双级圆柱齿轮减速器 课程设计

计算与说明 I I选择电动机的类型和结构选择电动机的类型和结构 1 1选择电动机的类型选择电动机的类型 因为装置的载荷平稳，单向连续长期工作，因此可选用 Y 型闭式笼型 三相异步电动机，电压为 380V。该电机工作可靠，维护容易，价格低 廉， 、配调速装置，可提高起动性能。 2 2确定电动机功率确定电动机功率 主要结果 一、设计方案分析一、设计方案分析 （1）根据带式运输机工作类型，选取工作机效率为 w =0.96 7002.5FV 工作机所需功率P=1.823kw W 1000 W 10000.96 w =0.96 P W =1.823kw （2）查机参考文献1表 10-2 可以确定各部分效率： 联轴器效率：联=0.98； 滚动轴承传动效率：滚=0.99； 闭式直齿圆柱齿轮传动效率： 查参考文献2表 16-2，选取齿轮精度等级为 8 级，传动效率齿不低 于 0.97（包括轴承不低于 0.965） 故取齿=0.97； 滚筒传动效率： 一般选取筒=0.99； V 带传动效率： 查参考文献2表 3 确定选用普通 V 带传动，一般选取带=0.96； 由上数据可得传动装置总效率： 联 滚 =0.98 =0.99 齿 =0.97 筒 =0.99 =0.96 =0.8766 带 总 齿筒带 =0.98 0.993 0.97 0.99 0.96 =0.8766 = 3 联 滚 总 （3）电动机所需功率： pd = p w a = 1.823kw =2.08kw 0.8766 pd pcd ： =2.08kw （4）确定电动机的额定功率 因为载荷平稳，连续运转，电动机额定功率 pcd 略大于 pd 1 计算与说明 查参考文献1表 19-1，Y 系列三相异步电动机的技术参数，选电动机 额定功率为 主要结果 pcd =2.2kw。 pcd =2.2kw 3 3确定电动机转速确定电动机转速 （1）滚筒轴工作转速 601000v6010002.5 =r/min=159r/min D3.14300 （2）传动比 n 筒 = n 筒 =159r/min 齿轮 查参考文献1表 2-2，给定的传动比范围， i 直齿 4， i 斜齿 6。 可以确定圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围是 i 直齿 =35 或 i 斜齿 带 =57。但查参考文献2表 18-1，推荐传动比i810，选用速 =35。度较低失望直齿圆柱齿轮，故可选 i齿 = i 直齿 V 带传动比范围是 24； 总传动比范围 i 总 =620。 （3）电动机转速范围 i 总 =620 n 电动 =（620）159r/min=（9543180）r/min n 电动 r/min 查参考文献1表 19-1，符合这一范围的同步转速有： 1000 r/min；1500 r/min；3000 r/min。 =（9543180） 4 4 初定方案初定方案 根据容量和转速，查参考文献1表 19-1，初步确定 3 种方案如表 2 表 23 种初选方案比较 方案电动机 型号 额定 功率 /kw 6 极 4 极 2 极 满载 转速 /(r/ min) 940 1430 2840 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 参考价格 1 元 Y112M-6 Y100L1- 4 Y90L-2 2.2 2.2 2.2 2.0 2.2 2.3 2.2 2.3 2.2 45 32 25 2 计算与说明主要结果 5 5 确定电动机型号确定电动机型号 因为对于额定功率相同的类型电动机，选用转速较高，则极对数少， 尺寸和重量小，价格也低，但传动装置传动比大，从而使传动装置结 构尺寸增大，成本提高；选用低速电动机则正好相反。因此，综合考 方案 虑高、 低速的优缺点， 采用方案， 即选定电动机型号为： Y100L1-4， 电动机型号 其主要性能是：额定功率：2.2kw Y100L1-4 满载转速：1430r/min。 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1 1 总传动比总传动比 = n 电动 / n 筒 = n 满载 / n 筒 =1430/159=8.994 68.99420，合适。 i 总 i 总 =8.994 2 2 分配各级传动比分配各级传动比 （1）根据参考文献1表 2-2，选取齿轮传动比为： i齿 =4，单级直齿 圆柱齿轮减速器i=35，合理。 i齿 =4 （2）因为 i 总 = i齿 i 带 ，所以 i 带 = i 总 / i齿 =8.994/4=2.25。 