机械设计说明书 一级锥齿轮

第一章 设计任务书1.1设计题目传动方案锥齿轮减速器开式齿轮带式运输机的工作原理 已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相流，电压380、220V；5）运输带速度允许误差：5%6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计数据运动带工作拉力：2200N；运输带工作速度：1.15m/s；卷筒直径：240mm；设计内容1）按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置；2）完成减速器装配图1张；3）零件工作图1张4）编写设计计算说明书一份。第二章 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，后置外传动为开式圆柱齿轮传动，减速器为一级圆锥齿轮减速器。第三章 选择电动机3.1电动机类型的选择 根据用途选用Y系列三相异步电动机。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 锥齿轮的效率：3=0.97 开式圆柱齿轮的效率：o=0.96滚动皮带的效率：w=0.97a=12243ow =0.9920.9840.970.960.97 =0.8173.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=22001.151000=2.53kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.530.817=3.1kW 工作转速：nw=601000VD=6010001.15240=91.56r/min 经查表按推荐的合理传动比范围，选定电机型号为：Y112M-4的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。电动机型号同步转速/(r/min)额定功率/kW满载转速/(r/min)Y112M-41500414403.4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=144091.56=15.727 （2）分配传动装置传动比 取开式圆柱齿轮传动比：ic=4 减速器传动比为i1=iaic=3.93第四章 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=3.1kWn0=nm=1440r/minT0=9550000P0n0=95500003.11440=20559.03Nmm4.2高速轴的参数P1=P01=3.10.99=3.07kWn1=n0=1440r/minT1=9550000P1n1=95500003.071440=20360.07Nmm4.3低速轴的参数P2=P123=3.070.980.97=2.92kWn2=n1i1=14403.93=366.41r/minT2=9550000P2n2=95500002.92366.41=76106Nmm4.4轴的参数P3=P212=2.920.990.98=2.83kWn3=n2=366.41r/mimnT3=9550000P3n3=95500002.83366.41=73760.27Nmm4.5工作机的参数P4=P3o22w=2.830.960.980.980.97=2.53kWn4=n3i3=366.414=91.6r/minT4=9550000P4n4=95500002.5391.6=263771.83Nmm 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14403.120559.03高速轴14403.0720360.07低速轴366.412.9276106轴366.412.8373760.27工作机91.62.53263771.83第五章 开式圆柱齿轮传动设计计算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20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为5862HRC，大齿轮20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为5862HRC 4.选小齿轮齿数Z1=20，则大齿轮齿数Z2=Z1i=204=81。5.2按齿根弯曲疲劳强度设计 1.由式（10-7）试算模数，即mt32KFtTYdz12YFaYSaF (1)确定公式中的各参数值。 a.试选KFt=1.3 b.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+0.751.692=0.693 c.计算YFaYSa/F 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.8，YFa2=2.218 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.55，YSa2=1.771 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=620MPa、Flim2=620MPa 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92，KFN2=0.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.926201.25=456.32MPaF2=KFN2Flim2S=0.926201.25=456.32MPaYFa1YSa1F1=0.00951YFa2YSa2F2=0.00861 两者取较大值，所以YFaYSaF=0.00951 (2)试算齿轮模数mt32KFtTYdz12YFaYSaF=321.3761060.6930.82020.00951=1.597mm 2.调整齿轮模数 (1)计算实际载荷系数前的数据准备 a.圆周速度d1=mtz1=1.59720=31.94mmv=d1n601000=31.94366.41601000=0.612 b.齿宽bb=Rd1=0.831.94=25.552mm c.齿高h及齿宽比b/hh=2han*+cn*mnt=3.593mmbh=25.5523.593=7.112 (2)计算实际载荷系数KF 根据v=0.612m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.062 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=2.045，结合b/h=7.112查图10-13，得KF=1.171。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0621.11.171=1.368 (3)由式（10-13），按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=1.59731.3681.3=1.624mm 取m=3mm (4)计算分度圆直径d1=mz1=320=60mm5.3确定传动尺寸 1.计算中心距a=z1+z2m2=151.5mm，圆整为152mm 2.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=203=60mmd2=z2m=813=243mm 3.计算齿宽b=dd1=48mm 取B1=55mm B2=50mm5.4校核齿面接触疲劳强度 齿面接触疲劳强度条件为H=2KHTdd13u+1uZHZEZ (1)T、d和d1同前 a.根据v=1.15m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.022 b.齿轮的圆周力。Ft=2Td1=27610660=2536.87NK_AF_t/b=12536.87/55=46N|mm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.3 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时，得齿向载荷分布系数KH=2.046 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0221.32.046=2.718 c.由图查取区域系数ZH=2.49 d.查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa e.由式计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1cosz1+2han*=arccos20cos2020+21=31.321a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos81cos2081+21=23.502=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=20tan31.321-tan20+81tan23.502-tan202=1.692Z=4-3=4-1.6923=0.877 f.