V带-展开式二级直齿圆柱-联轴器要点

1、目录第一部分设计任务书 31.1 设计题目 31.2 设计步骤 3第二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第三部分选择电动机 43.1 电动机类型的选择 43.2 确定传动装置的效率 43.3 计算电动机容量 43.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5第四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 74.4 低速轴的参数 74.5 工作机的参数 7第五部分普通V 带设计计算 8第六部分减速器高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

2、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第七部分减速器低速级齿轮传动设计计算 177.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 177.2 按齿面接触疲劳强度设计 177.3 确定传动尺寸 207.4 校核齿根弯曲疲劳强度 207.5 计算齿轮传动其它几何尺寸 217.6 齿轮参数和几何尺寸总结 22第八部分轴的设计 228.1 高速轴设计计算 228.2 中间轴设计计算 298.3 低速轴设计计算 36第九部分滚动轴承寿命校核 439.1 高速轴上的轴承校核 439.2 中间轴上的轴承

3、校核 449.3 低速轴上的轴承校核 45第十部分键联接设计计算 4610.1 高速轴与大带轮键连接校核 4610.2 中间轴与低速级小齿轮键连接校核 4610.3 中间轴与高速级大齿轮键连接校核 4610.4 低速轴与低速级大齿轮键连接校核 4710.5 低速轴与联轴器键连接校核 47第十一部分联轴器的选择 4711.1 低速轴上联轴器 47第十二部分减速器的密封与润滑 4812.1 减速器的密封 4812.2 齿轮的润滑 4812.3 轴承的润滑 48第十三部分减速器附件 4813.1 油面指示器 4813.2 通气器 4913.3 放油孔及放油螺塞 4913.4 窥视孔和视孔盖 5013

4、.5 定位销 5013.6 启盖螺钉 5013.7 螺栓及螺钉 50第十四部分减速器箱体主要结构尺寸 50第十五部分设计小结 51第十六部分参考文献 51第 1 页/共 52 页第 3 页/共 52页第一部分 设计任务书1.1 设计题目展开式二级直齿圆柱减速器，扭矩 T=439.19N?m,速度v=1.115m/s ,直径D=345mm ,每天工作小时数： 16 小时，工作年限（寿命） ： 7 年，每年工作天数： 300 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

5、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，前置外传动为普通V 带传动，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。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。展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不 均，要求轴有较大刚度。第三部分选择电

6、动机3.1 电动机类型的选择按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压 380V, Y系列。3.2 确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：Y 1=0.99滚动轴承的效率：Y 2=0.98V带的效率：y v=0.96闭式圆柱齿轮的效率：Y 3=0.97工作机的效率：y w=0.96加二也x嗜x喑x小：XI）谭二0,7923.3 计算电动机容量工作机所需功率为9550=2,84 郴第10页/共52页第13页/共52页电动机所需额定功率：4 2.84 人齐的e则工作转速:60x1000x7 60x1000x1,115IT xD-=61767pm3TX345产经查表按推荐的合理传动比范

7、围，V带传动比范围为：24,展开式二级齿轮减速器传动比范围为：840,因此理论传动比范围为：16160。可选择的电动机转速范围为nd=iaxnw=(16160)X 61.76=988-9882r/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 。力杀型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890电机主

8、要尺寸参数中心高H外形尺寸LXHD安装尺寸AX B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DX E键部位尺寸FX G112400 X 265190X 1401228 X 608X 243.4 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：% 1440a = n7=6LT6二 23316(2)分配传动装置传动比取普通V带的传动比：iv=2高速级传动比i,= 11.25= 3J2则低速级的传动比为= 3,05减速器总传动比= ijX i2 = 1L651第四部分计算传动装置运动学和动力学*955。财厂 955。，345

9、= 45760.42Ar<mi?i7204.1 电动机输由参数4=3.59kW n = rm = 1440rp?ip3 590=955。*£ = 955则。，,= 238阻解4.2 高速轴的参数=33x0.94=30/ 1440n - - = - - 720rpmP.4.3 中间轴的参数Pg力用M产345X期厢3Mnr 720n 丁 二一二二 18a48rpm“ L jJh£P1328% =9550000 x= 9550000 x二 16619Z7N mmTij4.4 低速轴的参数片耳肺"加盟咖门跚% 188483.126L8二48213吃的师即rr = 9

