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一级 圆柱齿轮 减速器 说明书 仿单 solidworks 三维 图纸 课程设计

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课程设计说明书 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选择电动机容量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低速轴的参数44.4工作机的参数4五 普通V带设计计算5六 减速器齿轮传动设计计算86.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数86.2按齿面接触疲劳强度设计96.3确定传动尺寸116.4校核齿根弯曲疲劳强度116.5计算齿轮传动其它几何尺寸136.6齿轮参数和几何尺寸总结13七 轴的设计147.1高速轴设计计算147.2低速轴设计计算20八 滚动轴承寿命校核268.1高速轴上的轴承校核268.2低速轴上的轴承校核27九 键联接设计计算289.1高速轴与大带轮键连接校核289.2低速轴与大齿轮键连接校核289.3低速轴与联轴器键连接校核28十 联轴器的选择2810.1低速轴上联轴器28十一 减速器的密封与润滑2911.1减速器的密封2911.2齿轮的润滑2911.3轴承的润滑29十二 减速器附件3012.1油面指示器3012.2通气器3012.3放油塞3012.4窥视孔盖3112.5定位销3112.6起盖螺钉32十三 减速器箱体主要结构尺寸32十四 设计小结33参考文献33一 设计任务书1.1设计题目 一级直齿圆柱减速器，拉力F=1000N，速度v=2m/s，直径D=500mm，每天工作小时数：16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.普通V带设计计算 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 12.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，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机三 选择电动机3.1电动机类型的选择 按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。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 V带的效率：v=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.97a=1233vw=0.8773.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=100021000=2kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=20.877=2.28kW 工作转速：nw=601000VD=6010002500=76.43rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，一级圆柱齿轮传动比范围为：35，因此理论传动比范围为：620。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(620)76.43=459-1529r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-6的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，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)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880 电机主要外形尺寸图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HLHDABKDEFG13247531521614012388010333.4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=96076.43=12.561 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=3 减速器传动比为i1=iaiv=4.19四 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=2.28kWn0=nm=960rpmT0=9550000P0n0=95500002.28960=22681.25Nmm4.2高速轴的参数P=P0v=2.280.96=2.19kWn=n0i0=9603=320rpmT=9550000Pn=95500002.19320=65357.81Nmm4.3低速轴的参数P=P23=2.190.990.98=2.12kWn=ni1=3204.19=76.37rpmT=9550000Pn=95500002.1276.37=265104.1Nmm4.4工作机的参数P=P122w=2.120.990.990.990.97=2kWn=n=76.37rpmT=9550000Pn=9550000276.37=250098.21Nmm 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9602.2822681.25高速轴3202.1965357.81低速轴76.372.12265104.1工作机76.372250098.21五 普通V带设计计算 1.确定计算功率Pca 由表8-8查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KAP=1.12.28=2.508kW 2.选择V带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用A型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=75mm。 2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度v=dd1n601000=75960601000=3.77ms-1 3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 dd2=idd1=375=225mm 根据表8-9，取标准值为dd2=224mm。 4.确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式（8-20），初定中心距a0=450mm。 由式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2450+275+224+224-75244501382mm 由表选带的基准长度Ld=1430mm。 按式（8-23）计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=450+1430-13822474mm 按式（8-24）,中心距的变化范围为453-517mm。 5.验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-224-7557.3474=161.99120 6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=0.51kW。 根据n1=960r/min，i=3和A型带，查表8-5得P0=0.112kW。 查表8-6得K=0.954，表8-2得KL=0.96，于是 Pr=P0+P0KKL=0.51+0.1120.9540.96=0.57kW 2）计算带的根数zz=PcaPr=2.5080.574.4 取5根。 7.计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9542.5080.95453.77+0.1053.772=109.3N 8.计算压轴力FpFp=2zF0sin12=25109.3sin161.992=1079.53N 9.带轮结构设计 1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=38mm 因为小带轮dd1=75 小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.038=76mmda=dd+2ha=75+22.75=80.5mmB=z-1e+2f=5-115+29=78mm L=2.0dB（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）L=78mm图5-1 带轮结构示意图 2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=24mm 因为大带轮dd2=224mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.024=48mmda=dd+2ha=224+22.75=229.5mmB=z-1e+2f=5-115+29=78mmC=0.25B=0.2578=19.5mmL=2.0d=2.024=48mm图5-2 带轮结构示意图 10.主要设计结论 选用A型普通V带5根，基准长度1430mm。带轮基准直径dd1=75mm，dd2=224mm，中心距控制在a=453517mm。单根带初拉力F0=109.3N。带型AV带中心距474mm小带轮基准直径75mm包角161.99大带轮基准直径224mm带长1430mm带的根数5初拉力109.3N带速3.77m/s压轴力1079.53N六 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)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），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS (4)选小齿轮齿数z1=26，则大齿轮齿数z2=z1i=264.19=109。