机械设计二级圆锥圆柱齿轮减速器

目录第1部分 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第2部分 传动装置总体设计方案32.1传动方案32.2该方案的优缺点3第3部分 选择电动机43.1电动机类型的选择43.2确定传动装置的效率43.3选择电动机容量43.4确定传动装置的总传动比和分配传动比5第4部分 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64.4低速轴的参数64.5工作机的参数7第5部分 减速器高速级齿轮传动设计计算75.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数75.2按齿根弯曲疲劳强度设计75.3确定传动尺寸95.4计算锥齿轮传动其它几何参数105.5齿轮参数和几何尺寸总结11第6部分 减速器低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166.6齿轮参数和几何尺寸总结17第7部分 轴的设计177.1高速轴设计计算177.2中间轴设计计算227.3低速轴设计计算27第8部分 滚动轴承寿命校核328.1高速轴上的轴承校核328.2中间轴上的轴承校核338.3低速轴上的轴承校核34第9部分 键联接设计计算359.1高速轴与联轴器键连接校核359.2高速轴与小锥齿轮键连接校核369.3中间轴与大锥齿轮键连接校核369.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核369.5低速轴与联轴器键连接校核36第10部分 联轴器的选择3710.1高速轴上联轴器3710.2低速轴上联轴器37第11部分 减速器的密封与润滑3811.1减速器的密封3811.2齿轮的润滑3811.3轴承的润滑38第12部分 减速器附件3812.1油面指示器3812.2通气器3912.3放油孔及放油螺塞3912.4窥视孔和视孔盖4012.5定位销4012.6启盖螺钉4012.7螺栓及螺钉40第13部分 减速器箱体主要结构尺寸40第14部分 设计小结41第15部分 参考文献41第1部分 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=2200N，速度v=1.1m/s，直径D=240mm，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：20年，每年工作天数：365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2部分 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2该方案的优缺点 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3部分 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=0.98 闭式圆柱齿轮的效率：4=0.96 闭式圆锥齿轮的效率：3=0.95 工作机的效率：w=0.96a=122443w=0.7913.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=22001.11000=2.42kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.420.791=3.06kW 工作转速：nw=601000VD=6010001.1240=87.58rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：616，因此理论传动比范围为：616。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(616)87.58=525-1401r/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=96087.58=10.961 （2）分配传动装置传动比 锥齿轮（高速级）传动比i1=0.25i=2.74 则低速级的传动比为i2=4 减速器总传动比ib=i1i2=10.96第4部分 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=3.06kWn0=nm=960rpmT0=P0n0=3.06960=30440.62Nmm4.2高速轴的参数P=P01=3.060.99=3.03kWn=n0=960rpmT=Pn=3.03960=30142.19Nmm4.3中间轴的参数P=P23=3.030.980.95=2.82kWn=ni1=9602.74=350.36rpmT=Pn=2.82350.36=76866.65Nmm4.4低速轴的参数P=P24=2.820.980.96=2.65kWn=ni2=350.364=87.59rpmT=Pn=2.6587.59=.38Nmm4.5工作机的参数P=P122w=2.650.990.980.980.96=2.42kWn=n=87.59rpmT=Pn=2.4287.59=.32Nmm 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9603.0630440.62高速轴9603.0330142.19中间轴350.362.8276866.65低速轴87.592.65.38工作机87.592.42.32第5部分 减速器高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，选用直齿圆锥齿轮传动，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（表面淬火），齿面硬度4855HRC，大齿轮40Cr（表面淬火），齿面硬度4855HRC （4）选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1i=302.74=83。 实际传动比i=2.7675.2按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式试算齿轮模数，即mt3KFtTR1-0.5R2z12u2+1YFaYSaF 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数KFt=1.3 计算YFaYSa/F 计算由分锥角1=arctan1u=arctan12.74=20.05022=90-20.0502=69.9498 计算当量齿数zv1=z1cos1=30cos20.0502=31.93zv2=z2cos2=83cos69.9498=241.68 由图查得齿形系数YFa1=2.493，YFa2=2.112 由图查得应力修正系数YSa1=1.635，YSa2=1.88 由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=620MPa、Flim2=620MPa 由图查取弯曲疲劳系数： KFN1=0.878，KFN2=0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.8786201.4=389MPaF2=KFN2Flim2S=0.886201.4=390MPaYFa1YSa1F1=0.01048YFa2YSa2F2=0.01018 两者取较大值，所以YFaYSaF=0.0105 2）试算齿轮模数mt3KFtTR1-0.5R2z12u2+1YFaYSaF=0.924mm （2）调整齿轮模数 1）圆周速度 d1=mz1=0.92430=26.94mm dm1=d11-0.5R=26.941-0.50.3=22.9mmvm=dm1n601000=22.9960601000=1.15 2）齿宽bb=Rd1u2+12=0.326.942.742+12=11.787mm 3）齿高h及齿宽比b/hh=2han*+cn*mt=2.021mmbh=11.7872.021=5.83 3）计算实际载荷系数KF 查图得动载系数KV=1.073 取齿间载荷分配系数：KF=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.274 查表得齿向载荷分布系数：KF=1.054 由式实际载荷系数为 KF=KAKVKFKF=1.251.07311.054=1.414 4）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=0.92431.4141.3=0.924mm，取m=2.5mm。5.3确定传动尺寸 （1）实际传动比u=z2z1=8330=2.767mm （2）大端分度圆直径d1=z1m=302.5=75mmd2=z2m=832.5=207.5mm （3）齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=751-0.50.3=63.75mmdm2=d21-0.5R=207.51-0.50.3=176.375mm （4）锥顶距为R=d12u2+1=7522.7672+1=110.33mm （5）齿宽为b=RR=0.3110.33=33.099mm 取b=33mm 计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa 计算应力循环次数NL1=60njLh=609601836520=3.364109NL2=NL1u=3.3641092.74=1.228109 由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.961，KHN2=0.996 取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=KHN1Hlim1S=0.96111001=1057MPaH2=KHN2Hlim2S=0.99611001=1096MPaH=4KHTR1-0.5R2d13uZHZE=976.77MPaH=1057MPa 故接触强度足够。