i 带 =2.25 二、各轴的转速、功率和转速二、各轴的转速、功率和转速 1 1 各轴的转速可以根据电动机满载转速和各相邻轴间传动各轴的转速可以根据电动机满载转速和各相邻轴间传动 比进行计算。比进行计算。 电动机轴： n 电动 = n 满载 =1430 r/min 轴： n = n 电动 / i 带 =（1430/2.25）r/min =635.56 r/min 轴： n = n / i齿 =(635.56/4) r/min=158.89 r/min 轴： n = n =158.89 r/min 验算带速:v 工作带 d 筒 n /601000 2.495 -5%v5% ，合适。 n n =158.89 =158.89 =158.89 r/min r/min n 误差:v (2.52.495)/2.5100%=0.2% r/min 2 2 计算各轴的功率计算各轴的功率 电动机轴：p d p w / 总 1.823/ 0.8766kw 2.08kw 轴：p p d 带 2.080.96kw1.9968kw 轴：p p 滚 齿 1.99680.990.97 1.918kw 轴：p p 联 齿 1.9180.980.97 1.823kw p d 2.08kw p 1.9968kw p 1.918kw p 1.823kw 3 计算与说明主要结果 3 3 计算各轴的输入转矩计算各轴的输入转矩 电动机轴： T d 9550p d /n 电动 95502.08/1430 Nm 13.891Nm 轴： T d 13.891Nm T 9550p /n 95501.9968/ 635.56Nm 30.00Nm 轴： T 9550p /n 95501.918/158.89 Nm 115.28Nm 轴： T 9550p /n 95501.823/158.89Nm 106.586Nm T 30.00Nm T 115.28Nm T 106.586Nm 4 4 将以上结果记入表将以上结果记入表 3 3 表 3运动和动力参数 I 轴II 轴III 轴 转速（r/min）635.56158.89158.89 输入功率 P （kw）1.99681.9181.823 输入扭矩 T 30.00115.28106.586 （Nm） 传动比（i）41 效率（）0.960.95 三：传动零件设计计算三：传动零件设计计算 1 1 皮带轮传动的设计计算（外传动）皮带轮传动的设计计算（外传动） （1）选择普通 V 带 因为每天 24 h 16 h，且选用带式输送机，所以查参考文献2表 8-11， 选取工作系数k A 1.3所以p ca k A P d 1.32.08 2.704kw。 （2）选择 V 带类型 根据p ca ，n ，查参考文献2图 8-11，选用 A 型 V 带 （3）确定带轮基准直径d d ，并验算带速 初选小带轮基准直径d d1 查参考文献2表 8-6 和表 8-8，取小带轮直径d d1 =100mm 验算带速v 带 k A 1.3 p ca 2.704kw A 型 V 带 d d1=100mm v 小带轮 d d2 n 2 /601000 7.45m/s，查参考文献2表 8-9 知道v 带 范 围是 6.510，故带速合适。 计算大带轮基准直径 v 小带轮 7.45m/s 4 d d2 i 带dd1 2.25100mm 225， 查 参 考 文 献 2 表 8-8 ， 圆 整 为 d d2 =224mm 验算弹性功率 d d2 =224mm (v 小带轮 v 大带轮 )/ v 小带轮 0.4%，很小，满足要求。 验算转速误差 0.4% i 带实 d d2 /d d1 (1) 224/100(10.004) 2.25 从动轮实际转速n 2 n 1 /i 带实 635.56 r/min 转速误差n 2 (635.56635.56)635.56 0%，对于带式输送装置，转 速误差在5%范围内，故合适。 （4）初选中心距 根据0.7(d 1 d d2 ) a 0 2(d 1 d d2 ) 11 n 2 0% 得0.7(100224) a 0 2(100224)，初定a 0 =500mm。 （5） 初选基准长度L d 由公式计算带所需基准长度 a 0 =500mm L d 2a 0 /2(d d1 d d2 )(d d2 d d1 )2/4a 0 1516.368mm 查参考文献2表 8-2 的带的基准长度L d =1600mm。 (6)计算实际中心距 a L d 1600mm a 541.816mma a 0 (L d L 0 )/2 500(16001516.368)/2 541.816mm 由于a min a0.015L d 541.8160.0151600 517.816mma min 517.816mm a max 589.816mma max a0.03L d 541.8160.031600 589.816mm 所以实际中心距的变化范围是 517.816mm589.816mm. （7）验算小带轮包角 1 ，合适。 