机械设计课程设计-同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

课程设计说明书 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一节 设计任务书11.1设计题目11.2设计步骤1第二节 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第三节 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第四节 计算传动装置运动学和动力学参数4第五节 减速器低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65.3确定传动尺寸85.4校核齿根弯曲疲劳强度95.5计算齿轮传动其它几何尺寸115.6齿轮参数和几何尺寸总结11第六节 减速器高速级齿轮传动设计计算126.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数126.2按齿面接触疲劳强度设计126.3确定传动尺寸156.4校核齿根弯曲疲劳强度156.5计算齿轮传动其它几何尺寸176.6齿轮参数和几何尺寸总结18第七节 轴的设计197.1高速轴设计计算197.2中间轴设计计算247.3低速轴设计计算29第八节 滚动轴承寿命校核348.1高速轴上的轴承校核348.2中间轴上的轴承校核358.3低速轴上的轴承校核36第九节 键联接设计计算379.1高速轴与联轴器键连接校核379.2高速轴与小齿轮键连接校核389.3中间轴与低速级小齿轮键连接校核389.4中间轴与高速级大齿轮键连接校核389.5低速轴与低速级大齿轮键连接校核389.6低速轴与联轴器键连接校核39第十节 联轴器的选择3910.1高速轴上联轴器3910.2低速轴上联轴器39第十一节 减速器的密封与润滑4011.1减速器的密封4011.2齿轮的润滑4011.3轴承的润滑40第十二节 减速器附件4012.1油面指示器4012.2通气器4112.3放油塞4112.4窥视孔盖4112.5定位销4212.6起盖螺钉42第十三节 减速器箱体主要结构尺寸42第十四节 设计小结43参考文献44第一节 设计任务书1.1设计题目 同轴式二级斜齿圆柱减速器，拉力F=2500N，速度v=1.1m/s，直径D=400mm，每天工作小时数：8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.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.箱体结构设计第二节 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，减速器为同轴式二级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 同轴式二级圆柱齿轮减速器长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，两极大齿轮直径接近，有利于沁油润滑。轴线可以水平，上下或铅垂布置。第三节 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 滑动轴承的效率：k=0.97 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.97a=122332kw=0.8593.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=25001.11000=2.75kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.750.859=3.2kW 工作转速：n_w=(601000V)/(D)=(6010001.1)/(400)=52.55r|min 经查表按推荐的合理传动比范围，同轴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)52.55=420-2102r/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=96052.55=18.268 （2）分配传动装置传动比 高速级传动比i1=ia=4.27 则低速级的传动比为i2=4.27 减速器总传动比ib=i1i2=18.2329第四节 计算传动装置运动学和动力学参数 （1）各轴转速：高速轴：n_=n_0=960r|min中间轴：n_=n_/i_1=960/4.27=224.82r|min低速轴：n_=n_/i_2=224.82/4.27=52.65r|min工作机：n_=n_=52.65r|min （2）各轴输入功率：高速轴：P=P01=40.99=3.96kW中间轴：P=P23=3.960.990.98=3.84kW低速轴：P=P23=3.840.990.98=3.73kW工作机：P=P12kw=3.730.990.990.970.97=3.44kW 则各轴的输出功率：高速轴：P=P0.99=3.92kW中间轴：P=P0.99=3.8kW低速轴：P=P0.99=3.69kW工作机：P=P0.99=3.41kW （3）各轴输入转矩：电机轴：T0=9550000P0n0=95500004960=39791.67Nmm高速轴：T=9550000Pn=95500003.96960=39393.75Nmm中间轴：T=9550000Pn=95500003.84224.82=163117.16Nmm低速轴：T=9550000Pn=95500003.7352.65=676571.7Nmm工作机：T=9550000Pn=95500003.4452.65=623969.61Nmm 则各轴输出转矩：高速轴：T=9550000Pn=95500003.92960=38995.83Nmm中间轴：T=9550000Pn=95500003.8224.82=161418.02Nmm低速轴：T=9550000Pn=95500003.6952.65=669316.24Nmm工作机：T=9550000Pn=95500003.4152.65=618528.02Nmm 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960439791.67高速轴9603.9639393.75中间轴224.823.84163117.16低速轴52.653.73676571.7工作机52.653.44623969.61第五节 减速器低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，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为=20，初选螺旋角=13。 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45（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（正火），硬度为240HBS 4.选小齿轮齿数z1=24，则大齿轮齿数z2=z1i=244.27=103。5.2按齿面接触疲劳强度设计 1.由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2 (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:T=9.55106Pn=9.551063.84224.82=163117.16Nmm c.由表10-7选取齿宽系数d=1 d.由图10-20查得区域系数ZH=2.46 e.由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 f.由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctantanncos=arctantan20cos13=20.483at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos24cos20.48324+21cos13=29.954at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos103cos20.483103+21cos13=23.164=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=24tan29.954-tan20.483+103tan23.164-tan20.4832=1.665=dz1tan=124tan13=1.764Z=4-31-+=4-1.66531-1.764+1.7641.665=0.682 g.由公式可得螺旋角系数Z。Z=cos=cos13=0.987 h.