毕业设计（论文）-双级圆柱齿轮减速器设计

目 录摘 要IABSTRACTII1 前 言11.1 研究背景及意义11.2 情景设计12 电机选择与传动比计算22.1原动机的类型选择22.2 电动机的选择与计算22.2.1电动机的类型选择22.3电动机转速的选择32.4电动机型号确定32.5 传动比的分配33 传动装置的运动及动力参数的选择和计算53.1各轴的转速计算53.2各轴的输入功率计算53.3各轴的输入转矩计算54 传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择64.1 减速器外部传动V带传动的设计计算64.1.1确定计算功率Pc64.1.2选择普通V带的型号64.1.3选取带轮基准直径dd1和dd264.1.4验算带速v64.1.5确定中心距a和带的基准长度Ld64.1.6验算小带轮包角174.1.7确定带的根数74.1.8确定初拉力F074.1.9计算压轴力FQ74.1.10带轮的结构设计84.2高速级传动齿轮的设计计算84.2.1选择齿轮的材料及热处理方式84.2.2确定许用应力84.2.3初步确定齿轮基本参数和主要尺寸104.2.4验算轮齿的弯曲疲劳强度104.2.5齿轮结构设计114.3低速级传动齿轮的设计计算114.3.1选择齿轮的材料及热处理方式114.3.2确定许用应力124.3.3初步确定齿轮基本参数和主要尺寸134.3.4验算轮齿的弯曲疲劳强度144.3.5齿轮结构设计144.4初算轴的直径及轴结构的初步设计154.4.1高速轴154.4.2中间轴154.4.3低速轴165 联轴器的选择176 键连接的选择及计算186.1中间轴与其上大齿轮间键的设计与计算186.2低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算187 轴的强度校核计算197.1 高速轴197.1.1相关力的计算197.1.2画受力简图197.1.3校核弯、扭合成强度207.2 中间轴217.2.1相关力的计算217.2.2画受力简图227.2.3校核弯、扭合成强度237.3 低速轴247.3.1相关力的计算247.3.2画受力简图247.3.3校核弯、扭合成强度258 滚动轴承寿命的校核计算278.1高速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核278.2中间轴上圆锥滚子轴承的寿命校核298.3低速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核319 润滑和密封349.1 齿轮的润滑349.2 滚动轴承的润滑349.3密封3410 箱体及附件的结构设计和选择3610.1 箱体3610.2 视孔盖和窥视孔3610.3油面指示器3610.4 通气孔3610.5 启盖螺钉3710.6 定位销3710.7 吊钩3710.8油螺塞3711 结 论39参考文献40致 谢41摘 要齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高，传递功率范围广，速度范围广，结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广使用。运用所学知识对双级圆柱齿轮减速器的设计进行了分析与应用举例，并按照实际给出情景给出了具体设计方案，并对所计算尺寸及其他数据进行验算与力校核，确定计算的准确性与合理性，在实际分析的过程中，对所学知识进行巩固。关键词：双级减速器； 圆柱齿轮； 机械设计全套图纸加扣 3012250582ABSTRACTGear transmission is a kind of mechanical transmission, which is very widely used and especially important. It can be used to transfer motion and power between any axis of space. At present, the gear transmission is gradually developing to miniaturization, high speed, low noise, high reliability and the direction of hard tooth surface, and the gear transmission has a stable and reliable transmission. It