1 180。 （d d -d d ）57.3。/a 166.886。120。 21 1 166.886。 （8）计算单根 V 带额定功率p r 本额定功率p 0 1.30kw；根据n 1 1430r /min; i 带 2.25和A型带，查参考文献2表 8-4b得p。 0.17kw； 查参考文献2表 8-5 得包角修正系数k 0.968； 查参考文献2表 8-2 得长度系数k L 0.99 所以：p r (p 0 p 0 )kk L 1.409kw （9）计算 V 带根数 z 由d d1 100mm,n 1 1430r /min查参考文献2表8-4a得普通V带的基 k 0.968 k L 0.99 p r 1.409kw z=2 根 z p ca / p r 2.704/1.409 1.919,圆整取 2 根。 （10）计算轴上压力 确定单根 V 带的出拉力的最小值(F 0 ) min 5 计算与说明 查参考文献2表 8-3 得 A 型带单位长度质量 q=0.1kg/m,所以有： 主要结果 (F 0 ) min =148.626 N(F 0 ) min =500(2.5k )p ca /k zvqv2148.626N 应使实际初拉力F 0 (F 0 ) min 计算轴上压力 压轴力最小值：(F p ) min 2z(F 0 )sin （11）计算结果 查参考文献3，选用 2 根A1600GB /T11544 1997V 带 1 2 590.615N (F p ) min 590.615N 2 2 齿轮传动的设计计算（内传动）齿轮传动的设计计算（内传动） （1）选择齿轮类型，材料及精度等级 根据传动方案及设计要求可初选为直齿圆柱齿轮 根据参考文献3表 6-19 因为载荷小，且要求v 圆周速度 5ms1，所以 可以选用 8 级精度。 查参考文献1表 10-1 选小齿轮材料为 40C （调质） ， 齿面硬度为 241 286HBS，取 270HBS。 大齿轮选用 45 钢（调质） ，齿面硬度为 217 255HBS，取 230HBS。 根据参考文献2P192 的要求，大，小齿轮均属软齿面，二者硬度差为 30 50HBS， （此处相 40HBS） 。 齿面粗糙度 查参考文献4表 5-6，得R a 3.2 6.3m 确定齿数 取小齿轮齿数为z 1 =25，传动比为i齿 4， 则大齿轮齿数为z 2 =i 齿 z 1 425100 （2）按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式参考文献2进行试算， R a 3.2 6.3m z 1 =25 z 2 =100 Kt=1.2 即 d 1t 2.32 3RT 1 (u 1)z E 2 d u H 2 1确定公式内各计算数值 试选载荷系数 Kt=1.2 计算小齿轮传递转矩 T 1 95.510 Pmm 3.010 Nmm t /n 1 95.510 1.9968/ 635.56N 查参考文献2表 10-7 选取齿宽系数 d =1 查参考文献2表 10-6 的材料弹性影响系数Z E =189.8MPa 1 2 554 T 1 3.0104Nmm d =1 6 Z E =189.8MPa 1 2 计算与说明 查参考文献2图 10-21d，按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 主要结果 Hlim1570 MPa 同理，小齿轮接触疲劳强度极限Hlim2 查参考文献2计算应力循环次数 小齿轮：N 1 60n 1 jL h 60635.561(3836510) 3.341109 大齿轮：N 2 =N 1 / i 齿 =3.341/4=0.835109 查参考文献2图 10-19，选取接触疲劳系数 530 MPa Hlim1570 MPa Hlim2 530 MPa N 1 =3.341109 N 2 =0.835109 k HN1 0.95 k HN2 1.15k HN1 0.95;k HN2 1.15 计算接触疲劳许用应力 齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求，选安全系数 S=1，失效概率 安全系数 S=1 失效概率为 1% 为 1%。 