5.4计算锥齿轮传动其它几何参数 （1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 ha=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.5mm s=m2=3.927mm （2）分锥角（由前面计算） 1=19.872mm 2=70.128mm （2）计算齿顶圆直径 da1=d1+2hacos1=79.7mm da2=d2+2hacos2=209.2mm （3）计算齿根圆直径 df1=d1-2hfcos1=69.36mm df2=d2-2hfcos2=205.46mm 注：han*=1.0，cn*=0.2 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=11752 （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=13327 （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=211012 a2=2+a2=712533 （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=181852 f2=2-f2=6834135.5齿轮参数和几何尺寸总结代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数mm2.52.5齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.20.2齿数z3083齿顶高hamha*2.52.5齿根高hfm(ha*+c*)33分度圆直径dd75207.5齿顶圆直径dad+2ha79.7209.2齿根圆直径dfd-2hf69.36205.46分锥角19521970740齿顶角aatan(ha/R)1175211752齿根角fatan(hf/R)1332713327第6部分 减速器低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=15。 （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），齿面硬度217286HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度197286HBS （4）选小齿轮齿数Z1=29，则大齿轮齿数Z2=Z1i=294=117。 实际传动比i=4.0346.2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+1uZHZEZZH2 1）确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3 小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551062.82350.36=76866.65Nmm 查表选取齿宽系数d=1 由图查取区域系数ZH=2.45 查表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Zt=arctantanncos=arctantan20cos15=20.647at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos29cos20.64729+21cos15=28.678at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos117cos20.+21cos15=22.99=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=29tan28.678-tan20.647+117tan22.99-tan20.6472=1.669=dz1tan=129tan15=2.473 取=1Z=4-31-+=4-1.66931-1+11.669=0.774 由公式可得螺旋角系数Z。Z=cos=cos15=0.983 计算接触疲劳许用应力H 由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=60350.361836520=1.228109NL2=NL1u=1.2281094=3.069108 由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.996，KHN2=1.116 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9966001=597.6MPaH2=KHN2Hlim2S=1.1165501=613.8MPa 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=597.6MPa 2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.376866.6514+142.45189.80.7740.62=44.406mm （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=44.406350.36601000=0.814 齿宽bb=dd1t=144.406=44.406mm 2）计算实际载荷系数KH 查表得使用系数KA=1.25 查图得动载系数Kv=1.066 齿轮的圆周力。Ft=2Td1=276866.6544.406=3462NKAFtb=1.25.406=97Nmm100Nmm 查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.418 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=1.251.0661.41.418=2.645 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=44.40632.6451.3=56.269mm 4）确定模数mn=d1cosz1=56.269cos1529=1.874mm，取mn=2mm。6.3确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2mn2cos=151.15mm，圆整为151mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=14.7931 =144735 （3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=59.988mmd2=z2mncos=242.022mm （4）计算齿宽 b=dd1=59.99mm 取B1=65mm B2=60mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1） K、T、mn和d1同前 齿宽b=b2=60 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=29cos314.7931=32.086 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=117cos314.7931=129.45 查表得：YFa1=2.489，YFa2=2.156YSa1=1.636，YSa2=1.814 查图得重合度系数Y=0.673 查图得螺旋角系数Y=0.875 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 由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.88，KFN2=0.917 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.885001.4=314.29MPaF2=KFN2Flim2S=0.9173801.4=248.9MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=89.231 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=85.7 MPa F2F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=85.7MPaF2=248.9MPa 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。