10、550000 x = 9550000 X必七4.5 工作机的参数P/ x川防X 1 X加=建X。朋x。98 x W Mi- Z85擀2.856L8=440412.62jV mmT,. = 9550000 x = 9550000 X71 wj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/(N?mm)电机轴14403.5923808.68高速轴7203.4545760.42中间轴188.483.28166192.7低速轴61.83.12482135.92工作机61.82.85440412.62第五部分普通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

11、条件包括：所需传递的功率Pd=3.59kW;小带轮转速n1=1440r/min ;大带轮转速n2和带传动传动比i=2;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=1.1,故取二凡 xp = 3x359 = 3949 初(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v1)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srxd的xn irx 75 X1440 5.65

12、mt= 60 x1000 = 60x1000 = s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rfd2 = i X % x (1 - s) = 2 X 75 X (1 - 0,02) = 147mm根据表，取标准值为 dd2=150mm。(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=180mm。由式计算带所需的基准长度gr(九 一尸R(150-75)3L = 2X3/(35，淳=2*闻 + /(75 + 150)+Zit X QU£4 X 10U由表选带的基准长度 Ld=700mm。按式计算实际中心距 a。加一次 700-7

13、21aflD+一 = 180 + m 170按式,中心距的变化范围为 160-191mm。(5)验算小带轮的包角 a a57 3 0573 ,内海 180 " -(九一跖)x RflSO' -(150- 75) x = 1S472 ° > 120 p(6)计算带的根数z1)计算单根V带的额定功率Pro由 dd1=75mm 和 n1=1440r/min,查表得 P0=0.68kW。根据 n1=1440r/min , i=2 和 A 型带，查表得 P0=0.169kW。查表得Ka =0.929,表得 KL=0.83,于2 =岱 +A 肪 x & x 先二(

14、0.68 + 0,169) x 0.929 x 0.83 = 0.655kW2)计算带的根数z% _ 3,949葭嬴工 6.03取6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=SOOx(2.5-0,929)x19490J29 X 6 X 5.65+ 0.105x 5.65=101.85iV(7)计算压轴力Fp,见./1S4.72C.f； = 2xzKxsin(y) = 2x6x 10185 x sin(j = 1192.58NA中心距170mm小带轮基准直径75mm包角154.72°大带轮基准直径150mm带长700mm带的根数6初拉力

15、101.85N带速5.65m/s压轴力1192.58N4.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=75因此小带轮结构选择为实心式。因此小带轮尺寸如下：tfi = 2,0 X rf = 2.0 X 28 = 56mM口二办1 + 2 x % =乃 + 2 x 2.75 = 8M 用5 = (z-l)xe + 2x/ - 92mm(因为带轮为实心式，所以轮缘宽度应大于等于带轮宽度即L> B)I=(2)大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径 d=20mm因为大带轮dd2=150mm因此大带轮结构选择为腹板式。因此大带轮尺寸如下：小 二 2x d = 2,0

16、x 20 = 40加用% = %+2 X % = 150+2 X 275 = iSfimmB = (z-l)xe + 2xf = 92mmC - 0.25 X B = 0.25 X 92 = 23mmi = 2TOxd = 2,0x20 = 40mf?i第六部分减速器高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，选用直齿圆柱齿轮传动，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 (调质)，齿面硬度280HBS,大齿轮45 (调质)，齿面硬度240HBS(4)选小齿轮齿数 Z1=27,则大齿轮齿数 Z2=Z

17、1Xi=27X 3.82=103。实际传动比i=3.8156.2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2xx7 u+1 (ZHxZExZs-Vd-X 丁 * 一两一1)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P3.4ST = 9550000 X- = 9550000 x = 45760.42N-mm n720查表选取齿宽系数()d=1由图查取区域系数 ZH=2.46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Z£27 x = arccosJ = 28.968。27 + 2x1 / z2x cosa 即片打神胃不

18、卜叱05j X tanaaL - tantrfr)+ z2 X (tanaa2 - tana()二2z1.74327 X (1口能28.968 - fan20D) +103 X (tcrn2281 fa20c)2n=0.867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：勿加1二600岬/叫E = 55网加计算应力循环次数= 60xnxj xlh = 60x720xlxl6x 300x7= L4S2X109NL1 1452x1伊 0 比产f= F = 3.8XW由图查取接触疲劳系数:K1m = 0.992/ K潞产 L103取失效概率为1%,安全系数S=1,得（1）计算中

