机械设计减速器

1、机械设计减速器设计说明书 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录一、设计任务书1二、传动装置总体设计方案1三、选择电动机2四、计算传动装置运动学和动力学参数3五、链传动设计计算4六、减速器高速级齿轮传动设计计算6七、减速器低速级齿轮传动设计计算10八、轴的设计13九、滚动轴承寿命校核31十、键联接设计计算34十一、联轴器的选择35十二、减速器的密封与润滑36十三、减速器附件36十四、减速器箱体主要结构尺寸39十五、设计小结39十六、参考文献40一、 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=7000N，速度v=0.4m/s，直径D=383mm，每

2、天工作小时数：24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。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.链传动设计计算 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.润滑密封设计二、 传动装置总体设计方案2.1 传动方案 传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2 该方案的优缺点 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

3、机械传动中。三、 选择电动机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：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.98 闭式圆柱齿轮的效率：4=0.98 闭式圆锥齿轮的效率：3=0.97 链传动的效率：c=0.96 工作机的效率：w=0.95a=1×24×4×3×c×w=0.7923.3 计算电动机容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=7000×0.41000=2.8kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.80.

4、792=3.54kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.4×383=19.96rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，链传动比范围为：26，二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：1296。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(1296)×19.96=240-1916r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M1-8的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=720r/min，同步转速为nt=750r/min。 电机主

5、要尺寸参数 图3-1 电动机3.4 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=72019.96=36.072 （2）分配传动装置传动比 取链传动比：ic=3 锥齿轮（高速级）传动比i1=0.25×i=3 则低速级的传动比为i2=4.01 减速器总传动比ib=i1×i2=12.03四、 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=3.54kWn0=nm=720rpmT0=9550000×P0n0=9550000×3.54720=46

6、954.17Nmm4.2 高速轴的参数P=P0×1=3.54×0.99=3.5kWn=n0=720rpmT=9550000×Pn=9550000×3.5720=46423.61Nmm4.3 中间轴的参数P=P×2×3=3.5×0.98×0.97=3.33kWn=ni1=7203=240rpmT=9550000×Pn=9550000×3.33240=132506.25Nmm4.4 低速轴的参数P=P×2×4=3.33×0.98×0.98=3.2kWn=ni2

7、=2404.01=59.85rpmT=9550000×Pn=9550000×3.259.85=510609.86Nmm4.5 工作机的参数P=P×c×2×2×w=3.2×0.96×0.98×0.98×0.95=2.8kWn=ni3=59.853=19.95rpmT=9550000×Pn=9550000×2.819.95=1340350.88Nmm五、 链传动设计计算1. 确定链轮齿数 由传动比取小链轮齿数Z1=25，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=i×Z1=

8、75，所以取Z2=77。 实际传动比i=z2/z1=3.082. 确定链条型号和节距 查表得工况系数KA=1.1 小链轮齿数系数：Kz=1.22 取单排链,则计算功率为:Pca=KA×Kz×P=1.1×1.22×3.2kW=4.294kW 选择链条型号和节距： 根据Pca=4.294kW，n1=59.85r/min，查图选择链号16A-1，节距p=25.4mm。3. 计算链长 初选中心距a0=40×p=40×25.4=1016mm 则，链长为:Lp=2×a0p+z1+z22+pa0×z1-z22×2=2&

9、#215;101625.4+25+772+25.41016×25-772×2=132.714节 取Lp=133节 采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大中心距为：amax=f1×p×2×Lp-z1+z2=0.24532×25.4×2×132.714-25+77=1018.34mm 计算链速v，确定润滑方式v=z1×n×p60×1000=25×59.85×25.460×1000=0.633，合适 按v=0.633m/s，链号1