计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa 计算应力循环次数NL1=60njLh=60366.41183008=4.221108NL2=NL1u=4.2211084=1.055108 由图查取接触疲劳系数：KHN1=1.1，KHN2=1.15 取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=KHN1Hlim1S=1.111001=1210MPaH2=KHN2Hlim2S=1.1511001=1265MPaH=2KHTdd13u+1uZHZEZ=717.01MPaH=1210MPa (2)齿轮的圆周速度v=d1n601000=60366.41601000=1.15ms 选用7级精度是合适的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*=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*=66mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=249mm (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=52.5mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=235.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn33法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左000右000齿数z2081齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d60243齿顶圆直径da66249齿根圆直径df52.5235.5齿宽B5550中心距a152152第六章 减速器齿轮传动设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为=20，选用7级精度。 2.材料选择:小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS 3.选小齿轮齿数z1=24，则大齿轮齿数z2=z1i=243.93=95。6.2按齿面接触疲劳强度设计 1.由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即d1t34KHtT1R1-0.5R2uZHZEH2 (1)确定公式中的各参数值 a.试选KHt=1.3 b.计算小齿轮传递的扭矩:T1=9.55106Pn=9.551063.071440=20360.07Nmm c.查表选取齿宽系数R=0.3 d.由图10-20查得区域系数ZH=2.5 e.由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。 f.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：N1=60njLh=601440183008=1.659109N2=N1u=1.6591093.93=4.221108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=0.99，KHN2=1.1 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=Hlim1KHN1S=6000.991=594MPaH2=Hlim2KHN2S=5501.11=605MPa 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=H1=594MPa (2)试算小齿轮分度圆直径d1t34KHtT1R1-0.5R2uZHZEH2 =341.320360.070.31-0.50.323.932.49189.85942=42.85mm 2.计算圆周速度vdm1=d1t1-0.5R=42.851-0.50.3=36.42mmvm=dm1n601000=36.421440601000=2.74 3.计算当量齿宽系数db=Rd1tu2+12=0.342.853.932+12=26.065mmd=bdm1=26.06536.42=0.72 4.计算载荷系数 查表得使用系数KA=1 查图得动载系数KV=1.106 取齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.313 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=11.10611.313=1.452 5.按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=42.8531.4521.3=44.459mm 6.计算模数m=d1z1=44.45924=1.85mm 取标准模数m=2.5mm。6.3确定传动尺寸 1.实际传动比u=z2z1=9524=3.958mm 大端分度圆直径d1=z1m=242.5=60mmd2=z2m=952.5=237.5mm 2.计算分锥角1=arctan1u=arctan13.958=14.178062=90-14.17806=75.82194 3.齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=601-0.50.3=51mmdm2=d21-0.5R=237.51-0.50.3=201.875mm 4.锥顶距为R=d12u2+1=6023.9582+1=122.47mm 5.齿宽为b=RR=0.3122.47=36.741mm 取b=37mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度F=KTYFa1YSa1R1-0.5R2m3z12u2+1F (1)K、b、m和R同前 (2)圆周力为Ft=2T1d11-0.5R=220360.07601-0.50.3=798N 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数:Zv1=z1cos1=24cos14.178=24.75 大齿轮当量齿数:Zv2=z2cos2=95cos75.822=386.83 查表得：YFa1=2.628，YFa2=1.114YSa1=1.588，YSa2=2.91 (3)圆周速度v=d1n601000=601440601000=4.52ms-1 (4)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.252.5=5.625mmbh=375.625=6.578 根据v=4.52m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.086 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.346，结合b/h=37/5.5=6.578查图10-13，得KF=1.066。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0861.11.066=1.273 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=0.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.885001.25=352MPaF2=KFN2Flim2S=0.923801.25=280MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=KTYFa1YSa1R1-0.5R2m3z12u2+1=12.32MPaF1=352MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=9.57MPaF2=280MPa 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)齿轮的圆周速度v=d1n601000=601440601000=4.52ms 选用7级精度是合适的6.5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=14.178 2=75.822 （2）计算齿顶圆直径 da1=d1+2hacos1=64.85mm da2=d2+2hacos2=238.72mm （3）计算齿根圆直径 df1=d1-2hfcos1=54.18mm df2=d2-2hfcos2=236.03mm 注：han*=1.0，cn*=0.2 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=1109 （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=12411 （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=152050 a2=2+a2=765928 （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=124629 f2=2-f2=742576.6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mm2.52.5齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.20.2齿数z2495齿顶高hamha*2.52.5齿根高hfm(ha*+c*)33分度圆直径dd60237.5齿顶圆直径dad+2ha64.85238.72齿根圆直径dfd-2hf54.18236.03分锥角141041754918齿顶角aatan(ha/R)11091109齿根角fatan(hf/R)1241112411第七章 轴的设计7.1高速轴设计计算 （1）确定的运动学和动力学参数 转速n=1440r/min；功率P=3.07kW；轴所传递的转矩T=20360.07Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=11233.071440=14.41mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0514.41=15.13mm 查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20 （4）轴的结构设计 a.