19、心距第14页/共52页第16页/共52页后屹 X0992 X 600=59512M 劭如M侬 1103x550附上= “ "=一-=606.65MPaJJL取bH1和bH2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即d H=595.2MPa2)试算小齿轮分度圆直径m 2X%tXT 我 + 1 fZffxZs XZjA1虫士之Jf -xrxkj /_= 2x 1,3 x 45760.42 3.82 +1 中 6 x 189£ x 0.867；二，1 X 3.82 X 5912)(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Ynxxn nx41.103x72

20、0« =二 160 X1000 - 60 X1000 一齿宽bb =(j3ri x dlt = 1 x 41.103 = 41>103w?i2）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=1.081齿轮的圆周力。45760,4241,103= 2226.622N“叮二 125 x五而2226.622 68N 1001V查表得齿间载荷分配系数：KHa =1.4查表得齿向载荷分布系数：KH 3 =1.435实际载荷系数为% = % X 说 X 降立 x = L25 X 1.081 x 1,4x 1.435 = 2,7153）按实际载荷系数算得的分度圆直

21、径上- - x4）确定模数/ 52.539工m = 一 = TT = 1.946mm,= 2mmzt 276.3确定传动尺寸(zi+zjxma = 倒整为 130m加u(2)计算小、大齿轮的分度圆直径S = xm = 27x2 = 54价用d2 = z2xm = 103x2 = 206ntm(3)计算齿宽b =窿x也=54mm取 B1=60mmB2=55mm6.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2xKFxTxYxysaxY£ _ .一诉词一岂感1 ) K、T、m和di同前齿宽 b=b2=55齿形系数YFa和应力修正系数 YSa查表得：L = 2,57i 降产2.178=

22、3= 1792查图得重合度系数 、& =0.68查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为霖7Hl = 500Mpa加阿尸38。如a由图查取弯曲疲劳系数：KFjV1 = 0.88/ K瑙心= 0.916取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得许用弯曲应力第10页/共52页第31页/共52页K北n±x。砥mi。£8 x 5001.4JGjvj x 0.916x380 同尸小 "=-=248,6叫AzJJa2 x Kj； x T x 匕口i x Ijm 乂左t *小京空Q&6小(t=76,243MpeI <aF2 x Xj X T x 匕心 X ja2

23、 X 1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ftD = m x= 2mm= mx (总汽 +4) = 25mm用=(用 口 + %)=阻 * (2小 + c；) = 4.5mm(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径dal =dj +2xhfl = mxZi + 2%) = 58 mm= d2 4-2x hfl = m x (z2+2h) = 210mm(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径dft = dx - 2 x /y = m x(2j - 2% - 2啕=49mmdf工d? 2 X A, in X 2入

24、新1= 201mm说 &=m u=0256.6 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a n2020法面齿顶图系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z27103齿顶局ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d54206齿顶圆直径da58210齿根圆直径df49201B6055中心距a130130第七部分减速器低速级齿轮传动设计计算7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，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 (调质)，齿面硬度

25、280HBS,大齿轮45 (调质)，齿面硬度240HBS(4)选小齿轮齿数 Z1=26,则大齿轮齿数 Z2=Z1X i=26X 3.05=79。实际传动比i=3.0387.2 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13|2xlf/ftxT u+1 xZf J -X 丁 * 一两1)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：P3287 = 955003 厂 9550000X 丽= 1661切的的查表选取齿宽系数 。d=1由图查取区域系数 ZH=2.46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Z£ - arcc

26、os26 x ras20a化，=29.241口26 + 2x1 /tz2 x cosa /79 x ss20、而E)二 23582工z±X (tcinn&i - tanaF)+ z2 X - tana")27126 x (tan29,241 tn2ffQ + 79 x (tm23s82tan2ff94-1.723z = 0.871计算接触疲劳许用应力。H2n=1.723由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:%加i=600Mp。，%加£二 550.如口计算应力循环次数= 60xnxj x£h = 60 x 188,48 x 1 x 16 x

27、300 x 7 = 18 x 10sjV£1 3,8 x 10au 3.05=1.246 xlOa由图查取接触疲劳系数：7n=U«3,取失效概率为1%,安全系数S=1,得郁”如加 i Ll03 X 600=66L8MP&卬广2% =畔网=颊觊Pn 4Jk取bH1和bH2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即(T H=630.3MPa2)试算小齿轮分度圆直径3 2 XL3X 1661927 305 + 1 /2.46X189.8X 0,871J 1 X 3.05 * 6303(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Y3TXdltXn 3

