图如图所示：图7-2 高速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=36332=4578.12mm3 抗扭截面系数为WT=d316=9156.24mm3 最大弯曲应力为=MW=14.8MPa 剪切应力为=TWT=3.92MPa 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=0.6，则当量应力为ca=2+42=15.53MPa 查表得40Cr调质处理，抗拉强度极限B=735MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，ca-1b，所以强度满足要求。7.2中间轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=180.11r/min；功率P=3.5kW；轴所传递的转矩T=185581.03Nmm (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=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。dA03Pn=11533.5180.11=30.92mm 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7-3 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的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin = 30.92 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6207，其尺寸为dDB = 357217mm，故d12 = d56 = 35 mm。 2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 40 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2 = 50 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 48 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 40 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 50 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 15 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= 80 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 = 78 mm，d23=40mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =50mm，为了使挡油环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=48mm，d45=40mm。 5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，则l12=B+1+2=17+10+10+2= 39 mml56=B+2+2=17+10+12.5+2= 41.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径3540504035长度3978154841.5 (5)轴的受力分析 高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）Ft2=2Td2=2185581.03254=1461.268N 高速级大齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tan=1461.268tan20=531.858N 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）Ft3=2Td3=2185581.0375=4948.827N 低速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tan=4948.827tan20=1801.226N 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=69.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=80mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=57mm 轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3l1-Fr2l1+l2l1+l2+l3=1801.22669.5-531.85869.5+8069.5+80+57= 221N 轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=1801.226-221-531.858=1048N 轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=4948.82769.5+1461.26869.5+8069.5+80+57= 2724N 轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=4948.82780+57+1461.2685769.5+80+57= 3687N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=2212+27242=2732.95N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=10482+36872=3833.05N 计算水平面弯矩 截面A和截面B在水平面内弯矩MAH=MBH=0 截面C右侧在水平面内弯矩MCH右=-RAHl3=-22157=-12597Nmm 截面C左侧在水平面内弯矩MCH左=-RAHl3=-22157=-12597Nmm 截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBHl1=104869.5=72836Nmm 截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBHl1=104869.5=72836Nmm e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩MAV=MBV=0Nmm 截面C在垂直面内弯矩MCV=RAVl3=272457=155268Nmm 截面D在垂直面内弯矩MDV=RBVl1=368769.5=256246Nmm f.绘制合成弯矩图 截面A和截面B处合成弯矩MA=MB=0Nmm 截面C右侧合成弯矩MC右=MCH右2+MCV2=-125972+1552682=155778Nmm 截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=-125972+1552682=155778Nmm 截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=728362+2562462=266397Nmm 截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=728362+2562462=266397Nmm 转矩T2=185581.03Nmm 计算当量弯矩 截面A和截面B处当量弯矩MVA=MVB=0Nmm 截面C右侧当量弯矩MVC右=MC右2+T2=1557782+0.6185581.032=191482Nmm 截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+T2=1557782+0.6185581.032=191482Nmm 截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+T2=2663972+0.6185581.032=288731Nmm 截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+T2=2663972+0.6185581.032=288731Nmm图7-4 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=d332=35332=4207.11mm3 抗扭截面系数为WT=d316=8414.22mm3 最大弯曲应力为=MW=5.41MPa 剪切应力为=TWT=22.06MPa 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=0.6，则当量应力为ca=2+42=27.02MPa 查表得45调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。7.3低速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=45.6r/min；功率P=3.4kW；轴所传递的转矩T=712061.4Nmm (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=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。dA03Pn=11233.445.6=47.14mm 由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0747.14=50.44mm 查表可知标准轴孔直径为55mm故取dmin=55 (4)确定轴的直径和长度图7-5 低速轴示意图 1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则:Tca=KAT=925.68Nmm 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LX4型联轴器。半联轴器的孔径为42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，bh = 1610mm(GB T 1096-2003)，键长L=90mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 60 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6213，其尺寸为dDB = 6512023mm，故d34 = d78 = 65 mm。 轴承挡油环定位，由手册上查得6213型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 74 mm 3)取安装齿轮处的轴段的直径d67 = 74 mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4 = 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l67 = 73 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d67 = 74 mm，故取h = 8 mm，则轴环处的直径d56 = 89 mm，取l56=10mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=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，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 23 -10 = 56 mm 5)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm， mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，则l34= B+s1=23+22.5= 45.5 mml78= B+2+2=23+10+12.5+2= 47.5 mml45=b2+3+2+2.5-l56-s1=50+15+12.5+10+2.5-10-22.5= 57.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径55606574897465长度1105645.557.5107347.5 (5)轴的受力分析 低速级大齿轮所受的圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）Ft4=2Td4=2712061.4297=4795.026N 低速级大齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tan=4795.026tan20=1745.247N 齿轮中点到轴承压力中心距离l1=72.5mm，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=210.5mm，第一段中点到轴承压力中心距离l3=122.5mm 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Frl1l1+l2=1745.24772.572.5+210.5= 447NRBH=Fr-RAH=1745.247-447=1298N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ftl1l1+l2=4795.02672.572.5+210.5= 1228NRBV=Ftl2l1+l2=4795.026210.572.5+210.5= 3567N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=4472+12282=1306.83N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=12982+35672=3795.83N 计算弯矩 在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=0Nmm 在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nmm 在水平面上，齿轮4所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RAHl1=44772.5=32408Nmm 在水平面上，轴截面D处所受弯矩：MDH=0Nmm 在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：MAV=0Nmm 在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：MBV=0Nmm 在垂直面上，齿轮4所在轴截面C处所受弯矩：MCV=RBVl1=356772.5=258608Nmm 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmm 截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=0Nmm 合成弯矩，齿轮4所在截面C处合成弯矩为MC=MCH2+MCV2=324082+2586082=260631Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm 转矩为：T=712061.4Nmm 截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6712061.42=427237Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm 截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=2606312+0.6712061.42=500460Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6712061.42=427237Nmm图7-6 低速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=74332=39762.61mm3 抗扭截面系数为WT=d316=79525.21mm3 最大弯曲应力为=MW=12.59MPa 剪切应力为=TWT=8.95MPa 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=0.6，则当量应力为ca=2+42=16.55MPa 查表得45调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。八 滚动轴承寿命校核8.1高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)620630621619.5 根据前面的计算，选用6206深沟球轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=19.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=24000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以