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=580Mpa，Hlim2=400Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=60224.821830010=3.237108NL2=NL1u=3.2371084.27=7.582107 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1.11，KHN2=1.19 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=1.115801=643.8MPaH2=KHN2Hlim2S=1.194001=476MPa 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=476MPa (2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.3163117.16110324+1103242.46189.80.6820.9874762=61.109mm 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。 a.圆周速度v=d1tn601000=61.109224.82601000=0.719 b.齿宽bb=dd1t=161.109=61.109mm (2)计算实际载荷系数KH a.由表10-2查得使用系数KA=1 b.根据v=0.719m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.014 c.齿轮的圆周力。Ft=2Td1=2163117.1661.109=5338.564NK_AF_t/b=15338.564/61.109=87N|mm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4 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=11.0141.41.422=2.019 (3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=61.10932.0191.3=70.768mm (4)确定模数mn=d1cosz1=70.768cos1324=2.873mm，取mn=3mm。5.3确定传动尺寸 1.计算中心距a=z1+z2mn2cos=195.51mm，圆整为196mm 2.按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.6054 =133619 3.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=mnz1cos=324cos13.6054=74.079mmd2=mnz2cos=3103cos13.6054=317.921mm 4.计算齿宽 b=dd1=74.08mm 取B1=80mm B2=75mm5.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F (1)T、mn和d1同前 齿宽b=b2=75 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=z1cos3=24cos313.6054=26.139 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=103cos313.6054=112.181 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.168 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.802 a.试选载荷系数KFt=1.3 b.由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yt=arctantanncos=arctantan20cos13.6054=20.53b=arctantancost=arctantan13.6054cos20.53=12.771v=cos2b=1.659cos212.771=1.744Y=0.25+0.75v=0.68=dz1tan=124tan13.6054=1.849 c.由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-120=1-1.84913.6054120=0.79 (2)圆周速度v=d1n601000=74.079224.82601000=0.87ms-1 (3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=806.75=11.852 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=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.426，结合b/h=80/6.75=11.852查图10-13，得KF=1.08。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0171.11.08=1.208 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=220MPa、Flim2=170MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数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=0.922201.25=161.92MPaF2=KFN2Flim2S=0.921701.25=125.12MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=21.208163117.162.651.580.680.809cos213.6054133242=55.138 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=21.208163117.162.1681.8020.680.809cos213.6054133242=51.447 MPa F2 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=74.079224.82601000=0.87ms 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=80.08mm da2=d2+2ha=323.92mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=66.58mm df2=d2-2hf=310.42mm 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133619右133619齿数z24103齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d74.079317.921齿顶圆直径da80.08323.92齿根圆直径df66.58310.42齿宽B8075中心距a196196图5-1 低速级大齿轮结构图第六节 减速器高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，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为=20，初选螺旋角=13。 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45（调质），硬度为240HBS，大齿轮45（正火），硬度为200HBS 4.选小齿轮齿数z1=24，则大齿轮齿数z2=z1i=244.27=103。6.2按齿面接触疲劳强度设计 1.由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2 (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:T=9.55106Pn=9.551063.96960=39393.75Nmm c.由表10-7选取齿宽系数d=1 d.由图10-20查得区域系数ZH=2.46 e.由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 f.由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctantanncos=arctantan20cos13=20.483at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos24cos20.48324+21cos13=29.954at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos103cos20.483103+21cos13=23.164=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=24tan29.954-tan20.483+103tan23.164-tan20.4832=1.665=dz1tan=124tan13=1.764Z=4-31-+=4-1.66531-1.764+1.7641.665=0.682 g.由公式可得螺旋角系数Z。Z=cos=cos13=0.987 h.