28、1X61046X188,48 r = 0,61260 X100060 X1000齿宽bb =(pri x dlt = 1 x 62.046 = 622)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=1.062齿轮的圆周力。T 16619"E = 2x- =2x-= 5357.08A/62,046Ft5357.08 108N 1GQN1.1 .25 x /呻 ,=>b62.046 mm mmKH3 =1.448查表得齿间载荷分配系数：KHa =1.2查表得齿向载荷分布系数：实际载荷系数为2.307Kh=KaKvx KHa x K耶=L25x 1.062

29、 x 1,2 x 1,4433)按实际载荷系数算得的分度圆直径di =X 62,046X675,1194)确定模数tfj 75119-加 二一二 “ 二2,889mm, 物r = 3 mm-zt 26 7.3确定传动尺寸(1)计算中心距a = 157.5mm,圆集为 15Bm阴(2)计算小、大齿轮的分度圆直径= Zi x in = 26 X 3 = 78机企x m = 79 X 3 = 237tnm(3)计算齿宽b 二内 x 4 工 78mm取 B1=85mmB2=80mm7.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为"一m3xzj * "1) K、T、m和di同前齿宽

30、 b=b2=80齿形系数YFa和应力修正系数 YSa查表得:匕时二 L595,就二 L768查图得重合度系数 、& =0.685查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为= 500圻心= 380Mp口由图查取弯曲疲劳系数:Km =0.916, 20919取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得许用弯曲应力=327,1叫乐除VI x 窃iwti 0.916 X 500S= -14-0.915x380=24944 Mpe=81.84 WfPa < 瓦八=77.529AfPa < 牛2 x Xj x T x %必 X 匕g x Yspdx?na xzj2 x /?p x T x %心x

31、 %醛%匕叱 X X zj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。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Jia = m X = 3mm& = mx 01k + 或）=3J5mmh = （h + %） = mx （2h +，）= 6.75mm（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径dal =dj +2xftfl = mxZi + 2%) = 84 mmdfl2 =d2 +2x =Ui+2%) = 243mm(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径d门二 4 - 2 X勺二m X & - 2% - 2c；) = 70.5mmd门=d, - 2

32、 x = m x (za - 2h嬴-24)=229.5mm浪 %=L0, c：=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mn33法面压力角a n2020法面齿顶图系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z2679齿顶局ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d78237齿顶圆直径da84243齿根圆直径df70.5229.5B8580中心距a158158第八部分轴的设计1.2 高速轴设计计算（i）已知的转速、功率和转矩转速 n=720r/min ;功率 P=3.45kW;轴所传递的转矩 T=45760.42N?mm（2）轴的材料选择并

33、确定许用弯曲应力由表选用40Cr （调质），齿面硬度280HBs许用弯曲应力为（r =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。r"3 P3 145d>AQx - = 112 X 18t88)jn.720由于最小轴段截面上要开 1个键槽，故将轴径增大 5%右：汽=(1 + 0,05)x 18.88 = 19.82mm查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20(4)确定轴的直径和长度1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=20mm, 112长度略小于大带轮轮毂长度 L,取 112=38mm。选用普通平键

34、， A型，bxh = 6X6mm(GB/T 1096-2003),键长 L=25mm。2)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 25 mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6206 ,其尺寸为 dXDXB = 30X 62 X16mm ,故 d34 = d78 = 30 mm ,贝U 134 = 178 = B= 16 mm。由手册上查得 6206型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm,因此，取d45 = d67 = 36 mm。3)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。所以 l56 = 60 mm , d5

35、6 = 58 mm4)轴承端盖厚度 e=12,垫片厚度At=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8 =8mm ,则l3a= 6 +G+4 + 巴 + 5 + 5 - 6 -&=8 + 20 + 13 + 2 + 12 + 5 + 24 - 16 S = 68 用帮5)取小齿轮距箱体内壁之距离A 1 =10 mm,高速级大齿轮和低速级小齿轮距离A3=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A ,取A=5 mm，低速级小齿轮宽度 b3=85mm ,则Us= %+ 4 +A