轴的结构分析 高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，bh=66mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为23mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的直径和长度图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，考虑平稳，故取KA = 1.3，则:Tca=KAT=26.47Nm 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LX2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52mm。选用普通平键，A型键，bh = 66mm(GB T 1096-2003)，键长L=40mm。 (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 = 23 mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30205，其尺寸为dDT = 255216.25mm，故d34 = d78 = 25 mm，则l34 = l78 = T= 16.25 mm。 由手册上查得30205型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 30 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 = 37 mm，d56 = 64.85 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，则l23=t+e+12+K=2+12+12+24=50 mm (5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm。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 = 5 mm，则l45=l67= 1+ =10+5= 60 mm轴段123456直径202325302520长度525016.25601551.56 1.轴的受力分析 第1段：d1=20mm，L1=52mm 第2段：d2=23mm（轴肩），L2=50mm 第3段：d3=25mm（与轴承内径配合），L3=16.25mm 第4段：d4=30mm（轴肩），L4=60mm 第5段：d5=25mm（与轴承内径配合），L5=15mm 第6段：d6=20mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=51.56mm轴段123456直径202325302520长度525016.25601551.56 2.轴的受力分析 （6）弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径） 小锥齿轮所受的圆周力Ft1=2T1dm1=798N 小锥齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos1=282N 小锥齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tansin1=71N 第一段轴中点到轴承中点距离l1=84.12mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=75mm，齿轮中点到轴承中点距离l3=40.56mm 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=71512-28240.5675=-128.37N 轴承B在水平面内的支反力RBH=Fr1-RAH=282-128.37= 410.37N 轴承A在垂直面内的支反力RAV=Ft1l3l2=79840.5675= 431.56N 轴承B在垂直面内的支反力RBV=-Ft1+RAV=-798+431.56= -1229.56N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-128.372+431.562=450.25N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=410.372+-1229.562=1296.23N 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=-28240.56+71512=-9627.42Nmm 截面C在水平面内弯矩MCH=Fa1dm12=71512=1810.5Nmm 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=431.5675=32367Nmm 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=-9627.422+323672=33768.48Nmm 截面C处合成弯矩MC=MCH2+MCV2=1810.52+02=1810.5Nmm 截面D处合成弯矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmm e.绘制扭矩图T=20360.07Nmm f.计算当量弯矩图 截面A处当量弯矩MVA=MA2+T2=02+0.620360.072=12216.04Nmm 截面B处当量弯矩MVB=MB2+T2=33768.482+0.620360.072=35910.19Nmm 截面C处当量弯矩MVC=MC2+T2=1810.52+0.620360.072=12349.48Nmm 截面C处当量弯矩MVD=MD2+T2=02+0.620360.072=12216.04Nmm图7-2 高速轴受力及弯矩图 3.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=25332=1533.2mm3 抗扭截面系数为WT=d316=3066.41mm3 最大弯曲应力为=MW=23.42MPa 剪切应力为=TWT=6.64MPa 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=24.74MPa 查表得45(调质)处理，抗拉强度极限B=650MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算 （1）确定的运动学和动力学参数 转速n=366.41r/min；功率P=2.92kW；轴所传递的转矩T=76106Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，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=11232.92366.41=22.37mm 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+0.0722.37=23.94mm 查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25 （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bh=87mm(GB/T 1096-2003)，长L=50mm；定位轴肩直径为31mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径。图7-3 低速轴示意图 第1段：d1=25mm，L1=62mm 第2段：d2=31mm（轴肩），L2=50mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右） 第3段：d3=35mm（与轴承内径配合），L3=35.25mm（轴承宽度） 第4段：d4=40mm（轴肩），L4=46mm（根据齿轮宽度确定） 第5段：d5=45mm（与大锥齿轮内孔配合），L5=101.48mm（比配合的齿轮长度略短，以保证齿轮轴向定位可靠） 第6段：d6=35mm（与轴承内径配合），L6=18.25mm（由轴承宽度和大锥齿轮端面与箱体内壁距离确定）轴段123456直径253135404535长度625035.2546101.4818.25 1.轴的受力分析 （5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画低速轴的受力图 如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 大锥齿轮所受的圆周力Ft2=2T2dm2=754N 大锥齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tansin1=67N 大锥齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2tancos1=266N c.