圆锥圆柱齿轮减速器课程设计说明书.docx

目录设计任务书.2传动方案的拟订及说明.3电动机的选择4计算传动装置的运动和动力参数.6传动件的设计计算15滚动轴承的选择及计算34键联接的选择及校核计算.38联轴器的选择.41润滑与密封.42箱体大体尺寸计算.42参考资料目录.44设计任务书设计题目 设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=12000N，带速v=16cm/s，卷筒直径D=240mm，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命10年（设每年工作300天），两班制。传动装置总体设计方案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，减速器为二级圆锥圆柱减速器。电动机的选择1选择电动机类型 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y112M系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2确定传动装置的效率 查机械设计课程设计表2-3得： 联轴器的效率：1=0.99 一对滚动轴承的效率：2=0.98 闭式圆锥齿轮的传动效率：3=0.97 闭式圆柱齿轮的传动效率：4=0.97 开式圆柱齿轮传动效率：5=0.95 工作机效率：w=0.97 故传动装置的总效率a=1224345w=0.783选择电动机的容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=120000.266661000=3.2kW4确定电动机参数 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=3.20.7=4.09kW 工作转速：nw=601000VD=6010000.266663.14240=21.23r/min 由机械设计课程设计表2-1、表2-2、表2-5查得主要数据,并记录备用。5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=144021.23=67.829（2）分配传动装置传动比取开式圆柱齿轮传动比：ic=5因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以 则低速级的传动比为i2=4.52 减速器总传动比ib=i1i2=13.56计算传动装置运动学和动力学参数1电动机输出参数功率：P0=Pd=4.09kW转速：n0=nm=1440r/min扭矩：T0=9.55106P0n0=9.551064.091440=27124.65Nmm2各轴功率p01=4.090.99=4.05kWP2=P123=4.050.980.97=3.85kWP3=P223=3.850.980.97=3.66kWPw=P3w122=3.660.970.990.980.98 =3.2kW3各轴转速n1=n0=1440r/minn2=n1i1=14403=480r/minn3=n2i2=4804.52=106.19r/minnw=n3icid=106.1955=21.23r/min4各轴扭矩T1=9.55106P1n1=9.551064.051440=26859.38NmmT2=9.55106P2n2=9.551063.85480=76598.96NmmT3=9.55106P3n3=9.551063.66106.19=329155.29NmmTw=9.55106Pwnw=9.551063.221.23=1439472.44Nmm减速器高速级齿轮传动设计计算1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化)，硬度为190HBS（2）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1i=243=73。实际传动比i=3.042（3）压力角=20。2按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算，即d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数KHT=1.3 2）查教材图标选取区域系数ZH=2.5T=9550000Pn=95500004.051440=26859.38Nmm 4）选齿宽系数R=0.3由机械设计（第九版）图10-25按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 6）由机械设计（第九版）表10-5查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5 7）计算应力循环次数NL1=60njLh=601440116300101=4.147109NL2=NL1u=4.1471093=1.382109 8）由机械设计（第九版）图10-23查取接触疲劳系数： KHN1=0.802，KHN2=0.862 9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.8026001=481MPaH2=KHN2Hlim2S=0.8625501=474MPa 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=474MPa （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2=341.326859.380.31-0.50.3232.5189.84742=48.25mm 2）计算圆周速度vdm1=d1t1-0.5R=48.251-0.50.3=41.01mmvm=dm1n601000=41.011440601000=3.09 3）计算当量齿宽系数db=Rd1tu2+12=0.348.2532+12=45.774mmd=bdm1=45.77441.01=1.12 4）计算载荷系数 查由机械设计（第九版）表10-2得使用系数KA=1.25 查机械设计（第九版）图10-8得动载系数KV=1.113 查机械设计（第九版）表10-3表得齿间载荷分配系数：KH=1 查机械设计（第九版）表10-4表得齿向载荷分布系数：KH=1.42 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=1.251.11311.42=1.976 5）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=48.2531.9761.3=55.477mm 6）计算模数m=d1z1=55.47724=2.31mm，取m=2.5mm。3确定传动尺寸（1）实际传动比u=z2z1=7324=3.042mm（2）大端分度圆直径d1=z1m=242.5=60mmd2=z2m=732.5=182.5mm（3）齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=601-0.50.3=51mmdm2=d21-0.5R=182.51-0.50.3=155.125mm（4）锥顶距为R=d12u2+1=6023.0422+1=96.06mm（5）齿宽为b=RR=0.396.06=28.818mm 取b=29mm4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=KFt0.85bm1-0.5RYFaYSaF1） K、b、m和R同前2）圆周力为F=2T1d11-0.5R=226859.38601-0.50.3=1011N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=24cos18.1992=25.3大齿轮当量齿数:Zv2=z2cos2=73cos71.8008=230.3查机械设计（第九版）图10-17,10-18表得：YFa1=2.57，YFa2=2.105YSa1=1.595，YSa2=1.882由机械设计（第九版）图20-24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由查机械设计（第九版）图10-22查得齿形系数取弯曲疲劳系数：KFN1=0.714，KFN2=0.775取弯曲疲劳安全系数S=1.7，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.7145001.7=210MPaF2=KFN2Flim2S=0.7753801.7=173MPaF1=KFt0.85bm1-0.5RYFa1YSa1=116.223MPaF1=210MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=112.323MPaF2=173MPa故弯曲强度足够。5计算锥齿轮传动其它几何参数 并备录. 减速器低速级齿轮传动设计计算1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化)，硬度为190HBS（2）选小齿轮齿数Z1=23，则大齿轮齿数Z2=Z1i=234.52=104。实际传动比i=4.522（3）压力角=20。