36、 - 2*5=85+ 15 + 10+ 5 - 2.5 = 112.5 wnfi7 = + J = 10+ 5 =15 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直 径(mm)20253036583630长 度(mm)386816112601516（5）弯曲-扭转组合强度校核1）计算作用在轴上的力高速级小齿轮所受的圆周力（di为高速级小齿轮的分度圆直径）4S76042高速级小齿轮所受的径向力&二取 X tana = 1694.83 X tan20#= 616.528A1第一段轴中点到轴承压力中心距离La=95mm,轴承压力中心到齿轮支点距离Lb=150.5mm,齿轮中

37、点到轴承压力中心距离Lc=53mm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。 通常把轴当做置于钱链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关a.在水平面内高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1192.58N轴承A处水平支承力：二-1O1W150.5 + 53& x"-Qxia 616528X 150.5-119258x95轴承B处水平支承力：WQ + F"-Rm = 119258+616,528-（-101） = 1910Mb.在垂直面内轴承

38、A处垂直支承力：A150,5&片小不=1694用工说豆彳1253用轴承B处垂直支承力：Lc53RSv =% X 1，=16M,33 X 到？二 4乳N 上d 4GJLOU.n j D3轴承A的总支承反力为：% 二出 + Rlv = J(T0iy+(125弼= 1257.06N轴承B的总支承反力为：4 =嗑+ 嗑= J(191 呼 + (441 尸二 196025弄 qc.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：虬h = 0N , mm截面B在水平面上弯矩：.%月=Qx La = 1192.58 x95 = 113295Ar , nm截面c在水平面上的弯矩：虬用二 Rah x Lc = &

39、#39;101 x 53 = -5353AT*flim截面D在水平面上的弯矩：材加=0N 机用d.在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩：此炉二0N,川机截面B在垂直面上弯矩：Mm= 0N«flon截面c在垂直面上的弯矩：Mw = " x£c = 1253 x53= 66409Ar mm截面D在垂直面上弯矩：%二。科机用e.合成弯矩，有：截面A处合成弯矩：此二0升加根截面B处合成弯矩：Mb = 113295N 林法截面C处合成弯矩：%= 7(-53S3p + (66409)2 = 66624JV mmi截面D处合成弯矩：出=0m用根转矩和扭矩图 二 4576042M

40、mtn截面A处当量弯矩：Mva =。用 «mm截面B处当量弯矩：陶”+(醛 = (113295)2 + (0-6 x 4576(L4Z)a = 116S74M. mm截面C处当量弯矩：Mvc 二收 + =二 7(66624)=+ (0,6x45760,42)s = 72060N mm截面D处当量弯矩：Mvd= fe+(ffT)2 = (0?+(0.6x4576042? = 27456JV- mmf.画弯矩图 弯矩图如图所示:g.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为2T Xd3 一 , W = - = 4578.12mm3 32抗扭截面系数为xds=_ = 9156.24wi3最

41、大弯曲应力为剪切应力为7二 5MPa WT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a =0.6,则当量应力为= Jo2 4- 4 X (ff X t)3 = 49,8A/Fa查表得调质处理，抗拉强度极限bB=640MPa,则轴的许用弯曲应力(r-1b=60MPa, (re<.1b,所以强度满足要求。1.3 中间轴设计计算(i)已知的转速、功率和转矩转速 n=188.48r/min ;功率 P=3.28kW;轴所传递的转矩 T=166192.7N?mm(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

42、力为(r =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。由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径（4）确定轴的直径和长度dmin=30mm1）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,因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin = 29.8 mm,由轴承产品目录中选取深沟球轴承 6206,其尺寸为 dXDXB = 30X 62x 16mm ,故d12 = d56 = 30 mm。2）取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 35 mm ;齿轮的右端与右轴承之间采用定距环定位。已知高速

43、大齿轮齿轮轮毂的宽度b2 = 55 mm,为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取145 = 53 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = （23）R,由轴径d45=35 mm查表，取h = 5 mm,贝U轴环处的直径 d34 = 45 mm。轴环宽度b>1.4h,取134 = 15 mm。3）左端滚动轴承采用定距环进行轴向定位。4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮 的轮毂宽度为b3= 85 mm,为了使定距环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度， 故取123 = 83 mm , d23=35mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2

44、 =55mm ,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 145=53mm , d45=35mm。5）取低速级小齿轮距箱体内壁之距离A 1 =10 mm,高速级大齿轮距箱体内壁之距离A2 =12.5 mm ,高速级大齿轮和低速级小齿轮距离A3=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A,取A = 5 mm,则k产助 +士 + 2 = 16 + 5+10 + 2 = 33 /用!我工+1？ +2 =16 + 5 +12,5 + 2 = 355侬T=2x = 2 xd2166192J _206 "1613.52LV高速级大齿轮所受的径向