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=580Mpa，Hlim2=400Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=609601830010=1.382109NL2=NL1u=1.3821094.27=3.237108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=0.99，KHN2=1.11 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.995801=574.2MPaH2=KHN2Hlim2S=1.114001=444MPa 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=444MPa (2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.339393.75110324+1103242.46189.80.6820.9874442=39.862mm 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。 a.圆周速度v=d1tn601000=39.862960601000=2.003 b.齿宽bb=dd1t=139.862=39.862mm (2)计算实际载荷系数KH a.由表10-2查得使用系数KA=1 b.根据v=2.003m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.038 c.齿轮的圆周力。Ft=2Td1=239393.7539.862=1976.506NK_AF_t/b=11976.506/39.862=50N|mm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4 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=1.419 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0381.41.419=2.062 (3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=39.86232.0621.3=46.488mm (4)确定模数mn=d1cosz1=46.488cos1324=1.887mm，取mn=3mm。6.3确定传动尺寸 1.计算中心距 为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算。即a=196mm。并调整小齿轮齿数Z1=24则，Z2=ui=102.48圆整为Z2=102 2.按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=15.3589 =152132 3.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=mnz1cos=324cos15.3589=74.667mmd2=mnz2cos=3102cos15.3589=317.333mm 4.计算齿宽 b=dd1=74.67mm 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=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F (1)T、mn和d1同前 齿宽b=b2=75 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=z1cos3=24cos315.3589=26.767 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=102cos315.3589=113.758 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.168 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.802 a.试选载荷系数KFt=1.3 b.由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yt=arctantanncos=arctantan20cos15.3589=20.679b=arctantancost=arctantan15.3589cos20.679=14.412v=cos2b=1.639cos214.412=1.747Y=0.25+0.75v=0.679=dz1tan=124tan15.3589=2.098 c.由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-120=1-2.09815.3589120=0.731 (2)圆周速度v=d1n601000=74.667960601000=3.75ms-1 (3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=806.75=11.852 根据v=3.75m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.071 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=1.426，结合b/h=80/6.75=11.852查图10-13，得KF=1.08。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0711.11.08=1.272 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=220MPa、Flim2=170MPa 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=0.882201.25=154.88MPaF2=KFN2Flim2S=0.921701.25=125.12MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=21.27239393.752.651.580.6790.809cos215.3589133242=13.781 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=21.27239393.752.1681.8020.6790.809cos215.3589133242=12.859 MPa F2 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=74.667960601000=3.75ms 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*=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=80.67mm da2=d2+2ha=323.33mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=67.17mm df2=d2-2hf=309.83mm 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152132右152132齿数z24102齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d74.667317.333齿顶圆直径da80.67323.33齿根圆直径df67.17309.83齿宽B8075中心距a196196图6-1 高速级大齿轮结构图第七节 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=960r/min；功率P=3.96kW；轴所传递的转矩T=39393.75Nmm 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156217HBS，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=115。dA03Pn=11533.96960=18.44mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0518.44=19.36mm 查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20 4.确定各段轴的直径和长度图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，考虑平稳，故取KA = 1.3，则:Tca=KAT=51.21Nm 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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23 = 25 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7206AC，其尺寸为dDB = 306216mm，故d34 = d67 = 30 mm。 (3)采用分体式齿轮，该段安装齿轮，l45略短于齿轮宽度，则l45=78mm。轴肩h34=2.5mm，则d45=35mm。轴肩h45=4，则d56=43mm。 (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=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 - 16 -10 = 67 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=20mm，则l34=B+1+2=16+10+10+2= 38 mml56=5 mml67=B+1-l56=16+10+10-5= 31 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径202530354330长度52673878531 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=239393.7574.667=1055.185N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos=1055.185tan20cos15.3589=398.28N 高速级小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tan=1055.185tan15.3589=290N 第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=111.7mm，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=58.3mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=56.3mm 计算支承反力 在水平面上为R1H=-Fr1l3-Fa1d12l2+l3=-398.2856.3-29074.667258.3+56.3=-101.19NR2H=-R1H-Fr1=-101.19-398.28=-297.09N 式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为R1V=Ft1l3l2+l3=1055.18556.358.3+56.3=518.38NR2V=Ft1-R1V=1055.185-518.38=536.805N 轴承1的总支承反力为R1=R1H2+R1V2=-101.192+518.382=528.16N 轴承2的总支承反力为R2=R2H2+R2V2=-297.092+536.8052=613.53N (1)弯矩计算 在水平面上，a-a剖面右侧为MaH=R2Hl3=-297.0956.3Nmm=-16726.17Nmm a-a剖面左侧为MaH=MaH-Fa1d12=-16726.17Nmm-29074.6672Nmm=-5899.45Nmm 在垂直平面上为MaV=-R1Vl2=-518.3858.3Nmm=-30221.55NmmMbV=0Nmm 合成弯矩，a-a剖面左侧为Ma=MaH2+MaV2=-5899.452+-30221.552=30791.97Nmm a-a剖面右侧为Ma=MaH2+MaV2=-16726.172+-30221.552=34541.38Nmm (2)转矩T1=39393.75Nmm 画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示图7-2 高速轴受力及弯矩图 6.校核轴的强度 因a-a右侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a右侧为危险剖面 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=8.21MPa 剪切应力为=TWT=4.68MPa 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=9.95MPa 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。7.2中间轴设计计算 1.已经确定的运动学和动力学参数 转速n=224.82r/min；功率P=3.84kW；轴所传递的转矩T=163117.16Nmm 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 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。dA03Pn=11533.84224.82=29.62mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm 4.确定各段轴的直径和长度图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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin = 29.62 mm，由轴承产品目录中选取角接触轴承7206AC，其尺寸为dDB = 306216mm，故d12 = d56 = 30 mm。 (2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 35 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 = 75 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 73 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 35 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 45 mm。取l34 = 91.5 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=35mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =75mm，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=73mm，d45=35mm。 (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=16+10+10+2= 38 mml56=B+2+2=16+10+12.5+2= 40.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径3035453530长度387891.57340.5 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=2163117.16317.333=1028.05N 高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tancos=1028.05tan20cos15.3589=388.038N 高速级大齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2tan=1028.05tan15.3589=282N 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=2163117.1674.079=4403.87N 低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3tancos=4403.87tan20cos13.6054=1649.155N 低速级小齿轮所受的轴向力Fa3=Ft3tan=4403.87tan13.6054=1066N 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=58.3mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=169mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=58.3mm 计算支承反力 在水平面上为R1H=Fr2l3-Fr3l2+l3-Fa2d22-Fa3d32l1+l2+l3=388.03858.3-1649.155169+58.3-282317.3332-106674.079258.3+169+58.3=-1528.22NR2H=Fr2- R1H- Fr3=388.038-1528.22-1649.155=267.1N 式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为R1V=Ft3 l2+ l3+ Ft2 l3l1+ l2+ l3=4403.87 169 +58.3+1028.0558.358.3 + 169 +58.3=3714.76NR2V=Ft3+ Ft2- R1V=4403.87+1028.05-3714.76=1717.16N 轴承1的总支承反力为R1=R1H2+R1V2=-1528.222+3714.762=4016.83N 轴承2的总支承反力为R2=R2H2+R2V2=267.12+1717.162=1737.81N (1)计算弯矩 在水平面上，a-a剖面左侧为MaH=R1Hl1=-1528.2258.3Nmm=-89095.23Nmm a-a剖面右侧为MaH=MaH+Fa3d32=-89095.23Nmm+106674.0792Nmm=-496