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d1t32KHtTdu+1uZHZEZH21）确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3T=9550000Pn=95500003.85480=76598.96Nmm选取齿宽系数d=1由机械设计（第九版）图10-30选取区域系数ZH=2.46查机械设计（第九版）表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由式计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1cosz1+2han*=arccos23cos2023+21=30.172a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos104cos20104+21=22.785=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=23tan30.172-tan20+104tan22.785-tan202=1.724Z=4-3=4-1.7243=0.871计算接触疲劳许用应力H由机械设计（第九版）图10-25图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa计算应力循环次数NL1=60njLh=6048011630010=1.382109NL2=NL1u=1.3821094.52=3.058108由机械设计（第九版）图10-23查取接触疲劳系数：KHN1=0.862，KHN2=0.95取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.8626001=517MPaH2=KHN2Hlim2S=0.955501=522MPa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=517MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.376598.9614.52+14.522.46189.80.8715172=53.191mm（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=53.191480601000=1.336齿宽bb=dd1t=153.191=53.191mm2）计算实际载荷系数KH查机械设计（第九版）表10-2表得使用系数KA=1.25查机械设计（第九版）图10-8得动载系数Kv=1.077齿轮的圆周力。Ft=2Td1=276598.9653.191=2880.147NKAFtb=1.252880.14753.191=68Nmm100Nmm查机械设计（第九版）图10-8得齿间载荷分配系数：KH=1.4查机械设计（第九版）表10-4得齿向载荷分布系数：KH=1.442 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=1.251.0771.41.442=2.7183）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=53.19132.7181.3=68.015mm4）确定模数m=d1z1=68.01523=2.957mm，取m=3mm。3确定传动尺寸（1）计算中心距a=z1+z2m2=190.5mm，圆整为190mm （2）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=233=69mmd2=z2m=1043=312mm （3）计算齿宽b=dd1=69mm 取B1=75mm B2=70mm4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTbmd1YFaYSaYF1） K、T、m和d1同前齿宽b=b2=70齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查机械设计（第九版）表10-17表得：YFa1=2.69，YFa2=2.156YSa1=1.575，YSa2=1.814得重合度系数Y=0.685查机械设计（第九版）图20-24c得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由机械设计（第九版）图10-22查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.775，KFN2=0.877取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.7755001.4=276.786MPaF2=KFN2Flim2S=0.8773801.4=238.043MPaF1=2KTbmd1YFa1YSa1Y=58.021MPaF1=276.786MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=53.56MPaF2=238.043MPa故弯曲强度足够。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*=75mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=318mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=61.5mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=304.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.25开式圆柱齿轮传动设计计算，有传动比与扭矩可以根据上面的计算计算出开式齿轮的参数（这里就不详细计算）轴的设计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=1440r/min；功率P=4.05kW；轴所传递的转矩T=26859.38Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力选用45，调质处理，硬度为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，故根据机械设计（第九版）表15-3取A0=112。dA03Pn=11234.051440=15.81mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0515.81=16.6mm查表可知标准轴孔直径为30mm故取d1=30（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=87mm(GB/T 1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为35mm；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.初步确定轴的直径和长度 第1段：d1=30mm，L1=80mm 第2段：d2=35mm（轴肩），L2=44mm 第3段：d3=40mm（与轴承内径配合），L3=18mm 第4段：d4=47mm（轴肩），L4=77mm 第5段：d5=40mm（与轴承内径配合），L5=18mm 第6段：d6=35mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=47mm（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=1053N小锥齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos1=364N小锥齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tansin1=120N第一段轴中点到轴承中点距离La=93mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=95mm，齿轮受力中点到轴承中点距离Lc=41.5mm c.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-Fr1LcLb=120512-36441.595=-126.8N轴承B在水平面内的支反力RBH=Fr1-RAH=364-126.8= 490.8N轴承A在垂直面内的支反力RAV=Ft1LcLb=105341.595= 459.99N轴承B在垂直面内的支反力RBV=-Ft1+RAV=-1053+459.99= -1512.99N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-126.82+459.992=477.15N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=490.82+-1512.992=1590.6Nd.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=-Fr1Lc+Fa1dm12=-36441.5+120512=-12046Nmm截面C在水平面内弯矩MCH=Fa1dm12=120512=3060Nmme.绘制垂直面弯矩图截面B在垂直面内弯矩MBV=RAVLb=459.9995=43699.05Nmm截面B处合成弯矩MB=MBH2+MBV2=-120462+43699.052=45328.94Nmm截面C处合成弯矩MC=MCH2+MCV2=30602+02=3060Nmmg.绘制扭矩图T=26322.19Nmmh.