45、力% =& X= 1613521 x to20D = 586,95双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）T166192,7-七二= 2X-426L3S1MU J1O低速级小齿轮所受的径向力& =& xtteta = 4261,351 X tan20: = 155045LV2）计算作用在轴上的支座反力轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离La=66.5mm ,低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=85mm,高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离Lc=54mm轴承A在水平面内支反力耳n 乂 £口 一 写工 X (ia + L&)f +

46、Lc15 50151 x 66.5 - 58&95 x (66.5 + 85)66.5 + 85 + 54轴承B在水平面内支反力Rbh = -匕比-% = 1550151-(69)-586.95 = 894N轴承A在垂直面内支反力耳曰xQ+冗胃x tti +£）£心+4426L351X 665 +1613.521 K (665 + 85)66.5 + 85 + 54=25 的 N至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径（mm）3035453530长度（mm）3383155336（5）弯曲-扭转组合强度校核1）计算作用在轴上的力高速级大齿轮所受的圆周力

47、（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）轴承B在垂直面内支反力& X (卜 + G + % x Lc 4261.351 X (85 + 54)+1613.521 X 54Rbv =t 皿 ,J=I= 3306M2口+£& + 466.5 + 85 + 54轴承A的总支承反力为：以 = 限+ % = J(69¥ + (2569尸二 2569.93N轴承B的总支承反力为：Rs =量=7(394)j + (3306)a = 342474Na.绘制水平面弯矩图截面A和截面B在水平面内弯矩截面C右侧在水平面内弯矩略:二力 MZ69x54)E26N，m截面C左侧在水平面内弯矩

48、%一媪I尸砒5gE珈皿截面D右侧在水平面内弯矩Q 二限 M 二 894 X 体5=5WS1A *mm截面D左侧在水平面内弯矩=% x % 二删 x 船=534SU»ffl U1e.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩Mav - Msv - 口科/Mfli截面C在垂直面内弯矩.印=& y xlc = 2569 x 54 = 138726M截面D在垂直面内弯矩M皿=X = 3306x665 = 219849W 川航f.绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩MhMB 二岬1截面C右侧合成弯矩&叁= 7(-3726?+(138726)3 = 1387 76jV mm截面c左侧

49、合成弯矩Mc = V(-3726)s+ (138726? = 1387 76jY mm截面D右侧合成弯矩= J"” + % = J(5945讲 + (2198吩=227745N 拒仇截面D左侧合成弯矩M=隔安十% =,(59451)，+ (219849户=227745Nmmb.绘制扭矩图I； = 166192.717 mntc.绘制当量弯矩图截面A和截面B处当量弯矩M以-Mvb QN * mm截面c右侧当量弯矩%右二胆, + (如=03877 +6 X 16619Z7)2 = W0886N，)截面C左侧当量弯矩与4 = % +（好=拉877年 十6x1661927）2 = 17089

50、67 mm截面D右侧当量弯矩Mvd =+= V22774SZ+（0.6x 166192.7? = 248618A1 - mm截面D左侧当量弯矩Mvs£ = % +（如=V227745s+（0.6x166192.7? = 24861SA1 . mmd.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。其抗弯截面系数为霏K胪,W = 4207.11mm3抗扭截面系数为sr xd!WT - = 8414.22mm*16最大弯曲应力为Mff = IV剪切应力为TT = = 1975 赫P口WT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

51、折合系数a =0.6,则当量应力为+ 4 x (cr x t)3 - 49.85/Pa查表得调质处理，抗拉强度极限bB=640MPa,则轴的许用弯曲应力(r-1b=60MPa, (re<.1b,所以强度满足要求。8.3低速轴设计计算(i)已知的转速、功率和转矩转速 n=61.8r/min ;功率 P=3.12kW;轴所传递的转矩 T=482135.92N?mm(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。d>AOx- = 112X nh 3.127T-z = 4139 61.由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大 7%=（1 + 网7） X 41.39 = 44.29mm查表可知标准轴孔直径为45mm故取dmin=45(4)确定轴的直径和长度第10页/共52页第53页/共52页di,为了使所选的轴直径di与联Tca = KAX T,查表，考虑载荷1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 变动微小，故取 KA = 1.3,则：几二（ x T = 626784 mm按照联轴器转矩 Tca应小于联轴器公称转矩