has the advantages of high transmission efficiency, wide transmission power, wide speed range, compact structure and convenient maintenance. Therefore, it is widely used in various mechanical equipment and instruments. The design of double cylindrical gear reducer is analyzed and applied with the knowledge of the study. The concrete design scheme is given in accordance with the actual situation, and the calculated size and other data are checked and checked to determine the accuracy and rationality of the calculation. In the process of actual analysis, the knowledge is entered. Consolidate and give personal design advice.Keywords:secondary reducer ; spur gear ; mechanical designII1 前 言1.1 研究背景及意义减速器的使用在机械方面十分常见，圆柱齿轮减速器广泛被应用在物流运输，矿材，建筑业，冶金新能源行业。有关其设计参数和基本理念多数已标准化，但其设计过程仍是值得探究与实际演练的。对其设计的过程进行实践可以使我们对已有的知识进行巩固，本文对给出的设计情景进行双级圆柱齿轮减速器设计，对相关知识进行运用总结，将单一问题转换为类型问题。1.2 情景设计 设计双级直齿圆柱齿轮减速器。设计数据及工作条件： F=990N; V=0.8m/s; D=420mm； 生产规模：中小批量； 工作环境：多尘； 载荷特性：平稳； 工作期限：10年（每年300天），8h，一班制。在上述给出的情境中，对于生产规模，工作环境，载荷特性与工作期限的限定要求我们在查表数据中注意选择查询，其余信息按照详细公式计算。特别注意受力校核。机构整体布置如图1-1：图1-1 传动方案简图442 电机选择与传动比计算由设计目的首先可以对整体进行设计，传动方案包括有原动机，传动机构与执行机构三部分。2.1原动机的类型选择按照设计要求，选择现实生活中最为常用的且能满足设计要求的电机，Y型电机可以满足这一减速器的结构设置需求，同时适配性很高，具有很高的互换性，可以满足其他设备的配套与维护，所以选择其作为原动机。2.2 电动机的选择与计算2.2.1电动机的类型选择输送带所需功率:Pw = 2TVW/D （2-1）=9900.8/420 kW=3.77 kW 设电动机到工作机之间的总效率为，并设联，齿，轴承，带，卷筒 分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、V带传动以及滚筒的效率。弹性联轴器效率为联=0.99，闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）效率为齿=0.97，轴承传动效率为轴承=0.99，V带传动效率为带=0.96，卷筒传动效率为卷筒=0.96。由此可得总效率：总=联齿2轴承4带卷筒=0.82 （2-2）由此可得电动机功率：P0=Pw/总=4.57 kW （2-3） 查机械设计1表16-1选取电动机的功率为P0d=5.5 kW。滚筒转速： nw=36.4 r/min （2-4）2.3电动机转速的选择在同步转速为3000 r/min和1500 r/min的两类电动机之间选择。前者虽然电动机转速高、价格低，但总传动比较高。为了使各部分传动比更加合理，传动装置整体更体积小，机构紧凑，选用nt=1500 r/min 的电动机为最优选择。2.4电动机型号确定电动机整体型号与相应固有数据如下所示具体尺寸如表2-1所示。