10、6A，查图选用滴油润滑。4. 作用在轴上的力 有效圆周力F=1000×Pcav=1000×4.2940.633=6784N 作用在轴上的力Fp1.15×F=1.15×6784=7802N 链轮尺寸及结构 分度圆直径d1=psin180°z1=25.4sin180°25=202.76mmd2=psin180°z2=25.4sin180°77=623.04mm六、 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217286HBS，大齿轮ZG35CrMo（调质），齿

11、面硬度190240HBS2. 选小齿轮齿数Z1=34，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=34×3=103。 实际传动比i=3.0293. 压力角=20°。6.2 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d1t34×KHt×TR×1-0.5×R2×u×ZH×ZEH2T1=9.55×106×Pn×=9.55×106×3.5720×0.99=46423.61NmmT2=T1×i1×=46423.61×3

12、×0.99×0.98=132506.25Nmm 初选载荷系数Kt=1.4 由表7-5，取齿宽系数R=0.3 由表7-6，查得弹性系数ZE=189.8MPa 由表7-12查取节点区域系数ZH=2.49由图7-18查取接触疲劳强度极限Hlim1=800Mpa，Hlim2=560Mpa小齿轮应力循环次数 NL1=60×n×j×Lh=60×720×1×24×300×10=3.11×109大齿轮应力循环齿数 NL2=NL1u=3.11×1093=1.037×109 由图7-1

13、9查得接触疲劳寿命系数ZN1=0.965，ZN2=0.999允许局部点蚀 取安全系数SH=1，由式（7-18）得许用接触应力H1=Hlim1×ZN1S=800×0.9651=772MPaH2=Hlim2×ZN2S=560×0.9991=559MPad1t34×KHt×TR×1-0.5×R2×u×ZH×ZEH2=34×1.4×46423.610.3×1-0.5×0.32×3×2.49×189.85592=65.87mm

14、2. 计算圆周速度vdm1=d1t×1-0.5×R=65.87×1-0.5×0.3=55.99mmvm=×dm1×n60×1000=×55.99×72060×1000=2.113. 计算当量齿宽系数db=R×d1t×u2+12=0.3×65.87×32+12=31.245mmd=bdm1=31.24555.99=0.564. 计算载荷系数 查表得使用系数KA=1.25 查图得动载系数KV=1.093 取齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：K

15、H=1.29 实际载荷系数为 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.093×1×1.29=1.7625. 按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=65.87×31.7621.4=71.118mm6. 计算模数mt=d1z1=71.11834=2.09mm 取标准模数m=2.5mm。6.3 确定传动尺寸1. 实际传动比u=z2z1=10334=3.029mm 大端分度圆直径d1=z1×m=34×2.5=85mmd2=z2×m=103×2.5=257.5m

16、m2. 计算分锥角1=arctan1u=arctan13.029=18.26791°2=90-18.26791°=71.73209°3. 齿宽中点分度圆直径dm1=d1×1-0.5×R=85×1-0.5×0.3=72.25mmdm2=d2×1-0.5×R=257.5×1-0.5×0.3=218.875mm4. 锥顶距为R=d12×u2+1=852×3.0292+1=135.57mm5. 齿宽为b=R×R=0.3×135.57=40.671mm 取

17、b=41mm 校核齿根弯曲疲劳强度F=K×Ftb×m×1-0.5R×YFa×YSaF 由表7-4查取齿形系数与应力校正系数YF1=2.442，YF2=1.114YS1=1.653，YS2=2.91 由图7-17查得YN1=0.879，YN2=0.88 由图7-16查得弯曲疲劳极限Flim1=600MPa、Flim2=480MPa 取SF=1.25，由式（7-16）得许用弯曲应力F1=Flim1SFmin×YST×YN1=6001.25×2×0.879=422MPaF2=Flim2SFmin×YS

18、T×YN2=4801.25×2×0.88=338MPa 校核齿根弯曲疲劳强度F1=K×Ftb×m×1-0.5R×YFa1×YSa1=205.17MPa<F1=422MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=164.77MPa<F2=338MPa 故弯曲强度足够。6.4 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=m×han*=2.5mm hf=m×han*+cn*=3mm h=ha+hf=m×2han

