机械设计减速器.doc

机械设计减速器设计说明书 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录一、设计任务书1二、传动装置总体设计方案1三、选择电动机2四、计算传动装置运动学和动力学参数3五、链传动设计计算4六、减速器高速级齿轮传动设计计算6七、减速器低速级齿轮传动设计计算10八、轴的设计13九、滚动轴承寿命校核31十、键联接设计计算34十一、联轴器的选择35十二、减速器的密封与润滑36十三、减速器附件36十四、减速器箱体主要结构尺寸39十五、设计小结39十六、参考文献40一、 设计任务书1.1 设计题目 二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力F=7000N，速度v=0.4m/s，直径D=383mm，每天工作小时数：24小时，工作年限（寿命）：10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.链传动设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计二、 传动装置总体设计方案2.1 传动方案 传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2 该方案的优缺点 二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。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=0.98 闭式圆柱齿轮的效率：4=0.98 闭式圆锥齿轮的效率：3=0.97 链传动的效率：c=0.96 工作机的效率：w=0.95a=12443cw=0.7923.3 计算电动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=70000.41000=2.8kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.80.792=3.54kW 工作转速：nw=601000VD=6010000.4383=19.96rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，链传动比范围为：26，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：616，因此理论传动比范围为：1296。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(1296)19.96=240-1916r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M1-8的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=720r/min，同步转速为nt=750r/min。 电机主要尺寸参数 图3-1 电动机3.4 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=72019.96=36.072 （2）分配传动装置传动比 取链传动比：ic=3 锥齿轮（高速级）传动比i1=0.25i=3 则低速级的传动比为i2=4.01 减速器总传动比ib=i1i2=12.03四、 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=3.54kWn0=nm=720rpmT0=9550000P0n0=95500003.54720=46954.17Nmm4.2 高速轴的参数P=P01=3.540.99=3.5kWn=n0=720rpmT=9550000Pn=95500003.5720=46423.61Nmm4.3 中间轴的参数P=P23=3.50.980.97=3.33kWn=ni1=7203=240rpmT=9550000Pn=95500003.33240=132506.25Nmm4.4 低速轴的参数P=P24=3.330.980.98=3.2kWn=ni2=2404.01=59.85rpmT=9550000Pn=95500003.259.85=510609.86Nmm4.5 工作机的参数P=Pc22w=3.20.960.980.980.95=2.8kWn=ni3=59.853=19.95rpmT=9550000Pn=95500002.819.95=1340350.88Nmm五、 链传动设计计算1. 确定链轮齿数 由传动比取小链轮齿数Z1=25，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=iZ1=75，所以取Z2=77。 实际传动比i=z2/z1=3.082. 确定链条型号和节距 查表得工况系数KA=1.1 小链轮齿数系数：Kz=1.22 取单排链,则计算功率为:Pca=KAKzP=1.11.223.2kW=4.294kW 选择链条型号和节距： 根据Pca=4.294kW，n1=59.85r/min，查图选择链号16A-1，节距p=25.4mm。3. 计算链长 初选中心距a0=40p=4025.4=1016mm 则，链长为:Lp=2a0p+z1+z22+pa0z1-z222=2101625.4+25+772+25.4101625-7722=132.714节 取Lp=133节 采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大中心距为：amax=f1p2Lp-z1+z2=0.2453225.42132.714-25+77=1018.34mm 计算链速v，确定润滑方式v=z1np601000=2559.8525.4601000=0.633，合适 按v=0.633m/s，链号16A，查图选用滴油润滑。4. 作用在轴上的力 有效圆周力F=1000Pcav=10004.2940.633=6784N 作用在轴上的力Fp1.15F=1.156784=7802N 链轮尺寸及结构 分度圆直径d1=psin180z1=25.4sin18025=202.76mmd2=psin180z2=25.4sin18077=623.04mm六、 减速器高速级齿轮传动设计计算6.1 选精度等级、材料及齿数1. 由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217286HBS，大齿轮ZG35CrMo（调质），齿面硬度190240HBS2. 选小齿轮齿数Z1=34，则大齿轮齿数Z2=Z1i=343=103。 实际传动比i=3.0293. 压力角=20。6.2 按齿面接触疲劳强度设计1. 由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2T1=9.55106Pn=9.551063.57200.99=46423.61NmmT2=T1i1=46423.6130.990.98=132506.25Nmm 初选载荷系数Kt=1.4 由表7-5，取齿宽系数R=0.3 由表7-6，查得弹性系数ZE=189.8MPa 由表7-12查取节点区域系数ZH=2.49由图7-18查取接触疲劳强度极限Hlim1=800Mpa，Hlim2=560Mpa小齿轮应力循环次数 NL1=60njLh=6072012430010=3.11109大齿轮应力循环齿数 NL2=NL1u=3.111093=1.037109 由图7-19查得接触疲劳寿命系数ZN1=0.965，ZN2=0.999允许局部点蚀 取安全系数SH=1，由式（7-18）得许用接触应力H1=Hlim1ZN1S=8000.9651=772MPaH2=Hlim2ZN2S=5600.9991=559MPad1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2=341.446423.610.31-0.50.3232.49189.85592=65.87mm2. 计算圆周速度vdm1=d1t1-0.5R=65.871-0.50.3=55.99mmvm=dm1n601000=55.99720601000=2.113. 计算当量齿宽系数db=Rd1tu2+12=0.365.8732+12=31.245mmd=bdm1=31.24555.99=0.564. 计算载荷系数 查表得使用系数KA=1.25 查图得动载系数KV=1.093 取齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.29 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=1.251.09311.29=1.7625. 按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=65.8731.7621.4=71.118mm6. 计算模数mt=d1z1=71.11834=2.09mm 取标准模数m=2.5mm。6.3 确定传动尺寸1. 实际传动比u=z2z1=10334=3.029mm 大端分度圆直径d1=z1m=342.5=85mmd2=z2m=1032.5=257.5mm2. 