2.5 传动比的分配（1）总传动比：电动机的满载转速与主动轴转速求比值即为该整体结构传动部分的总传动比: i总=nm/nw=1440/36.4=39.6 （2-5）（2）分配各部分传动比:选 i1=2.5减速器的总传动比i=i总i带=15.8 （2-6）减速器的高速级传动比ih=1.35i=4.62 （2-7）低速级传动比为:il=iih=3.42 （2-8）3 传动装置的运动及动力参数的选择和计算3.1各轴的转速计算n0=nm=1440 r/minn1=n0i带=576 r/minn2=n1i0=125 r/min n3=n2i2=36.4 r/min nv=n3=36.4 r/min （3-1）3.2各轴的输入功率计算各轴输入功率计算公式 PI =Pd （3-2）又由前文所处给出的各传动部分的传动效率可得：P0=4.57kwP=P0带 =4.39 kWP=P齿轴承=4.22 kWP=P齿轴承=4.05 kWPw=P联轴承=3.97 kW3.3各轴的输入转矩计算各轴输入转矩计算公式 TI = Td （3-3）T0=9550P0n0=30.331NmT1=9550P1n1=72.794NmT2=9550P2n2=323.110NmT3=9550P3n3=1062.356NmTv=9550Pwnw=1041.215Nm4 传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择4.1 减速器外部传动V带传动的设计计算4.1.1确定计算功率Pc一班制工作，即每天工作8h，查阅机械设计1表8-8工况系数KA，再按照从动机械特性均为平稳运作，轻微冲击的特点下，查得工况系数KA=1.1，故按照公式有：Pc = KAP （4-1）= 1.14.57 kW =5.03 kW 4.1.2选择普通V带的型号根据Pc=5.03 kW、n1=1440 r/min，由机械设计1的图8-11普通V带的类型初步选用A型带。4.1.3选取带轮基准直径dd1和dd2由机械设计1的表8-9普通V带的基准直径系列取小带轮直径dd1=125 mm，则大带轮直径为dd2=dd1i带=313mm，再由机械设计1的表8-9普通V带的基准直径系列取最接近的标准系列值dd2=315 mm。4.1.4验算带速v由n0=1440 r/min，dd1=125 mm，得：V带= dd1n0/(601000)=9.42m/s （4-2）因v120 （4-5）4.1.7确定带的根数已知dd1=125 mm，i=2.5，v=1450r/min，查机械设计1表8-5得P0=1.92 kW，P0=013 kW；查表8-6得K=0.95；因Ld=1800 mm，查表8-2得KL=1.01，因此 （4-6）计算得Z=2.55，则取z=3根。4.1.8确定初拉力F0对于普通V带，一根V带的拉力为 （4-7）带入数据，得F0=154N4.1.9计算压轴力FQ （4-8）代入数据，得FQ=911N4.1.10带轮的结构设计小带轮的结构设计：鉴于dd1为125mm，远小于300mm, 故选用实心结构的带轮，由机械设计1表8-15得电动机直径D0=38mm，轮毂宽L1=57mm76mm，取L1=60mm。小带轮1的结构设计合理。大带轮的结构设计：使用孔板式的大带轮结构，轮缘尺寸使用和小带轮相同的尺寸，对于轮毂的宽度等设计要在设计轴时同步进行设计。4.2高速级传动齿轮的设计计算高速级主动轮转速1440r/min，转矩T=30331Nmm，输入到这一部分的功率4.39 kW，单向运转，载荷平稳，每天工作8小时，预期寿命10年，Y型三相异步电动机驱动。4.2.1选择齿轮的材料及热处理方式考虑到本减速器所属分类为一般机械，又计算转矩及传动功率等数据，查阅机械设计1中表10-1小齿轮材料选择调制的40Cr，齿面硬度240HBS，大齿轮材料为调制的45钢，齿面硬度为200HBS。在本例中，对齿轮的精度8级即可满足要求，故用8级精度计算即可。4.2.2确定许用应力由于为软齿面闭式传动，故按照齿面接触强度进行设计，则 d1t32KHtT1du1uZHZEZH2 （4-9）确定公式中的各参数值：取接触疲劳强度用重合度系数Z重合度系数 Z=4-3=4-1.743=0.78 （4-10）计算接触疲劳许用应力H查阅同上文献及参考资料可知，小齿轮与大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 = 580 MPa、sHlim2 = 390 MPa。