机械设计课程设计-二级圆锥斜齿圆柱减速器设计（全套图纸）.docx

目录第一章 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二章 传动装置总体设计方案42.1传动方案42.2该方案的优缺点4第三章 电动机的选择43.1选择电动机类型43.2确定传动装置的效率43.3选择电动机的容量53.4确定电动机参数53.5确定传动装置的总传动比和分配传动比6第四章 计算传动装置运动学和动力学参数64.1电动机输出参数64.2高速轴的参数64.3中间轴的参数74.4低速轴的参数7第五章 普通V带设计计算8第六章 减速器高速级齿轮传动设计计算126.1选精度等级、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146.4校核齿根弯曲疲劳强度156.5计算锥齿轮传动其它几何参数16第七章 减速器低速级齿轮传动设计计算167.1选精度等级、材料及齿数167.2按齿面接触疲劳强度设计177.3确定传动尺寸197.4校核齿根弯曲疲劳强度197.5计算齿轮传动其它几何尺寸207.6齿轮参数和几何尺寸总结21第八章 轴的设计218.1高速轴设计计算218.2中间轴设计计算278.3低速轴设计计算33第九章 滚动轴承寿命校核399.1高速轴上的轴承校核399.2中间轴上的轴承校核409.3低速轴上的轴承校核41第十章 键联接设计计算4210.1高速轴与大带轮键连接校核4210.2高速轴与小锥齿轮键连接校核4310.3中间轴与低速级小齿轮键连接校核4310.4中间轴与大锥齿轮键连接校核4310.5低速轴与低速级大齿轮键连接校核4310.6低速轴与联轴器键连接校核44第十一章 联轴器的选择4411.1低速轴上联轴器44第十二章 减速器的密封与润滑4412.1减速器的密封4412.2齿轮的润滑4512.3轴承的润滑45第十三章 减速器附件设计4513.1油面指示器4513.2通气器4513.3放油孔及放油螺塞4513.4窥视孔和视孔盖4613.5定位销4613.6启盖螺钉4613.7螺栓及螺钉46第十四章 减速器箱体主要结构尺寸47第十五章 设计小结48第十六章 参考文献48第一章 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=4000N，转速nw=40r/min，直径D=300mm，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。全套图纸，加1538937061.2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，前置外传动为普通V带传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2该方案的优缺点 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。 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。第三章 电动机的选择3.1选择电动机类型 按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 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=0.98 普通V带的传动效率：5=0.96 工作机效率：w=0.97 故传动装置的总效率a=124345w=0.8083.3选择电动机的容量 工作机所需功率为Pw=FnwD60106=2.51kW3.4确定电动机参数 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.510.808=3.11kW 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2-4二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：6-16因此理论传动比范围为：12-64。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(12-64)40=480-2560r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，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。方案电动机型号额定功率（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：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HLHDABKDEFG1124002651901401228608243.5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=144040=36（2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2.5 锥齿轮（高速级）传动比i1=3 则低速级的传动比为i2=4.8 减速器总传动比ib=i1i2=14.4第四章 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数功率：P0=Pd=3.11kW转速：n0=nm=1440rpm扭矩：T0=9.55106P0n0=9.551063.111440=20625.35Nmm4.2高速轴的参数功率：P1=P04=3.110.96=2.99kW转速：n1=n0iv=14402.5=576rpm扭矩：T1=9.55106P1n1=9.551062.99576=49573.78Nmm4.3中间轴的参数功率：P2=P123=2.990.980.97=2.84kW转速：n2=n1i1=5763=192rpm扭矩：T2=9.55106P2n2=9.551062.84192=141260.42Nmm4.4低速轴的参数功率：P3=P223=2.840.980.98=2.73kW转速：n3=n2i2=1924.8=40rpm扭矩：T3=9.55106P3n3=9.551062.7340=651787.5Nmm 运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率P(kW)转矩T(Nmm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴3.1120625.3514402.50.96轴2.992.9349573.7848582.304457630.95轴2.842.78141260.42138435.21161924.80.96轴2.732.68651787.5638751.754010.96工作机轴2.522.47601650589712.540第五章 普通V带设计计算1.已知条件和设计内容 设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的额定功率Pd=3.11kW；小带轮转速n1=1440r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2.5；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。2.设计计算步骤（1）确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1，故 Pca=KAP=13.11=3.11kW（2）选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用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。取小带轮的基准直径dd1=75mm。 2）验算带速v。按式验算带的速度v=dd1n601000=751440601000=5.65ms 因为5m/sv30m/s，故带速合适。 取带的滑动率=0.02 （3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 dd2=idd11-=2.5751-0.02=183.75mm 根据表，取标准值为dd2=180mm。（4）确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=200mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2200+275+180+180-7524200814mm 由表选带的基准长度Ld=790mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=200+790-8142188mm 按式,中心距的变化范围为176-212mm。