计算分锥角1=arctan1u=arctan13.029=18.267912=90-18.26791=71.732093. 齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=851-0.50.3=72.25mmdm2=d21-0.5R=257.51-0.50.3=218.875mm4. 锥顶距为R=d12u2+1=8523.0292+1=135.57mm5. 齿宽为b=RR=0.3135.57=40.671mm 取b=41mm 校核齿根弯曲疲劳强度F=KFtbm1-0.5RYFaYSaF 由表7-4查取齿形系数与应力校正系数YF1=2.442，YF2=1.114YS1=1.653，YS2=2.91 由图7-17查得YN1=0.879，YN2=0.88 由图7-16查得弯曲疲劳极限Flim1=600MPa、Flim2=480MPa 取SF=1.25，由式（7-16）得许用弯曲应力F1=Flim1SFminYSTYN1=6001.2520.879=422MPaF2=Flim2SFminYSTYN2=4801.2520.88=338MPa 校核齿根弯曲疲劳强度F1=KFtbm1-0.5RYFa1YSa1=205.17MPaF1=422MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=164.77MPaF2=338MPa 故弯曲强度足够。6.4 计算锥齿轮传动其它几何参数 （1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 ha=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.5mm s=m2=3.927mm （2）分锥角（由前面计算） 1=18.268 2=71.732 （2）计算齿顶圆直径 da1=d1+2hacos1=89.75mm da2=d2+2hacos2=259.07mm （3）计算齿根圆直径 df1=d1-2hfcos1=79.3mm df2=d2-2hfcos2=255.62mm 注：han*=1.0，cn*=0.2 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=1323 （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=1163 （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=191927 a2=2+a2=724718 （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=1700七、 减速器低速级齿轮传动设计计算7.1 选精度等级、材料及齿数1. 由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217286HBS，大齿轮ZG35CrMo（调质），齿面硬度190240HBS2. 选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1i=264.01=105。 实际传动比i=4.0383. 初选螺旋角=13。4. 压力角=20。T1=9.55106Pn=9.551063.332400.99=132506.25NmmT2=T1i1=132506.254.010.990.98=510609.86Nmm 初选载荷系数Kt=1.4 由表7-5，取齿宽系数d=1 由表7-6，查得弹性系数ZE=189.8MPa 由表7-12查取节点区域系数ZH=2.46由图7-18查取接触疲劳强度极限Hlim1=800Mpa，Hlim2=560Mpa小齿轮应力循环次数 NL1=60njLh=6024012430010=1.037109大齿轮应力循环齿数 NL2=NL1u=1.0371094.01=2.586108 由图7-19查得接触疲劳寿命系数ZN1=0.999，ZN2=1.124允许局部点蚀 取安全系数SH=1，由式（7-18）得许用接触应力H1=Hlim1ZN1S=8000.9991=799.2MPaH2=Hlim2ZN2S=5601.1241=629.44MPad1t32KTdu+1uZEZHH2=321.4132506.2511.684.01+14.01189.82.46629.442=53.347mm 由圆周速度v=d1tn601000=53.347240601000=0.67 查图7-7得动载系数Kv=1.013 查图7-2查得使用系数KA=1.25 由表7-3，假设KAFt/b100N/mm，得齿间载荷分配系数KH=1.2 查图查取齿向载荷分布系数：K=1.42（设轴刚性大）； 实际载荷系数为 K=KAKvKK=1.251.0131.21.42=2.158 按K值对d1修正，即d1=d1t3KHKHt=53.34732.1581.4=61.624mm 1)确定模数m=d1cosz1=61.624cos1326=1.999mm，取m=3mm。7.2 计算齿轮的集合尺寸1. 确定中心距a=z1+z2mn2cos=201.67mm，圆整为202mm2. 按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.4077 =1324273. 计算小、大齿轮的分度圆直径d1=mnz1cos=326cos13.4077=80.185mmd2=mnz2cos=3105cos13.4077=323.826mm4. 计算齿宽 b=dd1=80.18mm 取b1=90mm b2=85mm 校核齿根弯曲疲劳强度 由公式（4-20）计算：F=KFtbmnYFYSYF 由表7-4，按Zv=zcos3 查得YF1=2.6，YF2=2.16YSa= 1.595，YSa= 1.81=bsinmn=1.973 查图7-14得螺旋角系数Y=0.78 由图7-17查得YN1=0.88，YN2=0.917 由图7-16查得弯曲疲劳极限Flim1=600MPa、Flim2=480MPa 取SF=1.25，由式（7-16）得许用弯曲应力F1=Flim1SFminYSTYN1=6001.2520.88=422.4MPaF2=Flim2SFminYSTYN2=4801.2520.917=352.13MPa 校核齿根弯曲疲劳强度F1=KFtbmnYFYSY=45.843 MPa F1=422.4MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=43.88MPaF2=352.13MPa 故弯曲强度足够。7.3 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=86.18mm da2=d2+2ha=329.83mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=72.68mm df2=d2-2hf=316.33mm 注：han*=1.0，cn*=0.25八、 轴的设计8.1 高速轴设计计算1. 已知的转速、功率和转矩 转速n=720r/min；功率P=3.5kW；轴所传递的转矩T=46423.61Nmm2. 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=60MPa3. 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=11233.5720=18.97mm 由于最小轴段截面上要开2个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0518.97=19.92mm 查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=204. 确定各轴段的直径和长度。 图8-1 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=60.35Nm 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20mm，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，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 25 mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30206，其尺寸为dDT = 306217.25mm，故d34 = d56 = 30 mm。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度h =2.5mm，则d67=25mm。 3)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，则l23=t+e+12+K=2+12+12+24=50 mm 4)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10mm。