计算应力循环次数：小齿轮：N1 = = 0.83109大齿轮：N2 = = 1.79108则接触疲劳寿命系数可通过相同文献对应表查得:KHN1 = 1.02、KHN2 = 1.13取失效概率为1%,安全系数S=1得: H1=KHN1Hlim1S=592MPa （4-11） H2=KHN2Hlim2S=441MPa （4-12）为保证精度与使用强度，取接触应力中较小的作为应力上限，即最后确定的接触疲劳许用应力，即H = H2 = 441 Mpa由公式（4.9）计算小齿轮分度圆直径：d1t32KHtT1du1uZHZEZH2=55.08mm（2）调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数KH 由机械设计1表10-2中由负载与工况的类别查得使用系数KA = 1.0 根据v = 1.66 m/s、齿轮选用精度为8，可由该文献中的图10-8查得动载系数KV = 1.12。 采用线性比例取值法查得在所选精度条件下KH= 1.09。 采用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH= 1.1。因此可按照公式计算得实际载荷系数：KH = KAKVKHKH （4-13）= 1.01.121.091.1 = 1.34 （3）可得分度圆直径 d1=d1t3KHKHt=54.33mm （4-14）亦可得齿轮模数 mn=d1Z1=2.47mm （4-15）选取合理模数标准值 m = 2.5 mm。4.2.3初步确定齿轮基本参数和主要尺寸选择齿轮类型：选用斜齿圆柱齿轮进行传动的传递，可以实现在平稳传动的同时，发出较小的噪声与较大的承载能力。精度等级选择8级即可。中心距为 a1=mz1+z22=155mm （4-16）计算分度圆直径：由d=mz （4-17）d1=mz1=55mmd2=mz2=255mm计算齿宽：b=dd1 （4-18）取 b2=55mmb1=b2+（510）取 b2=60mm4.2.4验算轮齿的弯曲疲劳强度查阅机械设计1中图10-17外齿轮齿形系数分别查得外齿轮齿形系数：YF1=2.61，YF2=2.22，查图10-18查得应力修正系数：YS1=1.59，YS2=1.81，Y=0.71弯曲应力计算公式为： F = （4-19）由上文所提到的文献中的图10-24查取弯曲疲劳极限应力为 Flim1=220Mpa Flim2=170MPa由上述资料对应图表10-14查得寿命系数为YN1=1，YN2=1由图10-15查得安全系数SF=1.25将以上带入公式（4-18）可得F1 =176MPaF1F2 =136MPaF24.2.5齿轮结构设计齿顶高： ha=ham=2.5mm （4-20）齿根高： hf=ha*+C*m=3.13mm （4-21）全齿高： h=ha+hf=5.63mm （4-22）顶隙： C=Cm=0.63mm （4-23）齿顶圆直径： da1=d1+2ha=60mm da2=d2+2ha=260mm齿根圆直径： df1=d1-2hf=48.75mm df2=d2-2hf=248.75mm 4.3低速级传动齿轮的设计计算4.3.1选择齿轮的材料及热处理方式又计算转矩及传动功率等数据，查阅机械设计1中表查阅齿轮材料及其力学性能归属，对工况环境，所使用材料进行分析，最终确定符合经济效果与实际需求的方案：小齿轮材料选择调制的40Cr，齿面硬度240HBS，大齿轮材料为调制的45钢，正火处理，齿面硬度为200HBS。在本例中，对齿轮的精度8级即可满足要求，故用8级精度计算即可。4.3.2确定许用应力使用的闭式齿轮传动接触面为软齿面，则依照齿面接触强度进行需用应力的确定。则 d1t32KHtT1du1uZHZEZH2=55.08mm （4-24）确定公式中的各参数值： 取接触疲劳强度用重合度系数Z重合度系数 Z=4-ea3=0.78 （4-25）计算接触疲劳许用应力H查阅同上文献中的图10-24齿轮的弯曲疲劳强度极限查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 = 580 MPa、sHlim2 = 390 MPa。计算应力循环次数：小齿轮：N1 = =1.79109大齿轮：N2 = = 0.52108则接触疲劳寿命系数可通过相同文献对应表查得:KHN1 = 1.12、KHN2 = 1.25取失效概率为1%,安全系数S=1得:H1=KHN1Hlim1S=650MPa （4-26）H2=KHN2Hlim2S=488MPa （4-27）为保证精度与使用强度，取接触应力中较小的作为应力上限，即最后确定的接触疲劳许用应力，即H = H2 = 488 MPa由公式（4-9）得小齿轮分度圆直径： d1t32KHtT1du1uZHZEZH2=86.36mm（2）调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数KH 由机械设计1表10-2由负载与工况的类别查得使用系数KA = 1.0 根据v = 1.66 m/s、齿轮选用精度为8，可由该文献中的图10-8查得动载系数KV = 1.04 采用线性比例取值法查得在所选精度条件下KH= 1.09 采用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH= 1.1。