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=9.551062.19320=65357.81Nmm 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*=arccos26cos2026+21=29.241a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos109cos20109+21=22.667=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=26tan29.241-tan20+109tan22.667-tan202=1.741Z=4-3=4-1.7413=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=6032011630010=9.216108NL2=NL1u=9.2161084.19=2.2108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1.013，KHN2=1.13 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=1.0136001=607.8MPaH2=KHN2Hlim2S=1.135501=621.5MPa 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=607.8MPa 2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.365357.81110926+1109262.49189.80.868607.82=45.77mm (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=45.77320601000=0.766 齿宽bb=dd1t=145.77=45.77mm 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=0.766m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.015 齿轮的圆周力。Ft=2Td1=265357.8145.77=2855.924NKAFtb=12855.92445.77=62Nmm100Nmm 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、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.31 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0151.21.31=1.596 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=45.7731.5961.3=49.009mm 4)确定模数m=d1z1=49.00926=1.885mm，取m=2mm。6.3确定传动尺寸 (1)计算中心距a=z1+z2m2=135mm，圆整为135mm (2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=262=52mmd2=z2m=1092=218mm (3)计算齿宽b=dd1=52mm 取B1=60mm B2=55mm6.4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=55 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.6，YFa2=2.144 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.595，YSa2=1.826 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+0.751.741=0.681 2)圆周速度v=d1n601000=52320601000=0.87ms-1 3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.252=4.5mmbh=604.5=13.333 根据v=0.87m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.017 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1 由表10-4用插值法查得KH=1.314，结合b/h=60/4.5=13.333查图10-13，得KF=1.061。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.01711.061=1.079 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=0.894，KFN2=0.918 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.8945001.25=357.6MPaF2=KFN2Flim2S=0.9183801.25=279.07MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFTYFa1YSa1Ydm3z12=21.07965357.812.61.5950.681123262=73.654MPaF1F2=2KFTYFa2YSa2Ydm3z12=21.07965357.812.1441.8260.681123262=69.532MPaF2 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。 4)齿轮的圆周速度v=d1n601000=52320601000=0.87ms 选用7级精度是合适的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*=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*=56mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=222mm 3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=47mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=213mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6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mn22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z26109齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d52218齿顶圆直径da56222齿根圆直径df47213齿宽B6055中心距a135135图6-1 大齿轮结构图七 轴的设计7.1高速轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=320r/min；功率P=2.19kW；轴所传递的转矩T=65357.81Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr（调质），齿面硬度241286HBS，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=11232.19320=21.26mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0521.26=22.32mm 查表可知标准轴孔直径为24mm故取dmin=24 (4)确定各轴段的直径和长度。图7-1 高速轴示意图 1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=24mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=46mm。选用普通平键，A型键，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，键长L=32mm。 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 = 29 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为dDB = 357217mm，故d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为12，则l34 = l78 = 17+12= 29 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 40 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 = 60 mm，d56 = 56 mm 4)轴承端盖厚度e=9.6，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带轮端面有一定距离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+9.6 + 5 + 24 - 17 -10 = 59.6 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 = 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，则l45=l67=+1-s1=10+10-12= 8 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径24293540564035长度4659.629860829 (5)轴的受力分析 小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）Ft1=2Td1=265357.8152=2513.762N 小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tan=2513.762tan20=914.935N 根据6207深沟球轴承查手册得压力中心a=8.5mm第一段轴中点到轴承压力中心距离 l1=L12+L2+a=462+59.6+8.5=91.1mm轴承压力中心到齿轮支点距离 l2=L3+L4+b12-a=29+8+602-8.5=58.5mm齿轮中点到轴承压力中心距离 l3=l2=58.5mm 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 带传动压轴力（属于径向力）Q=1079.53N 在水平面内 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1079.53N 轴承A处水平支承力：RAH=Fr1l2-Ql1l2+l3=914.93558.5-1079.5391.158.5+58.5= -383N 轴承B处水平支承力：RBH=Q+Fr1-RAH=1079.53+914.935-383=2377N 在垂直面内 轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1l2l2+l3=2513.76258.558.5+58.5= 1257N 轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1l3l2+l3=2513.76258.558.5+58.5= 