查参考文献2得 H1541.5MPa H1 KH1 Flim1 /S 0.95570/1 541.5MPa H2 K H1 Flim2 /S 1.15530/1 609.5MPa H 2 609.5MPa 2计算 试算小齿轮分度圆直径d 1t ，代入 H 中较小的值 H1 即 d 1t 2.32 3 3RT 1 (u 1)z E 2 d u H 2 2.32 1.23104(41)(u1)189.8 2 mm40.468mm 214541.5 d 1t 40.468mm 注：齿数比 u 与传动比 i 相等 计算圆周速度 v v d 1t n 1 /601000 1.346m/s 5m/s， 满足第（1）中v 圆周速度 5ms1的要求。 计算齿宽 b b v 1.346m/s b 40.468mm b d d t1 140.468mm 40.468mm 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 mt=d 1t / z 40.468/ 25 1.619mm 齿顶高 ha=mt=1.619mm 齿根高 hf=1.25mt=1.251.619=2.024mm 齿全高 h=ha+hf=2.25mt=3.643mm 7 齿宽与齿高之比 b/h=40.468/3.643=11.108 计算载荷系数 根据v 1.346m/s，8 级精度，查参考文献2图 10-8 得动载系数 Kv=1.09; 查参考文献2表 10-3 得直齿轮齿间载荷分配系数K H K F 1 查参考文献2表 10-2 得使用系数K A 1； 接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K H 1.343; 查参考文献2图 10-13，根据 b/h=11.108，K H 算的齿向载荷分布系数K F 1.295 b/h=11.108 Kv=1.09 K H K F 1 K A 1 查参考文献2表 10-4， 用插值法查 8 级精度小齿轮相对支承对称不知， K H 1.343 1.343得弯曲强度计 K F 1.295 K=1.464 载荷系数 K=K A KvK H K H 11.0911.343=1.464 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，查参考文献2得 331.464K 40.468 43.241mm K t 1.2 t d 1 d 1t d 1 43.241mm 计算模数 m d 1 / z 1 43.241/ 25mm 1.73mm (3)按齿根弯曲强度设计 查参考文献2得弯曲强度的设计公式为： 3 m 2KTY 1FaYSa d z 1 2 F 确定公式内的各计算值 查参考文献2图 10-20c 得小齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1 480MPa； 大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2 360MPa。 查参考文献2图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数K FN1 0.9;K FN2 0.95 计算弯曲疲劳许用应力 按一般可靠度选取弯曲疲劳安全系数 S=1.3 查参考文献2得： FE1 480MPa FE2 360MPa K FN1 0.9 K FN2 0.95 S=1.3 F 1 K FN2FE2 /S 0.95360/1.3MPa 263.077MPa 计算载荷系数 K K=K A KvK F K F 11.0911.295=1.412 查参考文献2表 10-5,取齿型系数Y Fa1 2.62;Y Fa2 数Y Sa1 1.59,Y Sa1 1.79. F 1 MPa 263.077 K=1.412 2.18;应力校正系 8 计算与说明 计算大，小齿轮的Y Fa Y Sa / F 并加以比较 主要结果 Y Fa1 Y Sa1 / F 1 =2.621.59/332.308=0.01254; Y Fa2 Y Sa2 / F 2 =2.181.79/263.077=0.01483. 大齿轮数值大，取大值。 设计计算 3 3 2KTY 21.4123104 1FaYSa 0.24569 =1.262mm= 2 d z 1 2 F 125 m m 1.262mm m=1.5mm 分析 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲 劳强度的是的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决 定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径 （即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.262 并就 近圆整为标准值 m=1.5mm，按接触疲劳强度算得的分度原直径 d1=43.241mm,算出小齿轮的齿数： z 1 d 1 /m 43.241/1.5 28.83 29;小齿轮的齿数：z 2 429 116。 