19、*+cn*=5.5mm s=m2=3.927mm （2）分锥角（由前面计算） 1=18.268° 2=71.732° （2）计算齿顶圆直径 da1=d1+2×ha×cos1=89.75mm da2=d2+2×ha×cos2=259.07mm （3）计算齿根圆直径 df1=d1-2×hf×cos1=79.3mm df2=d2-2×hf×cos2=255.62mm 注：han*=1.0，cn*=0.2 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=1°3'23" （

20、5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=1°16'3" （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=19°19'27" a2=2+a2=72°47'18" （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=17°0'0"七、 减速器低速级齿轮传动设计计算7.1 选精度等级、材料及齿数1. 由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217286HBS，大齿轮ZG35CrMo（调质），齿面硬度190240HBS2. 选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=26×4.01=

21、105。 实际传动比i=4.0383. 初选螺旋角=13°。4. 压力角=20°。T1=9.55×106×Pn×=9.55×106×3.33240×0.99=132506.25NmmT2=T1×i1×=132506.25×4.01×0.99×0.98=510609.86Nmm 初选载荷系数Kt=1.4 由表7-5，取齿宽系数d=1 由表7-6，查得弹性系数ZE=189.8MPa 由表7-12查取节点区域系数ZH=2.46由图7-18查取接触疲劳强度极限Hlim1=8

22、00Mpa，Hlim2=560Mpa小齿轮应力循环次数 NL1=60×n×j×Lh=60×240×1×24×300×10=1.037×109大齿轮应力循环齿数 NL2=NL1u=1.037×1094.01=2.586×108 由图7-19查得接触疲劳寿命系数ZN1=0.999，ZN2=1.124允许局部点蚀 取安全系数SH=1，由式（7-18）得许用接触应力H1=Hlim1×ZN1S=800×0.9991=799.2MPaH2=Hlim2×ZN2S=560

23、×1.1241=629.44MPad1t32×K×Td××u+1u×ZE×ZHH2=32×1.4×132506.251×1.68×4.01+14.01×189.8×2.46629.442=53.347mm 由圆周速度v=×d1t×n60×1000=×53.347×24060×1000=0.67 查图7-7得动载系数Kv=1.013 查图7-2查得使用系数KA=1.25 由表7-3，假设KA×Ft/

24、b<100N/mm，得齿间载荷分配系数KH=1.2 查图查取齿向载荷分布系数：K=1.42（设轴刚性大）； 实际载荷系数为 K=KA×Kv×K×K=1.25×1.013×1.2×1.42=2.158 按K值对d1修正，即d1=d1t×3KHKHt=53.347×32.1581.4=61.624mm 1)确定模数m=d1×cosz1=61.624×cos1326=1.999mm，取m=3mm。7.2 计算齿轮的集合尺寸1. 确定中心距a=z1+z2×mn2×cos=201

25、.67mm，圆整为202mm2. 按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=13.4077° =13°24'27"3. 计算小、大齿轮的分度圆直径d1=mn×z1cos=3×26cos13.4077=80.185mmd2=mn×z2cos=3×105cos13.4077=323.826mm4. 计算齿宽 b=d×d1=80.18mm 取b1=90mm b2=85mm 校核齿根弯曲疲劳强度 由公式（4-20）计算：F=K×Ftb×mn×

26、15;YF×YS×YF 由表7-4，按Zv=zcos3 查得YF1=2.6，YF2=2.16YSa= 1.595，YSa= 1.81=b×sin×mn=1.973 查图7-14得螺旋角系数Y=0.78 由图7-17查得YN1=0.88，YN2=0.917 由图7-16查得弯曲疲劳极限Flim1=600MPa、Flim2=480MPa 取SF=1.25，由式（7-16）得许用弯曲应力F1=Flim1SFmin×YST×YN1=6001.25×2×0.88=422.4MPaF2=Flim2SFmin×YST&