由此，得到实际载荷系数：KH = KAKVKHKH （4-28）= 1.01.041.091.1 = 1.25 （3）可得按实际载荷系数算的分度圆直径d3=d1t3KHKHt=83.09mm （4-29）及相应的齿轮模数mn=d1Z1=2.97mm （4-30）选取合理模数标准值m = 3 mm4.3.3初步确定齿轮基本参数和主要尺寸选择齿轮类型：选用斜齿圆柱齿轮进行传动的传递，可以实现在平稳传动的同时，发出较小的噪声与较大的承载能力。精度等级选择8级即可。中心距为 a1=mz1+z22=186mm （4-31）计算分度圆直径： 由d=mz （4-32）d3=mz3=84mmd4=mz4=288mm计算齿宽： b=dd3 （4-33）取 b4=85mm b3=b4+（510）取 b3=90mm4.3.4验算轮齿的弯曲疲劳强度查阅机械设计1中图10-17外齿轮齿形系数分别查得外齿轮齿形系数：YF3=2.61，YF4=2.25，查图10-18查取应力修正系数：YS3=1.59，YS=1.79，Y=0.71弯曲应力计算公式为： F = （4-34）由图10-24查得弯曲疲劳极限应力为 Flim1=220Mpa，Flim2=170MPa由图10-14查得寿命系数为YN1=1，YN2=1由图10-15查得安全系数SF=1.25将以上带入公式（7-18）可得F3 =176MPaF1F4 =136MPaF24.3.5齿轮结构设计齿顶高： ha=ham=3mm （4-35）齿根高： hf=ha*+C*m=3.75mm （4-36）全齿高： h=ha+hf=6.75mm （4-37）顶隙： C=Cm=0.75mm （4-38）齿顶圆直径： da1=d1+2ha=90mm da2=d2+2ha=294mm齿根圆直径： df1=d1-2hf=76.50mm df2=d2-2hf=280.75mm4.4初算轴的直径及轴结构的初步设计4.4.1高速轴先初步估算轴的最小直径。按照查阅机械设计1所得数据，选择应用最为广泛的材料与热处理方式，且能满足本体各疲劳极限需求的材料与热处理方法，最后确定为选取轴的材料为45钢，调质处理，根据文献中的对应表格，按照C=120求得dmin=C3Pn=23.62mm。同时要注意因为在高速轴段上与V带轮相关联处有一键槽，故最小轴径应适度扩大，得dmin=23.35mm,再由这一轴的尺寸手册查标准尺寸，取dmin=24.3mm。初步设计总体结构如下图4-1所示：图4-1 高速轴整体结构设计4.4.2中间轴先初步估算轴的最小直径。按照查阅机械设计1所得数据，选择应用最为广泛的材料与热处理方式，且能满足本体各疲劳极限需求的材料与热处理方法，最后确定为选取轴的材料为45钢，调质处理，根据文献中的对应表格，按照C=120求得dmin=C3Pn=38.81mm。再查标准尺寸，取dmin=38.8mm。初步设计总体结构如下图4-2所示：图4-2 中间轴结构设计4.4.3低速轴先初步估算轴的最小直径。按照查阅文献所得数据，选择应用最为广泛的材料与热处理方式，且能满足本体各疲劳极限需求的材料与热处理方法，最后确定为选取轴的材料为45钢，调质处理，根据文献中的对应表格，对于轴径的计算按照C=110求得dmin=C3Pn=52.90mm。在该轴段与V带轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大3%5%，得dmin=54.3mm,再根据设计手册查标准尺寸，取dmin=54.5mm。初步设计总体结构如下图7-3所示：图4-3 低速轴结构设计对滚动轴承进行初次选择，由所需要满足的传动特征：载荷平稳，中载低速，初选6213（GB/T 276-1994）轴承，内径d= 65 mm 外径D= 120 mm厚度B= 23 mm C = 57200N C0=40000N 因轴承不受轴向力，计算得两轴承的当量动载荷为P1=R1=3211N P2=R2=5154N接着对轴承寿命进行校核，由于P1P2，故只需要对轴承2进行校核。轴承在100C下工作，查表得fT=1 fp=1，轴承预期寿命为Lh=12000h，轴承寿命足够。5 联轴器的选择由之前的计算得知：P0=4.57kwn0=nm=1440 r/min电动机轴输出转矩：T0=9550P0n0=95504.571440=30.3Nm （9-1）由机械设计1表14-1查得KA = 1.5.