计算作用在轴上的支座反力 轴承中点到齿轮中点距离l1=60.5mm，齿轮中点到轴承中点距离l2=123.5mm，轴承中点到第一段轴中点距离l3=107.8mm 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Frl1+Fad2l1+l2=6760.5+266201.875260.5+123.5= 168NRBH=Fr-RAH=67-168=-101N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ftl1l1+l2=75460.560.5+123.5= 248NRBV=Ftl2l1+l2=754123.560.5+123.5= 506N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=1682+2482=299.55N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=-1012+5062=515.98N a.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，轴截面C右侧所受弯矩：MCH右=RAHl1=16860.5=10164Nmm 在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩：MCH左=RAHl1-Fad2=16860.5-266201.8752=-16685Nmm 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2所在轴截面C处所受弯矩：MCV=RBVl1=50660.5=30613Nmm 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmm b.绘制合成弯矩图 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 截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV左2=-166852+306132=34865Nmm 截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV右2=101642+306132=32256Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm c.绘制扭矩图T=76106Nmm d.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6761062=45664Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm 截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左=34865Nmm 截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右2+T2=322562+0.6761062=55907Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6761062=45664Nmm图7-4 低速轴受力及弯矩图 2.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=40332=6280mm3 抗扭截面系数为WT=d316=12560mm3 最大弯曲应力为=MW=8.9MPa 剪切应力为=TWT=6.06MPa 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=11.49MPa 查表得45(调质)处理，抗拉强度极限B=650MPa，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=32.2kN，额定静载荷C0r=37kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=19200h。 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=-128.372+431.562=450.25NFr2=RBH2+RBV2=410.372+-1229.562=1296.23N 查表得系数Y=1.6Fd1=Fr12Y=140.7NFd2=Fr22Y=405.07N 由前面计算可知轴向力Fae=71NFa1=Fae+Fd2=476.07NFa2=Fd2=405.07NFa1Fr1=1.06eFa2Fr2=0.31e 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.4450.25+1.6476.07=941.81NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11296.23+0405.07=1296.23N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=26150.25h19200h 由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2低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)3020735721754.2 根据前面的计算，选用30207轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm 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=54.2kN，额定静载荷C0r=63.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=19200h。 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=1682+2482=299.55NFr2=RBH2+RBV2=-1012+5062=515.98N 查表得系数Y=1.6Fd1=Fr12Y=93.61NFd2=Fr22Y=161.24N 由前面计算可知轴向力Fae=266NFa1=Fae+Fd2=427.24NFa2=Fd2=161.24NFa1Fr1=1.43eFa2Fr2=0.31e 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.4299.55+1.6427.24=803.4NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=1515.98+0161.24=515.98N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=25999.55h19200h 由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章 键联接设计计算9.1高速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得bh=6mm6mm（GB/T 1096-2003）,键长40mm。 键的工作长度 l=L-b=34mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=20MPap=120MPa9.2高速轴与小锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=6mm6mm（GB/T 1096-2003）,键长28mm。 键的工作长度 l=L-b=22mm 小锥齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=31MPap=120MPa9.3低速轴与大锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=12mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长32mm。 键的工作长度 l=L-b=20mm 大锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=48MPap=120MPa9.4低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长50mm。 键的工作长度 l=L-b=42mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=41MPap=120MPa第十章 联轴器的选择10.1高速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=KT=26.47Nm 选择联轴器的型号 （2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为LX2弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=560Nm，许用转速n=6