27、#215;YN2=4801.25×2×0.917=352.13MPa 校核齿根弯曲疲劳强度F1=K×Ftb×mn××YF×YS×Y=45.843 MPa <F1=422.4MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=43.88MPa<F2=352.13MPa 故弯曲强度足够。7.3 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=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2

28、han*+cn*=6.75mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=86.18mm da2=d2+2×ha=329.83mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=72.68mm df2=d2-2×hf=316.33mm 注：han*=1.0，cn*=0.25八、 轴的设计8.1 高速轴设计计算1. 已知的转速、功率和转矩 转速n=720r/min；功率P=3.5kW；轴所传递的转矩T=46423.61Nmm2. 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=60MPa3. 按扭转强度概略计算

29、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。dA0×3Pn=112×33.5720=18.97mm 由于最小轴段截面上要开2个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×18.97=19.92mm 查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=204. 确定各轴段的直径和长度。 图8-1 高速轴示意图 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 = KA×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则:Tca=KA

30、5;T=60.35Nm 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20mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。选用普通平键，A型键，b×h = 6×6mm(GB T 1096-2003)，键长L=28mm。 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 = 25 mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30206，其尺寸为d×D×T = 30×62×17.25mm，故d34 = d56 =

31、30 mm。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度h =2.5mm，则d67=25mm。 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=44.01mm，则l34=T=17.25 mm 5)取锥齿轮轴上的距离为2.5倍轴颈直径，则l45=2.5×d45=2.5×35=87.5 mml56=B=16 mml

32、67=+1+L+T-B=10+10+44.01+17.25-16= 65.26 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5. 轴的受力分析 高速级小齿轮所受的圆周力Ft1=2×Tdm1=1285N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tan×cos1=444N 高速级小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1×tan×sin1=147N Fae=Fa1=147N 第一段轴中点到轴承中点距离l1=79.62mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=103.5mm，齿轮受力中点到轴承中点距离l3=42.76mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴

33、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 a.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=Fa1×dm12-Fr1×l3l2=147×72.252-444×42.76103.5=-132.13N 轴承B在水平面内的支反力RBH=Fr1-RAH=444-132.13= 576.13N 轴承A在垂直面内的支反力RAV=Ft1×l3l2=1285×42.76103.5= 530.89N 轴承

34、B在垂直面内的支反力RBV=-Ft1+RAV=-1285+530.89= -1815.89N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-132.132+530.892=547.09N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=576.132+-1815.892=1905.09N b.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面内弯矩MAH=0Nmm 截面B在水平面内弯矩MBH=-Fr1×l3+Fa1×dm12=-444×42.76+147×72.252=-13675.06Nmm 截面C在水平面内弯矩MCH=Fa1×dm12=147×

35、72.252=5310.38Nmm 截面D在水平面内弯矩MDH=0Nmm c.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=RAV×l2=530.89×103.5=54947.12Nmm 截面C在垂直面内弯矩MCV=0Nmm 截面D在垂直面内弯矩MDV=0Nmm d.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm 截面B处合成弯矩MB=MBH2+MBV2=-13675.062+54947.122=56623.26Nmm 截面C处合成弯矩MC=MCH2+MCV2=5310.382+02=5310.38Nmm

36、 截面D处合成弯矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmm e.绘制扭矩图T=46423.61Nmm f.计算当量弯矩图 截面A处当量弯矩MVA=MA2+×T2=02+0.6×46423.612=27854.17Nmm 截面B处当量弯矩MVB=MB2+×T2=56623.262+0.6×46423.612=63103.47Nmm 截面C处当量弯矩MVC=MC2+×T2=5310.382+0.6×46423.612=28355.86Nmm 截面C处当量弯矩MVD=MD2+×T2=02+0.6×46423.612