1257N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-3832+12572=1314.05N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=23772+12572=2688.9N 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=Ql1=1079.5391.1=98345Nmm 截面C在水平面上的弯矩：MCH=RAHl3=-38358.5=-22406Nmm 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=125758.5=73534Nmm 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=98345Nmm 截面C处合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=-224062+735342=76872Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm 转矩和扭矩图T1=65357.81Nmm 截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=983452+0.665357.812=105875Nmm 截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=768722+0.665357.812=86297Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.665357.812=39215Nmm 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=35332=4207.11mm3 抗扭截面系数为WT=d316=8414.22mm3 最大弯曲应力为=MW=25.17MPa 剪切应力为=TWT=7.77MPa 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=26.84MPa 查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限B=750MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，ca-1b，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=76.37r/min；功率P=2.12kW；轴所传递的转矩T=265104.1Nmm (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=11232.1276.37=33.91mm 由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0733.91=36.28mm 查表可知标准轴孔直径为38mm故取dmin=38 (4)确定各轴段的长度和直径。图7-3 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=344.64Nm 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32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。选用普通平键，A型，bh = 108mm(GB T 1096-2003)，键长L=70mm。 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 = 43 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6209，其尺寸为dDB = 458519mm，故d34 = d67 = 45 mm。 3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 48 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 55 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l45 = 53 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 48 mm故取h = 4.5 mm，则轴环处的直径d56 = 57 mm。轴环宽度b1.4h，取l56 = 7 mm。 4)轴承端盖厚度e=9.6，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+9.6 + 5 + 24 - 19 -10 = 57.6 mm 5)取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 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 = 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 19 mm，则l34= B+2+2=19+10+12.5+2= 43.5 mml67= B+2-l56=19+10+12.5-7 = 34.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径384345485745长度8257.643.553734.5 (5)轴的受力分析 大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）Ft2=2Td2=2265104.1218=2432.148N 大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tan=2432.148tan20=885.229N 根据6209深沟球轴承查手册得压力中心a=9.5mm轴承压力中心到齿轮支点距离 l1=L42+L3-a=532+43.5-9.5=60.5mm齿轮中点到轴承压力中心距离 l2=L42+L3-a=532+43.5-9.5=60.5mm轴承压力中心到第一段轴支点距离 l3=L12+L2+a=822+57.6+9.5=108.1mm 轴承压力中心到齿轮支点距离l1=60.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=60.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=108.1mm 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Frl1l1+l2=885.22960.560.5+60.5= 443NRBH=Fr-RAH=885.229-443=442N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ftl1l1+l2=2432.14860.560.5+60.5= 1216NRBV=Ftl2l1+l2=2432.14860.560.5+60.5= 1216N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=4432+12162=1294.18N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=4422+12162=1293.84N 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2所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RAHl1=44360.5=26802Nmm 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=121660.5=73568Nmm 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2所在截面C处合成弯矩为MC=MCH2+MCV2=268022+735682=78298Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm 转矩为：T=265104.1Nmm 截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6265104.12=159062Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm 截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=782982+0.6265104.12=177289Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6265104.12=159062Nmm图7-4 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=48332=10851.84mm3 抗扭截面系数为WT=d316=21703.68mm3 最大弯曲应力为=MW=16.34MPa 剪切应力为=TWT=12.21MPa 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=21.95MPa 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，ca48000h 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)620945851931.5 根据前面的计算，选用6209深沟球轴承，内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=31.5kN，额定静载荷C0r=20.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。 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=4432+12162=1294.18NFr2=RBH2+RBV2=4422+12162=1293.84N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11294.18+01094.41=1294.18NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11293.84+01971.41=1293.84N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr3=3146832h48000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。九 键联接设计计算9.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长32mm。 键的工作长度 l=L-b