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=63.99mm da2=d2+2ha=246.02mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=54.99mm df2=d2-2hf=237.02mm 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144735右144735齿数z29117齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d59.988242.022齿顶圆直径da63.99246.02齿根圆直径df54.99237.02齿宽B6560中心距a151151第7部分 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=3.03kW；轴所传递的转矩T=30142.19Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45调质，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=11233.03960=16.43mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0516.43=17.25mm 查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30 4.确定各轴段的直径和长度。 (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，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则:Tca=KAT=39.18Nmm 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30mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。选用普通平键，A型键，bh = 87mm(GB T 1096-2003)，键长L=63mm。 (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，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 35 mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30208，其尺寸为dDT = 408019mm，故d34 = d56 = 40 mm。由手册上查得30208型轴承的定位轴肩高度h =17.5mm，则d45=35mm。 (3)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，则l23=t+e+12+K=2+12+12+24=50 mm (4)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10mm。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=10mm，小齿轮轮毂宽度L=42mm，则l34=T=19 mml56=B-2=16 mml67=+1+L+1=10+10+42+1= 63 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径303540454035长度805019811663 5.轴的受力分析 第一段轴中点到轴承中点距离l1=99.5mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=99mm，齿轮受力中点到轴承中点距离l3=55.5mm 计算支承反力 在水平平面上为FNH1=Fr1l3-Fa1dm12l2=94655.5-11763.75299=143.97NFNH2=Fr1+R1H=324+143.97=467.97N 在垂直平面上为FNV1=Ft1l3l2=94655.599=530.33NFNV2=Ft1+FNV1=946+530.33=1476.33N 轴承1的总支承反力为FN1=FNH12+FNV12=143.972+530.332=549.52N 轴承2的总支承反力为FN2=FNH22+FNV22=467.972+1476.332=1548.72N (1)计算弯矩 在水平面上，a-a剖面为MaH=-FNH1l2=-143.9799Nmm=-14253.03Nmm b-b剖面左侧为MbH=Fa1dm12=11763.752=3729.38N 在垂直平面上为MaV=FNV1l2=530.3399Nmm=52502.67NmmMbV=0Nmm 合成弯矩 a-a剖面为Ma=MaH2+MaV2=-14253.032+52502.672=54402.93Nmm b-b剖面左侧为Mb=MbH2+MbV2=3729.382+02=3729.38Nmm (2)转矩 T1=30142.19Nmm 6.校核轴的强度 因a-a弯矩大，且作用有转矩，故a-a为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=8941.64mm3 抗扭截面系数为WT=d316=17883.28mm3 最大弯曲应力为=MW=6.08MPa 剪切应力为=TWT=1.69MPa 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=6.41MPa 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=350.36r/min；功率P=2.82kW；轴所传递的转矩T=76866.65Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr调质，许用弯曲应力为=70MPa 3.按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。dA03Pn=11532.82350.36=23.05mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=40mm 4.确定轴的直径和长度 (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，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin = 23.05 mm，由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承30208，其尺寸为dDT = 408019mm，故d12 = d56 = 40 mm。 (2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 47 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用定距环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2 = 40 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 38 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 47 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 57 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 25 mm。 (3)左端滚动轴承采用定距环进行轴向定位。 (4)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。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3= 65mm，则l23 =b3 65 mm，d23=d3=59.988mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2=40mm，为了使定距环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=38mm，d45=47mm。 (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 = 5 mm，则l12=T+1+2=19+5+10+2= 34 mml56=T+1=19+5+10= 36 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径4063.99574740长度346524.638.436 5.轴的受力分析 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=276866.6559.988=2562.734N 低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3tancos=2562.734tan20cos14.7931=964.205N 低速级小齿轮所受的轴向力Fa3=Ft3tan=2562.734tan14.7931=677N 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=57.