（5）验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-180-7557.3188=148120（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=1440r/min,查表得P0=1.06kW。 根据n1=1440r/min，i=2.5和A型带，查表得P0=0.169kW。 查表的K=0.916，表得KL=0.85，于是 Pr=P0+P0KKL=1.06+0.1690.9160.85=0.957kW2）计算带的根数zz=PcaPr=3.110.9573.25 取4根。（6）计算单根V带的初拉力F0 由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9163.110.91645.65+0.1055.652=122.33N（7）计算压轴力FpFp=2zF0sin12=24122.33sin1482=940.73N带型A中心距188mm小带轮基准直径75mm包角148大带轮基准直径180mm带长790mm带的根数4初拉力122.33N带速5.65m/s压轴力940.73N4.带轮结构设计（1）小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径d=28mm因为小带轮dd1=75300mm因此小带轮结构选择为腹板式。因此小带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.028=56mmda=dd1+2ha=75+22.75=80mmB=z-1e+2f=62mmC=0.25B=0.2562=15.5mmL=2.0d=2.028=56mm（2）大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=22mm因为大带轮dd2=180mm因此大带轮结构选择为腹板式。因此大带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.022=44mmda=dd1+2ha=180+22.75=186mmB=z-1e+2f=62mmC=0.25B=0.2562=15.5mmL=2.0d=2.022=44mm第六章 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280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=35，则大齿轮齿数Z2=Z1i=353=106。实际传动比i=3.029（3）压力角=20。6.2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=95500002.99576=49573.78Nmm 4）选齿宽系数R=0.3由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=740Mpa，Hlim2=580Mpa 6）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=6057618300101=8.294108NL2=NL1u=8.2941083=2.765108 8）由图查取接触疲劳系数： KHN1=0.891，KHN2=0.956 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=0.8917401=659MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9565801=554MPa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=554MPa（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=341.349573.780.31-0.50.3232.5189.85542=66.25mm 2）计算圆周速度vdm1=d1t1-0.5R=66.251-0.50.3=56.31mmvm=dm1n601000=56.31576601000=1.7 3）计算当量齿宽系数db=Rd1tu2+12=0.366.2532+12=31.425mmd=bdm1=31.42556.31=0.56 4）计算载荷系数 查表得使用系数KA=1 查图得动载系数KV=1.084 查表得齿间载荷分配系数：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=11.08411.29=1.3985）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=66.2531.3981.3=67.875mm6）计算模数m=d1z1=67.87535=1.94mm，取m=2.5mm。6.3确定传动尺寸（1）实际传动比u=z2z1=10635=3.029mm（2）大端分度圆直径d1=z1m=352.5=87.5mmd2=z2m=1062.5=265mm（3）齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=87.51-0.50.3=74.375mmdm2=d21-0.5R=2651-0.50.3=225.25mm（4）锥顶距为R=d12u2+1=87.523.0292+1=139.55mm（5）齿宽为b=RR=0.3139.55=41.865mm 取b=42mm6.4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=249573.7887.51-0.50.3=1280N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=35cos18.2726=36.89大齿轮当量齿数:Zv2=z2cos2=106cos71.7274=334.57查表得：YFa1=2.42，YFa2=2.105YSa1=1.666，YSa2=1.882查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=605MPa、Flim2=445MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.807，KFN2=0.885取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.8076051.4=349MPaF2=KFN2Flim2S=0.8854451.4=281MPaF1=KFt0.85bm1-0.5RYFa1YSa1=2.398MPaF1=349MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=2.356MPa100Nmm查表得齿间载荷分配系数：KH=1.2查表得齿向载荷分布系数：KH=1.441 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=11.061.21.441=1.8333）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=50.0631.8331.3=56.135mm4）确定模数mn=d1cosz1=56.135cos1325=2.188mm，取mn=2.5mm。7.3确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2mn2cos=187.3mm，圆整为187mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=12.6014=12365 （3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=64.043mmd2=z2mncos=309.967mm （4）计算齿宽 b=dd1=64.04mm 取B1=70mm B2=65mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTbmnd1YFaYSaYYcos2F1） K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=65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=25cos312.6014=26.897大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=121cos312.6014=130.183查表得：YFa1=2.53，YFa2=2.136YSa1=1.61，YSa2=1.837查图得重合度系数Y=0.676查图得螺旋角系数Y=0.801查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=605MPa、Flim2=445MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.885，KFN2=1.023取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.8856051.4=382.446MPaF2=KFN2Flim2S=1.0234451.4=325.168MPaF1=2KTbmd1YFa1YSa1YYcos2=71.817MPaF1=382.446MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=69.18MPaF2=325.168MPa故弯曲强度足够。