37、=27854.17Nmm 图8-2 高速轴受力及弯矩图6. 校核轴的强度 因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×30332=2649.38mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=5298.75mm3 最大弯曲应力为=MW=23.82MPa 剪切应力为=TWT=8.76MPa 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+4××2=26.04MPa 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&l

38、t;-1b，所以强度满足要求。8.2 中间轴设计计算1. 已知的转速、功率和转矩 转速n=240r/min；功率P=3.33kW；轴所传递的转矩T=132506.25Nmm2. 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=60MPa3. 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。dA0×3Pn=115×33.33240=27.63mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm4. 确定轴的直径和长度 图8-3 中间轴示意图 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d

39、12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 = 27.63 mm，由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承30206，其尺寸为d×D×T = 30×62×17.25mm，故d12 = d56 = 30 mm。 2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 36 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2 = 62 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 60 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 36 mm查表，取h

40、 = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 46 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 28 mm。 3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。 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= 90 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l23 = 88 mm，d23=36mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =62mm，为了使挡油环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=60mm，d45=36mm。 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

41、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 = 10 mm，则l12=l56=T+1+2=17.25+10+10+2= 39.25 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5. 轴的受力分析 高速级大齿轮所受的圆周力Ft2=2×Tdm2=1211N 高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2×tan×cos2=138N 高速级大齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2×tan×sin2=419N 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=2×Td3=2&#

42、215;132506.2580.185=3305.013N 低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3×tancos=3305.013×tan20°cos13.4077°=1236.631N 低速级小齿轮所受的轴向力Fa3=Ft3×tan=3305.013×tan13.4077°=788N Fae=Fa2-Fa3=-369N 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=75.2mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=102mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=61.3mm 轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3

43、15;l1-Fr2×l1+l2+Fa2×d22-Fa3×d32l1+l2+l3=1236.631×75.2-138×75.2+102+419×218.8752-788×80.185275.2+102+61.3= 347N 轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=1236.631-347-138=752N 轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3×l1+Ft2×l1+l2l1+l2+l3=3305.013×75.2+1211×75.2+10275.2+102+61.3= 194

44、2N 轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3×l2+l3+Ft2×l3l1+l2+l3=3305.013×102+61.3+1211×61.375.2+102+61.3= 2574N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=3472+19422=1972.76N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=7522+25742=2681.6N a.计算水平面弯矩 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=-RAH×l3=-347×61.3=-21271Nmm 截面C左侧在水平面内弯矩M

45、CH左=Fa2×d22-RAH×l3=419×218.8752-347×61.3=24583Nmm 截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBH×l1-Fa3×d32=752×75.2-788×80.1852=24958Nmm 截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBH×l1=752×75.2=56550Nmm e.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=RAV×l3=1942×61.3=119045Nmm 截面D在垂直面内弯矩M

46、DV=RBV×l1=2574×75.2=193565Nmm f.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=-212712+1190452=120930Nmm 截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=245832+1190452=121557Nmm 截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=249582+1935652=195167Nmm 截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=565502+1935652=201656Nmm b.转矩T2=132506.25Nmm c.计算当量弯矩 截

47、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=1209302+0.6×132506.252=144724Nmm 截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+×T2=1215572+0.6×132506.252=145248Nmm 截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+×T2=1951672+0.6×132506.252=210739Nmm 截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+×T2=2016562+0.6×132506.252=216763Nmm 图8-4 中间轴受力及弯

48、矩图6. 校核轴的强度 因D左侧弯矩大，且作用有转矩，故D左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×46332=9551.1mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=19102.19mm3 最大弯曲应力为=MW=22.7MPa 剪切应力为=TWT=6.94MPa 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+4××2=24.18MPa 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。8.3 低速轴

49、设计计算1. 已知的转速、功率和转矩 转速n=59.85r/min；功率P=3.2kW；轴所传递的转矩T=510609.86Nmm2. 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=60MPa3. 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。dA0×3Pn=112×33.259.85=42.19mm 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+0.07×42.19=45.14mm 查表可知标准轴孔直径为48mm故取dmin=484. 确定轴的直径和长度 图8-5 低速轴示意图