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩MVA=MA2+T2=02+0.626322.192=15793.31Nmm截面B处当量弯矩MVB=MB2+T2=45328.942+0.626322.192=48001.47Nmm截面C处当量弯矩MVC=MC2+T2=30602+0.626322.192=16087.02Nmm截面C处当量弯矩MVD=MD2+T2=02+0.626322.192=15793.31Nmmi.校核轴的强度其抗弯截面系数为W=d332=6280mm3抗扭截面系数为WT=d316=12560mm3最大弯曲应力为=MW=7.64MPa剪切应力为=TWT=2.14MPa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=8.06MPa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，e-1b，所以强度满足要求。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=480r/min；功率P=3.85kW；轴所传递的转矩T=76598.96Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力选用45，调质处理，硬度为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，根据机械设计（第九版）表15-3故取A0=115。dA03Pn=11533.85480=23.02mm由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=25mm（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中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上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。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。第1段：d1=25mm（与轴承内径配合），L1=30mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）第2段：d2=31mm（与小锥齿轮内孔配合），L2=73mm（比小锥齿轮轮毂宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第3段：d3=41mm（轴肩），L3=19mm第4段：d4=31mm（与大锥齿轮内孔配合），L4=54mm（比大锥齿轮轮毂宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=25mm（与轴承内径配合），L5=30mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画中速轴的受力图如图所示为中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=Ft1=1053N大锥齿轮所受的径向力Fr2=Fa1=120N大锥齿轮所受的轴向力Fa2=Fr1=364N齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）Ft3=2T2d3=276598.9669=2220N齿轮3所受的径向力Fr3=Ft3tan=2220tan20=808Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=59.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=82.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=50mm轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3La-Fr2La+Lb+Fa2d22La+Lb+Lc=80859.5-12059.5+82.5+364182.5259.5+82.5+50= 335N轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=808-335-120=353N轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3La+Ft2La+LbLa+Lb+Lc=222059.5+105359.5+82.559.5+82.5+50= 1467N轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3Lb+Lc+Ft2LcLa+Lb+Lc=222082.5+50+10535059.5+82.5+50= 1806N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=3352+14672=1504.76N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=3532+18062=1840.18Nd.绘制水平面弯矩图截面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=-RAHLc=-33550=-16750Nmm截面C左侧在水平面内弯矩MCH左=-RAHLc=-33550=16465Nmm截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBHLa=35359.5=21004Nmm截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBHLa=35359.5=21004Nmme.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=RAVLc=146750=73350Nmm截面D在垂直面内弯矩MDV=RBVLa=180659.5=107457Nmmf.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=-167502+733502=75238Nmm截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=164652+733502=75175Nmm截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=210042+1074572=109491Nmm截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=210042+1074572=109491Nmmf.绘制扭矩图T2=75066.98Nmmg.绘制当量弯矩图截面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=752382+0.675066.982=87689Nmm截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+T2=751752+0.675066.982=87635Nmm截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+T2=1094912+0.675066.982=118393Nmm截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+T2=1094912+0.675066.982=118393Nmmh.校核轴的强度因轴截面D处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=d332=2923.24mm3抗扭截面系数为WT=d316=5846.48mm3最大弯曲应力为=MW=40.5MPa剪切应力为=TWT=13.1MPa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=43.44MPa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，e-1b，所以强度满足要求。3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=106.19r/min；功率P=3.66kW；轴所传递的转矩T=329155.29Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力选用45，调质处理，硬度为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，根据机械设计（第九版）表15-3故取A0=112。dA03Pn=11233.66106.19=36.45mm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+0.0736.45=39mm查表可知标准轴孔直径为40mm故取dmin=40（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=128mm(GB/T 1096-2003)，长L=90mm；定位轴肩直径为45mm；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。