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 （4）几何尺寸计算 计 算 分 度 圆 直 径 ： d1=z1m=29 1.5=43.5mm;d2=z2m=116 1.5=174mm. 计算中心距：a=d1+d2/2=43.5+174/2mm=108.75mm. 计算齿轮宽度： b= d1 d1=143.5=43.5mm;为补偿齿轮轴向未知误差，应该使小齿轮宽 z 1 29 z 2 116 d1=43.5mm d2=174mm. a=108.75mm. B 1 =48.5mm 输入轴（高速轴）的设计计算输入轴（高速轴）的设计计算 齿轮机构参数如表 4 度大于大齿轮宽度，一般b1=b+(510)mm,所以此处B 2 = 43.5mm; B= 43.5mm 2 B 1 =48.5mm。 四四 轴的设计计算轴的设计计算 9 计算与说明 表 4齿轮机构参数 z1 29 m(mm ) 1.520。1B1=48.5 齿宽 主要结果 h a * 1 1 求输入轴上的功率求输入轴上的功率P 1 , ,转速转速n 1 和转矩和转矩T 1 前面已经求得： Pm 1 P 1.9968kw;n 1 T 30.00N 1 n 635.56r /min;T 2 2 求作用在小齿轮上的力求作用在小齿轮上的力 因为分度圆直径 d1=43.5mm, 圆周力 Ft=2T 1 /d1=230000/43.5N=1379.497N; 径向力 Fr=Fttan=1379.497tan20。=502.096N 沿啮合线作用在齿面上的法向载荷 Fn=Ft/cos=1379.497/ cos20。=1467.55N d1=43.5mm Ft=1379.497N Fr=502.096N Fn=1467.55N 241268HBS A 0 =110 3 3 按扭矩初步确定轴的最小直径按扭矩初步确定轴的最小直径 按参考文献2初步估算轴的最小直径，根据小齿轮的材料要求，齿轮 轴也选用与小齿轮一样的材料， 即 40Cr（调质） ，硬度为 241268HBS。 40Cr（调质） 根据参考文献2表 15-3 取 A 0 =110，得： 3 d min A 0 3P1.977 111016.111mm n 1 635.56 输入轴最小直径是安装大带轮的， 轴上需开键槽， 故需将直径增大 5%， 即 dmin=16.916mm dmin=16.916mm 4 4 轴的结构设计轴的结构设计 固定 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中可以将齿轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿 轮左面用轴肩定位，右面用套筒定位；左轴承用用轴肩和轴承端盖固 定，右轴承用套筒和右轴承端盖固定。皮带轮在右端，用轴肩和轴端 挡圈固定。 周向定位 键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性， H7 大带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合。 k6 安装 轴呈阶梯状，左轴承和左轴承端盖依次从左面装入；齿轮，齿轮套筒， 10 计算与说明 右轴承，右轴承端盖和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴各段直径和长度 轴段 因为d min =16.916mm,所以暂取d =24mm. 轴段 轴肩为定位轴肩，查参考文献2，定位轴肩高度 主要结果 暂取d =24mm h =（0.070.1）d 则d =d +2h =（1.141.2）d =（27.3628.8）mm,暂取d =28mm暂取d =28mm 轴段 查参考文献1表 13-2，选取滚动轴承 6206，其内径为 30mm, d =30mm,合适。因为轴肩， 为非定位轴肩，轴肩高度 暂取d =30mm 可以任意取，现取h h - 1mm，则d =32mm。 暂取d =32mm 轴段 d 小齿 =d =32mm 暂定小齿轮内径d 小齿 =d =32mm； 齿根圆直径d f m(z2.5)1.5(292.5) 39.75mm. 