故得计算转矩为：Tca = KAT0 = 1.530.3 = 45.5Nm （9-2）对于低速轴与工作机之间的联轴器，由于低速轴转速低，转矩大，且在安装时工作机与减速器本身并不安装在统一固定底座上，故对轴线的偏移补偿要求较高，故对联轴器类型的选取要求承载能力大的刚性联轴器。按照转矩应满足的条件，查机械设计1，选用LX4型联轴器。从GB4323-2002中查得LT4联轴器许用转矩为T = 63 Nm，许用最大转速为n = 5700 r/min。Tca = 45.5 Nm T = 63 Nmn1 = 1440 r/min n = 5700 r/min联轴器满足要求，故可用。6 键连接的选择及计算6.1中间轴与其上大齿轮间键的设计与计算中间轴与其上大齿轮间键连接处初步选用A型普通平键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力p为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=20 mm，高度h=12 mm。该轴段长度l=70 mm，故根据标准，可得该键所受挤压应力为： p=4Tdh1=101MPa （6-1）该键满足强度条件，其设计是合理的。6.2低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算低速轴上大齿轮与中间轴连接处初步选用A型普通平键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力p为125150Mpa，取p=143MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=16 mm，高度h=10 mm。该轴段长度l=70 mm，故根据标准，可得该键所受挤压应力为： p=4Tdh1=143MPa （6-2） 故该键满足强度条件，其设计是合理的。7 轴的强度校核计算7.1 高速轴7.1.1相关力的计算支撑反力在水平面上为 R1H = = 941 N R2H = Q-Frl-R1H = -944 N （7-1）支撑反力在垂直面上为 R1v = = 739 N R2v = Frl-R1v =1908 N （7-2）支承1的总支承反力为： R1=R1H2+R1V2=1196N 支承2的总支承反力为： R2=R2H2+R2V2=2152N （7-3）弯矩计算：在水平面上为 MAH=R2HL3=-62100Nmm MBH=-Ql1=-66968Nmm （7-4）在垂直面上为 MAV=R2HL3=11980Nmm MBH=-Ql1=-66968Nmm （7-5）合成弯矩 MA=MAH2+MAV2=134477N MB=MBH2+MBV2=66968N （7-6）7.1.2画受力简图在进行受力分析时，自行规定正方向，定带轮的压轴力为垂直向下为正，轴转向一向右为顺时针，啮合点位于轴段示意图上方，对于一切均匀分布的力矩与转矩视作集中载荷，等效于作用在整体作用范围中点上的力。由此作出斜齿圆柱齿轮传动的受力分析图及各分力示意图如下，并依据此作出其弯矩图和扭矩图。图7-1 高速轴的受力分析7.1.3校核弯、扭合成强度对于所受当量弯矩最大的点要进行校核，这一点也就是危险截面。在上图中，齿轮的左截面为危险截面，这一特殊位置的数据如下由此可得，轴上该处所受弯曲应力为： （7-7）可以看出轴的强度满足设计要求，设计是合理的。7.2 中间轴7.2.1相关力的计算支撑反力在水平面上为 R1H = = -1568 N R2H = Q-Frl-R1H = -268 N （7-8）支撑反力在垂直面上为 R1v = = -5775 N R2v = Frl-R1v =-4565N （7-9）支承1的总支承反力为： R1=R1H2+R1V2=5985N支承2的总支承反力为： R2=R2H2+R2V2=4573N （7-10）弯矩计算：在水平面上为 MAH=R2HL3=-119973Nmm MBH=-Ql1=-16503Nmm （7-11）在垂直面上为 MAV=R2HL3=-441818Nmm MBH=-Ql1=-280732Nmm （7-12）合成弯矩 MA=MAH2+MAV2=457817N MB=MBH2+MBV2=281217N （7-13）7.2.2画受力简图在进行受力分析时，自行规定正方向，定带轮的压轴力为垂直向下为正，轴转向一向右为顺时针，啮合点位于轴段示意图上方，对于一切均匀分布的力矩与转矩视作集中载荷，等效于作用在整体作用范围中点上的力。