7.5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*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.625mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=69.043mm da2=d2+2ha=314.967mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=57.793mm df2=d2-2hf=303.717mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6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mn2.52.5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12365右12365齿数z25121齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d64.043309.967齿顶圆直径da69.043314.967齿根圆直径df57.793303.717齿宽B7065中心距a187187第八章 轴的设计8.1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=576r/min；功率P=2.99kW；轴所传递的转矩T=49573.78Nmm（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=11232.99576=19.39mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0519.39=20.36mm查表可知标准轴孔直径为22mm故取d1=22（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V带轮，选用普通平键，A型，bh=66mm(GB/T 1096-2003)，长L=28mm；定位轴肩直径为27mm；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=22mm，L1=42mm 第2段：d2=27mm（轴肩），L2=44mm 第3段：d3=30mm（与轴承内径配合），L3=16mm 第4段：d4=36mm（轴肩），L4=88mm 第5段：d5=30mm（与轴承内径配合），L5=16mm 第6段：d6=25mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=60mm轴段123456直径(mm)222730363025长度(mm)424416881660（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=1333N小锥齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos1=460N小锥齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tansin1=152N第一段轴中点到轴承中点距离La=73mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=104mm，齿轮受力中点到轴承中点距离Lc=47mm 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外传动件压轴力（属于径向力）Q=940.73Nc.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-Fr1Lc-QLa+LbLb=15274.3752-46047-940.7373+104104= -1754.58N轴承B在水平面内的支反力RBH=Fr1-RAH-Q=460-1754.58-940.73= 1273.85N轴承A在垂直面内的支反力RAV=Ft1LcLb=133347104= 602.41N轴承B在垂直面内的支反力RBV=-Ft1+RAV=-1333+602.41= -1935.41N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-1754.582+602.412=1855.11N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=1273.852+-1935.412=2317Nd.绘制水平面弯矩图截面A在水平面内弯矩MAH=QLa=940.7373=68673.29Nmm截面B在水平面内弯矩MBH=-Fr1Lc+Fa1dm12=-46047+15274.3752=-15967.5Nmm截面C在水平面内弯矩MCH=Fa1dm12=15274.3752=5652.5Nmm截面D在水平面内弯矩MDH=0Nmme.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=RAVLb=602.41104=62650.64Nmm截面C在垂直面内弯矩MCV=0Nmm截面D在垂直面内弯矩MDV=0Nmmf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩MA=MAH2+MAV2=68673.292+02=68673.29Nmm截面B处合成弯矩MB=MBH2+MBV2=-15967.52+62650.642=64653.41Nmm截面C处合成弯矩MC=MCH2+MCV2=5652.52+02=5652.5Nmm截面D处合成弯矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmmg.绘制扭矩图T=48582.3Nmmh.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩MVA=MA2+T2=68673.292+0.648582.32=74603.67Nmm截面B处当量弯矩MVB=MB2+T2=64653.412+0.648582.32=70920.73Nmm截面C处当量弯矩MVC=MC2+T2=5652.52+0.648582.32=29692.37Nmm截面C处当量弯矩MVD=MD2+T2=02+0.648582.32=29149.38Nmmi.校核轴的强度其抗弯截面系数为W=d332=2649.38mm3抗扭截面系数为WT=d316=5298.75mm3最大弯曲应力为=MW=26.77MPa剪切应力为=TWT=9.36MPa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=29.03MPa查表得调质处理，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。8.2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=192r/min；功率P=2.84kW；轴所传递的转矩T=141260.42Nmm（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=11532.84192=28.23mm由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm（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=30mm（与轴承内径配合），L1=31mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）第2段：d2=36mm（与小锥齿轮内孔配合），L2=68mm（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=46mm（轴肩），L3=29mm第4段：d4=36mm（与大锥齿轮内孔配合），L4=39mm（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=30mm（与轴承内径配合），L5=31mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）轴段12345直径(mm)3036463630长度(mm)3168293931（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=1333N大锥齿轮所受的径向力Fr2=Fa1=152N大锥齿轮所受的轴向力Fa2=Fr1=460N齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）Ft3=2T2d3=2141260.4264.043=4411N齿轮3所受的径向力Fr3=Ft3tancos=4411tan20cos12.6014=1644N齿轮3所受的轴向力Fa3=Ft3tan=4411tan12.6014=986Nc.