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=10mm，小齿轮轮毂宽度L=44.01mm，则l34=T=17.25 mm 5)取锥齿轮轴上的距离为2.5倍轴颈直径，则l45=2.5d45=2.535=87.5 mml56=B=16 mml67=+1+L+T-B=10+10+44.01+17.25-16= 65.26 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5. 轴的受力分析 高速级小齿轮所受的圆周力Ft1=2Tdm1=1285N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos1=444N 高速级小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tansin1=147N Fae=Fa1=147N 第一段轴中点到轴承中点距离l1=79.62mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=103.5mm，齿轮受力中点到轴承中点距离l3=42.76mm 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 a.计算作用在轴上的支座反力 轴承A在水平面内的支反力RAH=Fa1dm12-Fr1l3l2=14772.252-44442.76103.5=-132.13N 轴承B在水平面内的支反力RBH=Fr1-RAH=444-132.13= 576.13N 轴承A在垂直面内的支反力RAV=Ft1l3l2=128542.76103.5= 530.89N 轴承B在垂直面内的支反力RBV=-Ft1+RAV=-1285+530.89= -1815.89N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-132.132+530.892=547.09N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=576.132+-1815.892=1905.09N b.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面内弯矩MAH=0Nmm 截面B在水平面内弯矩MBH=-Fr1l3+Fa1dm12=-44442.76+14772.252=-13675.06Nmm 截面C在水平面内弯矩MCH=Fa1dm12=14772.252=5310.38Nmm 截面D在水平面内弯矩MDH=0Nmm c.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩MAV=0Nmm 截面B在垂直面内弯矩MBV=RAVl2=530.89103.5=54947.12Nmm 截面C在垂直面内弯矩MCV=0Nmm 截面D在垂直面内弯矩MDV=0Nmm d.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm 截面B处合成弯矩MB=MBH2+MBV2=-13675.062+54947.122=56623.26Nmm 截面C处合成弯矩MC=MCH2+MCV2=5310.382+02=5310.38Nmm 截面D处合成弯矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmm e.绘制扭矩图T=46423.61Nmm f.计算当量弯矩图 截面A处当量弯矩MVA=MA2+T2=02+0.646423.612=27854.17Nmm 截面B处当量弯矩MVB=MB2+T2=56623.262+0.646423.612=63103.47Nmm 截面C处当量弯矩MVC=MC2+T2=5310.382+0.646423.612=28355.86Nmm 截面C处当量弯矩MVD=MD2+T2=02+0.646423.612=27854.17Nmm 图8-2 高速轴受力及弯矩图6. 校核轴的强度 因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=30332=2649.38mm3 抗扭截面系数为WT=d316=5298.75mm3 最大弯曲应力为=MW=23.82MPa 剪切应力为=TWT=8.76MPa 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=26.04MPa 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。8.2 中间轴设计计算1. 已知的转速、功率和转矩 转速n=240r/min；功率P=3.33kW；轴所传递的转矩T=132506.25Nmm2. 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=60MPa3. 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=11533.33240=27.63mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm4. 确定轴的直径和长度 图8-3 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，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin = 27.63 mm，由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承30206，其尺寸为dDT = 306217.25mm，故d12 = d56 = 30 mm。 2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 36 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 = 62 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 60 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 36 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 46 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 28 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= 90 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 = 88 mm，d23=36mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =62mm，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=60mm，d45=36mm。 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=l56=T+1+2=17.25+10+10+2= 39.25 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5. 轴的受力分析 高速级大齿轮所受的圆周力Ft2=2Tdm2=1211N 高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tancos2=138N 高速级大齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2tansin2=419N 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=2132506.2580.185=3305.013N 低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3tancos=3305.013tan20cos13.4077=1236.631N 低速级小齿轮所受的轴向力Fa3=Ft3tan=3305.013tan13.4077=788N Fae=Fa2-Fa3=-369N 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=75.2mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=102mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=61.3mm 轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3l1-Fr2l1+l2+Fa2d22-Fa3d32l1+l2+l3=1236.63175.2-13875.2+102+419218.8752-78880.185275.2+102+61.3= 347N 轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=1236.631-347-138=752N 轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=3305.01375.2+121175.2+10275.2+102+61.3= 1942N 轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=3305.013102+61.3+121161.375.2+102+61.3= 2574N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=3472+19422=1972.76N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=7522+25742=2681.6N a.