由此作出斜齿圆柱齿轮传动的受力分析图及各分力示意图如下，并依据此作出其弯矩图和扭矩图。图7-2中间轴的受力分析7.2.3校核弯、扭合成强度对于所受当量弯矩最大的点要进行校核，这一点也就是危险截面。在上图中，齿轮3的右截面为危险截面，这一特殊位置的数据如下轴上该处所受弯曲应力为：又因为齿轮2所在截面的左截面轴颈较小且开有一个键槽，并且该处当量弯矩比较大，故也属于危险截面。此处数据如下表7-3 低速轴计算参数轴颈d=43 mm键槽宽度b=12 mm键槽深度t=5.0 mm所以其抗弯模量为 由此可计算该截面在轴上所受弯曲应力为可以看出轴的强度满足设计要求，设计是合理的。7.3 低速轴7.3.1相关力的计算支撑反力在水平面上为 R1H = = 1843 N R2H = Q-Frl-R1H = -957 N （7-14）支撑反力在垂直面上为 R1v = = 2629 N R2v = Frl-R1v = 5064N （7-15）支承1的总支承反力为： R1=R1H2+R1V2=3211N支承2的总支承反力为： R2=R2H2+R2V2=5154N （7-16）弯矩计算：在水平面上为 MAH=R2HL3=137315Nmm （7-17）在垂直面上为 MAV=R2HL1=11980Nmm （7-18）合成弯矩 MA=MAH2+MAV2=134477N （7-19）7.3.2画受力简图在进行受力分析时，自行规定正方向，定带轮的压轴力为垂直向下为正，轴转向一向右为顺时针，啮合点位于轴段示意图上方，对于一切均匀分布的力矩与转矩视作集中载荷，等效于作用在整体作用范围中点上的力。由此作出斜齿圆柱齿轮传动的受力分析图及各分力示意图如下，并依据此作出其弯矩图和扭矩图。图7-3低速轴的受力分析7.3.3校核弯、扭合成强度对于所受当量弯矩最大的点要进行校核，这一点也就是危险截面。在上图中，齿轮4的右截面为危险截面，且此轴段开有两个键槽，此处数据如下所以其抗弯模量为从而可求得轴上该处所受弯曲应力为可以看出轴的强度满足设计要求，设计是合理的。8 滚动轴承寿命的校核计算8.1高速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核轴承的支撑受力如图8-1所示，由轴的受力易知：图8-1 高速轴上轴承支撑受力 （8-1） 对于30207型轴承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生轴向力为： （8-2） 两轴承为正装，且S1S2+Fa ，则： 因为在平稳状态下运行，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有： （8-3）故有： （8-4） 又，对于轴承2，有： （8-5）故有：因，所以按照较大的数据计算轴承1的寿命即可。已知轴承1的基本额定负荷Cr=54.2kN，温度系数取为ft=1，滚子轴承的寿命指数=10/3，则高速轴上轴承寿命为所以可以看出，在高速轴使用30207型号的圆锥滚子轴承满足要求。8.2中间轴上圆锥滚子轴承的寿命校核轴承的支撑受力如图8-2所示，由轴的受力易知：图8-2中间轴上轴承支撑受力 （8-6） 对于30208型轴承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生轴向力为： （8-7） 两轴承为正装，且S1S2+Fa ，故有： 因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有： （8-8）故有： （8-9） 又，对于轴承2，有： （8-10）故有： 因，故按轴承1计算其寿命。其基本额定负荷Cr=63.0kN，温度系数取为ft=1，滚子轴承的寿命指数=10/3，则中间轴上轴承寿命为故，中间轴上所选的30208型圆锥滚子轴承是合用的。8.3低速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核轴承的支撑受力如图8-3所示，由轴的受力易知：图8-3低速轴上轴承支撑受力 （8-11） 对于30213型轴承，查得：e=0.4，Y=1.5，由此可求得其派生轴向力为： （8-12） 两轴承为正装，且S2S1+Fa ，故有： 因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有： （8-13）故有： （8-14） 又，对于轴承2，有： （8-15）故有： 因，故按轴承2计算其寿命。其基本额定负荷Cr=120kN，温度系数取为