确定键的型号尺寸，查参考文献1表 12-1，选取普通平键 A 型，其中 t1=3.3mm,则查参考文献2图 10-36a，知齿根圆到键槽底部距离 e 为： e=df/2(d 小齿 /2+t1)=39.75/2-(32/2+3.3)=0.575mm2m=3mm,可见偏差较 大，故应将齿轮和轴做成一体，即齿轮轴。 d f 39.75mm. t1=3.3mm e=0.575mm d =25mm dmin=16.916mm,合适。 根据d =21mm 确定轴端挡圈的设计 据如表 6 d =21mm 查参考文献3表 7-6，选取 A 型轴端单孔挡圈（GB/T891-1986）,其数 12 计算与说明 表 6 轴端单孔挡圈数据 轴径公称直径 DHLdd1C 螺钉紧固轴端挡圈 D1螺钉 （GB/ T891） 1000圆 柱 个质销 量 /kw A 型 22， 取3047.55.52.10.511M520.8A2 10 （GB/ T119） 主要结果 d 0 d 0 =21 确定轴段的长度L 确定轴伸长度： 12 查参考文献3表7-3知道d 1 21mm的轴对应的长轴伸L 长 =50mm,短轴 伸 L 短=36mm,极限偏差为 j6。 因为 L 键 L L 轮 ,故还需要综合考虑L 轮 ， 同时确定L 键 。 确定大带轮宽度 B 及轮毂宽度 L： 因为 大带 轮基 准直 径d d =224mm2.5d =2.521=52.5mm,又d d 300mm，故做成腹板式。查参考文献2图 8-14 知道带轮宽度轮毂宽度 L 长 =50mm L 短=36mm L 键 B,故取L 轮 42mm，则应 选取L =L 短=36mm。 带轮槽截面尺寸如表 7 L 轮 42mm L =L 短=36mm 13 计算与说明 表 7 带轮槽截面尺寸 槽型 A 基准宽度基准线上基准线下槽 间 距第一槽对 bd槽 ha槽深 hfe=15称面至端 0.3面 距 离 230mm38。 主要结果 f min 9 13mm 带轮宽 B=（z-1） e+2f 41mm 确定键： 查参考文献1表 12-11选取轴段上的键为普通平键 A 型。 表 8 键的数据如下表 轴键键槽 深度 轴 t 公称尺寸 3.5 毂 t1 公称尺寸 2.8 公称尺寸 b 6 公称公 称宽度 直径尺寸 d 21 bh 66 因为L键L h 1,所以轴承 6406 合格。 L h 187600h L h L h 1,合格 k 2.4mm l 26mm 1010 键的选择和校核键的选择和校核 （1）根据前面分析，选用圆头A 型普通平键，根据其所在轴段的直径 d =21mm，查参考文献1 表 12-11 选用键 632GB1096-2003,其中 bh=66。 (2)键连接的强度校核 根据工作件查参考文献2表 6-2 的强度校核公式，按轻微冲击设计选 取静连接时需用挤压应力 P 100120MPa，对于键 632 GB1096-2003 有： 键与轮毂的接触高度：k 0.4h 0.46 2.4mm 键的工作长度：l L b 326 26mm 键的挤压应力： P 2T 带轮 /d lk (230000)/(21262.4)MPa 45.788MPa 可见 P P ,故安全。 至此，高速轴的设计与校核结束。 P 45.788MPa P 2m=3mm,可见偏差较 大，故应将齿轮和轴应该分开，不必齿轮轴。可见以上所定尺寸合理。 键的部分数据见表 15： 表 15 键的部分数据 轴的直径d 40 键宽键高 (bh) 12853.3 确定轴段 轴段相关尺寸根据轴承确定， 则d 等于轴承内径， 即d =40mm;L 等 于轴承宽度 B，即L =18mm。 轴段 因为轴肩为定位轴肩， 查参考文献2,定位轴肩高度h =（0.070.1）d 则 d =d +2h =（1.140.2）d =（45.648）mm,取d =47mm， 轴深 t毂深 t 1 键的长度 L 36 主要结果 d =40mm L =18mm d =47mm L =17.5mm。 轴段 轴肩-为定位轴肩， 为满足齿轮相对两轴承对称分布，应该使L 套筒 =L +L ，所以 L =17.5mm d =51mm 故d =d +2h =（1.140.2）d =（50.1652.8）mm,取d =51mm； L =L 套筒 -L =20-14=6mm. (51-44)/2=4.9,L 与 b 相差不大，合理。 选取右轴承端盖 右轴承端盖的部分尺寸与左轴承端盖一样，但右轴承端盖采用内嵌式 闷盖。左右轴承端盖的具体尺寸待以后查参考文献3，并结合箱体共 同确定。 