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=-34761.3=-21271Nmm 截面C左侧在水平面内弯矩MCH左=Fa2d22-RAHl3=419218.8752-34761.3=24583Nmm 截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBHl1-Fa3d32=75275.2-78880.1852=24958Nmm 截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBHl1=75275.2=56550Nmm 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=194261.3=119045Nmm 截面D在垂直面内弯矩MDV=RBVl1=257475.2=193565Nmm 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=-212712+1190452=120930Nmm 截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=245832+1190452=121557Nmm 截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=249582+1935652=195167Nmm 截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=565502+1935652=201656Nmm b.转矩T2=132506.25Nmm c.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=1209302+0.6132506.252=144724Nmm 截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+T2=1215572+0.6132506.252=145248Nmm 截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+T2=1951672+0.6132506.252=210739Nmm 截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+T2=2016562+0.6132506.252=216763Nmm 图8-4 中间轴受力及弯矩图6. 校核轴的强度 因D左侧弯矩大，且作用有转矩，故D左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=46332=9551.1mm3 抗扭截面系数为WT=d316=19102.19mm3 最大弯曲应力为=MW=22.7MPa 剪切应力为=TWT=6.94MPa 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=24.18MPa 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，cae，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=50.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=72000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-132.132+530.892=547.09NFr2=RBH2+RBV2=576.132+-1815.892=1905.09N 查表得系数Y=1.6Fd1=Fr12Y=170.97NFd2=Fr22Y=595.34N 由前面计算可知轴向力Fae=147NFa1=Fae+Fd2=742.34NFa2=Fd2=595.34NFa1Fr1=1.357eFa2Fr2=0.31e 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.4547.09+1.6742.34=1406.58NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11905.09+0595.34=1905.09N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=416044h72000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。9.2 中间轴上的轴承校核 根据前面的计算，选用30206轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm 查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。 当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=50.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=72000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=3472+19422=1972.76NFr2=RBH2+RBV2=7522+25742=2681.6N 查表得系数Y=1.6Fd1=Fr12Y=616.49NFd2=Fr22Y=838N 由前面计算可知轴向力Fae=-369NFa1=Fd1=616.49NFa2=Fd1-Fae=985.49NFa1Fr1=0.313eFa2Fr2=0.37e 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11972.76+0616.49=1972.76NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=12681.6+0985.49=2681.6N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=399331h72000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。9.3 低速轴上的轴承校核 根据前面的计算，选用30211轴承，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm 查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.4。 当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=90.8kN，额定静载荷C0r=115kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=72000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-118102+10092=11853.02NFr2=RBH2+RBV2=51882+21452=5613.94N 查表得系数Y=1.5Fd1=Fr12Y=3951.01NFd2=Fr22Y=1871.31N 由前面计算可知轴向力Fae=-752NFa1=Fd1=3951.01NFa2=Fd1-Fae=4703.01NFa1Fr1=0.333eFa2Fr2=0.84e 查表得X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=1.5 查表可知ft=1，fp=1.2 因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=111853.02+03951.01=11853.02NPr2=X2Fr2+Y2Fa