第1段：d1=40mm，L1=110mm第2段：d2=45mm（轴肩），L2=60mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）第3段：d3=50mm（与轴承内径配合），L3=20mm（轴承宽度）第4段：d4=57mm（轴肩），L4=81.5mm（根据齿轮宽度确定）第5段：d5=67mm（轴肩），L5=12mm第6段：d6=57mm（与大齿轮内孔配合），L6=68mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第7段：d7=50mm（与轴承内径配合），L7=39.5mm（由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定）（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齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）Ft4=2Td4=2329155.29312=2110N齿轮4所受的径向力Fr4=Ft4tan=2110tan20=768Nc.计算作用在轴上的支座反力第一段轴中点到轴承中点距离La=63.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=137.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=125mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=FrLaLa+Lb=76863.563.5+137.5= 243NRBH=Fr-RAH=768-243=525N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=FtLaLa+Lb=211063.563.5+137.5= 667NRBV=FtLbLa+Lb=2110137.563.5+137.5= 1443N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=2432+6672=709.89N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=5252+14432=1535.54Ne.画弯矩图 弯矩图如图所示：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，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RBHLa=52563.5=33338Nmm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，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCV=RAVLa=66763.5=42354Nmm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，大齿轮所在截面C处合成弯矩为MC=MCH2+MCV2=333382+423542=53901Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmm转矩为：T=322572.18Nmm截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6322572.182=193543Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=539012+0.6322572.182=200909Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6322572.182=193543Nmmh.校核轴的强度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=d332=18172.06mm3抗扭截面系数为WT=d316=36344.13mm3最大弯曲应力为=MW=11.06MPa剪切应力为=TWT=9.06MPa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=15.51MPa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，ee，Pr=0.4Fr+YFa轴承基本额定动载荷Cr=63kN，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=-126.82+459.992=477.15NFr2=RBH2+RBV2=490.82+-1512.992=1590.6NFd1=Fr12Y=149.11NFd2=Fr22Y=497.06NFa1=Fae+Fd2=617.06NFa2=Fd2=497.06NFa1Fr1=1.293eFa2Fr2=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=0.4477.15+1.6617.06=1178.16NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11590.6+0497.06=1590.6N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=1334998h48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。2中间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)3020525521532.2查手册，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=32.2kN，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=3352+14672=1504.76NFr2=RBH2+RBV2=3532+18062=1840.18NFd1=Fr12Y=470.24NFd2=Fr22Y=575.06NFa1=Fae+Fd2=939.06NFa2=Fd2=575.06NFa1Fr1=0.624eFa2Fr2=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=0.41504.76+1.6939.06=2104.4NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11840.18+0575.06=1840.18N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=168175h48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。3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)3021050902073.2查得轴承的判断系数为e=0.42。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa轴承基本额定动载荷Cr=73.2kN，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=2432+6672=709.89NFr2=RBH2+RBV2=5252+14432=1535.54NFd1=Fr12Y=253.53NFd2=Fr22Y=548.41NFa1=Fae+Fd2=548.41NFa2=Fd2=548.41NFa1Fr1=0.773eFa2Fr2=0.36e查表得X1=0.4，Y1=1.4，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=0.4709.89+1.4548.41=1051.73NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11535.54+0548.41=1535.54N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=33573308h48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。键联接设计计算1高速轴与联轴器配合处的键连接 高速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长63mm。键的工作长度 l=L-b=55mm联轴器材料为钢，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=9MPap=120MPa2高速轴与齿轮1配合处的键连接 高速轴与齿轮1配合处选用A型普通平键，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长28mm。键的工作长度 l=L-b=18mm齿轮1材料为钢，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=21MPap=120MPa3中速轴与齿轮2配合处的键连接 中速轴与齿轮2配合处选用A型普通平键，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1