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=57mm，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=42.5mm轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3La-Fr2La+Lb+Fa2d22-Fa3d32La+Lb+Lc=164457-15257+82.5+4602652-98664.043257+82.5+42.5= 560N轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=1644-560-152=932N轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3La+Ft2La+LbLa+Lb+Lc=441157+133357+82.557+82.5+42.5= 2403N轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3Lb+Lc+Ft2LcLa+Lb+Lc=441182.5+42.5+133342.557+82.5+42.5= 3341N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=5602+24032=2467.39N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=9322+33412=3468.56Nd.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=-56042.5=-23800Nmm截面C左侧在水平面内弯矩MCH左=Fa2d22-RAHLc=4602652-56042.5=37150Nmm截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBHLa-Fa3d32=93257-98664.0432=21551Nmm截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBHLa=93257=53124Nmme.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=240342.5=102128Nmm截面D在垂直面内弯矩MDV=RBVLa=334157=190437Nmmf.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=-238002+1021282=104865Nmm截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=371502+1021282=108675Nmm截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=215512+1904372=191653Nmm截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=531242+1904372=197708Nmmf.绘制扭矩图T2=138435.21Nmmg.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=1048652+0.6138435.212=133775Nmm截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+T2=1086752+0.6138435.212=136782Nmm截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+T2=1916532+0.6138435.212=208878Nmm截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+T2=1977082+0.6138435.212=214447Nmmh.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=4578.12mm3抗扭截面系数为WT=d316=9156.24mm3最大弯曲应力为=MW=46.84MPa剪切应力为=TWT=15.43MPa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=50.37MPa查表得调质处理，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。8.3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=40r/min；功率P=2.73kW；轴所传递的转矩T=651787.5Nmm（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=11232.7340=45.77mm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+0.0745.77=48.97mm查表可知标准轴孔直径为50mm故取dmin=50（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=1811mm(GB/T 1096-2003)，长L=50mm；定位轴肩直径为55mm；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=50mm，L1=110mm第2段：d2=55mm（轴肩），L2=58mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）第3段：d3=60mm（与轴承内径配合），L3=22mm（轴承宽度）第4段：d4=65mm（轴肩），L4=76.5mm（根据齿轮宽度确定）第5段：d5=75mm（轴肩），L5=12mm第6段：d6=62mm（与大齿轮内孔配合），L6=63mm（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=60mm（与轴承内径配合），L7=41.5mm（由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定）轴段1234567直径(mm)50556065756260长度(mm)110582276.5126341.5（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=2651787.5309.967=4206N齿轮4所受的径向力Fr4=Ft4tancos=4206tan20cos12.6014=1568N齿轮4所受的轴向力Fa4=Ft4tan=4206tan12.6014=940Nc.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=62mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=131mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=124mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=FrLa+Fad2La+Lb=156862+940309.967262+131= 1259NRBH=Fr-RAH=-1568-1259=309N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=FtLaLa+Lb=42066262+131= 1351NRBV=FtLbLa+Lb=420613162+131= 2855N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=12592+13512=1846.69N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=3092+28552=2871.67Ne.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：M