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=76.3mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=46.2mm 计算支承反力 在水平面上为FNH1=Fr3l2+l3-Fr2l3+Fa2dm22+Fa3d32l1+l2+l3=964.20576.3+46.2-10846.2+298176.3752+67759.5+76.3+46.2=887.29NFNH2=Fr3-FNH1-Fr2=964.205-887.29-108=-31.08N 式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为FNV1=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+ l2+ l3=2562.734 76.3 +46.2+ 87246.257.5+76.3+46.2=1967.9NFNV2=Ft3+Ft2-FNV1=2562.734+872-1967.9=1466.83N 轴承1的总支承反力为FN1=FNH12+FNV12=887.292+1967.92=2158.68N 轴承2的总支承反力为FN2=FNH22+FNV22=-31.082+1466.832=1467.16N (1)计算弯矩 在水平面上，a-a剖面左侧为MaH=-FNH1l1=-887.2957.5Nmm=-51019.18Nmm a-a剖面右侧为MaH=MaH+Fa3d32=-51019.18Nmm+67759.9882Nmm=-30713.24Nmm b-b剖面右侧为MbH=-FNH2 l3=-31.0846.2Nmm=1435.9NmmMbH=MbH-Fa2dm22=1435.9Nmm-298176.3752Nmm=1435.9Nmm 在垂直平面上为MaV=FNV1l1=1967.957.5Nmm=.25NmmMbV=FNV2l3=1466.8346.2Nmm=67767.55NmmNmm 合成弯矩，a-a剖面左侧为Ma=MaH2+MaV2=-51019.182+.252=.3Nmm a-a剖面右侧为Ma=MaH2+MaV2=-30713.242+.252=.4Nmm b-b剖面左侧为Mb=MbH2+MbV2=-24843.982+67767.552=72178Nmm b-b剖面右侧为Mb=MbH2+MbV2=1435.92+67767.552=67782.76Nmm (2)转矩 T2=76866.65Nmm 6.校核轴的强度 因a-a左侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a左侧为危险剖面 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=6.83MPa 剪切应力为=TWT=2.11MPa 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=7.28MPa 查表得40Cr调质处理，抗拉强度极限B=735MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，ca-1b，所以强度满足要求。7.3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=87.59r/min；功率P=2.65kW；轴所传递的转矩T=.38Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45调质，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=11232.6587.59=34.9mm 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+0.0734.9=37.34mm 查表可知标准轴孔直径为38mm故取dmin=38 4.确定轴的直径和长度 (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=375.61Nmm 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=63mm。 (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，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 43 mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30209，其尺寸为dDT = 458520mm，故d34 = d78 = 45 mm。l34=T=20mm。 轴承采用轴肩定位，由手册上查得30209型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = 50 mm (3)取安装齿轮处的轴段的直径d67 = 47 mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4 = 60 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l67 = 58 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d67 = 47 mm，故取h = 6 mm，则轴环处的直径d56 = 60 mm，取l56=12mm。 (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=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-T-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 20 -5 = 64 mm (5)5）取低速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm， 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 = 5 mm，则l78= T+2+2=20+5+12.5+2= 39.5 mml45=b3+3+2.5=65+3+2.5=70.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径38434550604745长度80642070.5125839.5 5.轴的受力分析 低速级大齿轮所受的圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）Ft4=2Td4=2.38242.022=2387.646N 低速级大齿轮所受的径向力Fr4=Ft4tancos=2387.646tan20cos14.7931=898.33N 低速级大齿轮所受的轴向力Fa4=Ft4tan=2387.646tan14.7931=631N 齿轮中点到轴承压力中心距离l1=59mm，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=122mm，第一段中点到轴承压力中心距离l3=114.5mm 计算支承反力 在水平面上为FNH1=Fr4l2-Fa4d42l1+l2=898.33122-631242.+122=183.64NFNH2=Fr4-FNH1=898.33-183.64=714.69N 式中负号表示该力方向与图中所画的方向相反 在垂直平面上为FNV1=Fr4l2l1+ l2=898.3312259+122=1609.35NFNV2=Ft4-FNV1=2387.646-1609.35=778.296N 轴承1的总支承反力为FN1=FNH12+FNV12=183.642+1609.352=1619.79N 轴承2的总支承反力为FN2=FNH22+FNV22=714.692+778.2962=1056.66N (1)计算弯矩 在水平面上，a-a剖面左侧为MaH=FNH1l1=183.6459Nmm=10834.76Nmm a-a剖面右侧为MaH=FNH2l2=1056.66122Nmm=87192.18Nmm 在垂直平面上为MaV=FNV1l1=1609.3559Nmm=94951.65Nmm 合成弯矩，a-a剖面左侧为Ma=MaH2+MaV2=10834.762+94951.652Nmm=95567.82Nmm a-a剖面右侧为Ma=MaH2+MaV2=87192.182+94951.652Nmm=.95Nmm (2)转矩 T3=.38Nmm 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=21195mm3 抗扭截面系数为WT=d316=42390mm3 最大弯曲应力为=MW=6.08MPa 剪切应力为=TWT=6.82MPa 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=10.2MPa 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，cae，Pr=0.4Fr+YFa 轴