50、 1)低速轴和小链轮配合，查表选取标准轴径d12=48mm，L1长度略小于小链轮轮毂长度，取L1=112mm。选用普通平键，A型，b×h = 14×9mm(GB T 1096-2003)，键长L=100mm。 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 = 53 mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30211，其尺寸为d×D×T = 55×100×22.75mm，故d34 = d78 = 55 mm。 轴承挡油环定位，由手册上查得30211型轴承的定位轴肩高度h = 4.5

51、 mm，因此，取d45 = 64 mm 3)取安装齿轮处的轴段的直径d67 = 57 mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4 = 85 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 = 83 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d67 = 57 mm，故取h = 8 mm，则轴环处的直径d56 = 74 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链轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=10mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K

52、-T-= 10+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 - 22.75 -10 = 62.25 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 = 10 mm，右侧挡油环宽度s1=22.5mm，则l34= T+2=22.75+10+12.5= 45.25 mml45=b3+2.5+1-2-l56=90+2.5+10-12.5-12=78 mml78=T+2+2=22.75+10+12.5+2=47.25 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5

53、. 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=2×Td4=2×510609.86323.826=3153.606N 低速级大齿轮所受的径向力Fr4=Ft4×tancos=3153.606×tan20°cos13.4077°=1179.979N 低速级大齿轮所受的轴向力Fa4=Ft4×tan=3153.606×tan13.4077°=752N Fae=Fa4=-752N 齿轮中点到轴承压力中心距离l1=78.2mm，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=166.2mm，第一段

54、中点到轴承压力中心距离l3=153mm 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH 低速轴上外传动件施加在轴上的径向力Q=7802NRAH=-Q×l1+l2+l3+Fr×l1+Fa×d2l1+l2=-7802×78.2+166.2+153+1179.979×78.2+752×323.826278.2+166.2=-11810NRBH=-Q-RAH+Fr=-7802-11810+1179.979=5188N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×l1l1+l2=3153.606×78.278

55、.2+166.2= 1009NRBV=Ft×l2l1+l2=3153.606×166.278.2+166.2= 2145N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-118102+10092=11853.02N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=51882+21452=5613.94N a.计算弯矩 在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=Q×l3=7802×153=1193706Nmm 在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nmm 在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩：MCH右=RAH×l1=-11810×78

56、.2=-923542Nmm 在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩：MCH左=RAH×l1-Fa×d2=-11810×78.2-752×323.8262=-1045301Nmm 在水平面上，轴截面D处所受弯矩：MDH=0Nmm 在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：MAV=0Nmm 在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：MBV=0Nmm 在垂直面上，齿轮4所在轴截面C处所受弯矩：MCV=RBV×l1=2145×78.2=167739Nmm 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmm b.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV

57、2=11937062+02=1193706Nmm 截面B处合成弯矩：MB=0Nmm 截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV左2=-10453012+1677392=1058674Nmm 截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV右2=-9235422+1677392=938651Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm c.绘制扭矩图T=510609.86Nmm d.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：MVA=MA+×T2=1193706+0.6×510609.862=1232394Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm 截面C左侧当量弯矩：MVC左=M

58、C左=1058674Nmm 截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右2+×T2=9386512+0.6×510609.862=987383Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD+×T2=0+0.6×510609.862=306366Nmm 图8-6 低速轴受力及弯矩图6. 校核轴的强度 因A弯矩大，且作用有转矩，故A为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×53332=14608.56mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=29217.11mm3 最大弯曲应力为=MW=33.12MPa 剪切应力为=TWT=17.48MPa 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+4××2=39.2MPa九、 滚动轴承寿命校核9.1 高速轴上的轴承校核 根据前面的计算，选用30206轴承，内径