轴的总长度 L =6mm. 25 因为轴段可以视为轴环，所以轴环宽度 b1.4h =1.4 计算与说明主要结果 L 总 L +L +L +L +L +L L =18+17.5+6+41.5+43.5+42.5+58=227mm 确定轴上圆角和倒角尺寸 L 总 227mm 26 按查参考文献2表 15-2 取轴端倒角为245。，各处轴肩出的圆角外径 见图 7。 5 求轴上的载荷 轴的载荷分布图如图 8 F 1V F 1HF 2V F 2H F 1V F 2V F 1H F 2H 图 8 轴的载荷分布图 计算与说明 前面已经算出：低速轴的齿轮直径为d 2 174mm 扭矩T 2 115280Nmm 则作用于齿轮上的圆周力：F t 1325.057N；径向力：F r 482.281N 法向力：F n F t /cos20。1410.09N 求垂直面的支承反力 F l482.28154.25 F NV1 rAB 241.141N l AC 108.5 F (1)受力分析，并绘制受力分析图 主要结果 根据对称性，F NV 2 F NV1 241.141N 求水平面的支承反力 NV1 241.141N F NV 2 241.141N F NH1 F t l AB 1325.05754.25 662.529N l AC 108.5 根据对称性，F NH 2 F NH1 662.529N （2）求垂直弯矩，绘垂弯矩图 根据对称性，M BV 2 M BV1 F NV1 lAB 241.14154.2513081.87Nmm （3）求水平弯矩，绘水平弯矩图 根据对称性，M BH2 M BH1 F NH1 lAB 662.52954.25 35942.2Nmm （4）求合成弯矩 M B M B1 M BV1 2M BH1 2 13081.87235942.2238248.88Nmm F NH1 662.529N F NH 2 662.529N M BV1 13081.87 N mm M BV2 13081.87 N mm M BH1 35942.2 N mm M BH2 35942.2 N mm (5）求扭矩，绘扭矩图 轴传递的转矩T 2 =115280Nmm 6 6 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度 T 2 =115280Nmm B）的强度。根据查参考文献2以及前面第 5 步中的数据，又轴单向旋 转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取 0.6，齿轮轴取最小直接 d=30mm, 查参考文献2表 15-4 计算的抗弯截面系数 333Wd 0.130 mm 2700mm, 则轴的计算应力 进行校核时通常之校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 2 ca M B (T 2 )2/W 38248.882(0.6115280)2/2700 14.166MPa 14.166MPa ca 根据选定轴材料为 45 号钢，调质处理，查参考文献2表 15-1 得 1 60MPa 60MPa，可见，故安全。 1 ca 1 7 7 精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度 27 计算与说明 （1）判断危险截面 截面 A、C 只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中 均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直接选取较宽裕，故截面 A、 C 均无需校核。 从应力集中对疲劳强度的影响来看，截面和截面-处过盈 配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况看，截面 B 虽然应力最 大。截面-的应力集中影响和截面-处的相近，但截面- 不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必校核。截面 B 虽应力，但应 力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端） ，而且这里轴 直径最大，故截面B 也不必校核。截面-和-显然更不必校核。 由参考文献2第三章附录可知， 键槽的应力集中系数比过盈配合的小， 因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 （2）截面左侧 查参考文献2表 15-4 有： 抗弯截面系数：W=0.1dv3=0.1403=6400mm3 抗扭截面系数：W T =0.2dv3=0.24