F=3680 v=0.5 D=320 16X300X10(联轴器 展开式二级斜齿圆柱 链传动 高上低下)

1、机械设计课程设计 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第1章 初始数据11.1设计题目11.2设计步骤1第2章 传动装置总体设计方案22.1传动方案22.2该方案的优缺点2第3章 选择电动机23.1电动机类型的选择23.2计算传动装置总效率23.3选择电动机容量33.4确定传动装置的总传动比和分配传动比4第4章 传动装置运动及动力参数计算54.1电动机输出参数54.2高速轴的参数54.3中间轴的参数54.4低速轴的参数54.5工作机轴的参数6第5章 链传动设计计算6第6章 减速器高速级齿轮传动设计计算96.1选择材料及确定许用应力96.2按齿面接触强度设计96.3

2、验算轮齿弯曲强度106.4齿轮的圆周速度116.5齿轮参数和几何尺寸总结116.6确定小齿轮侧隙和齿厚偏差126.7确定大齿轮侧隙和齿厚偏差13第7章 减速器低速级齿轮传动设计计算157.1选择材料及确定许用应力157.2按齿面接触强度设计157.3验算轮齿弯曲强度167.4齿轮的圆周速度177.5齿轮参数和几何尺寸总结177.6确定小齿轮侧隙和齿厚偏差187.7确定大齿轮侧隙和齿厚偏差19第8章 轴的设计218.1高速轴设计计算218.2中间轴设计计算268.3低速轴设计计算32第9章 滚动轴承寿命校核389.1高速轴上的轴承校核389.2中间轴上的轴承校核399.3低速轴上的轴承校核41第

3、10章 键联接设计计算4210.1高速轴与联轴器键选择与校核4210.2中间轴与低速级小齿轮键选择与校核4210.3中间轴与高速级大齿轮键选择与校核4310.4低速轴与低速级大齿轮键选择与校核4310.5低速轴与链轮键选择与校核44第11章 联轴器的选择4411.1高速轴上联轴器44第12章 减速器的密封与润滑4512.1减速器的密封4512.2齿轮的润滑4512.3轴承的润滑45第13章 减速器附件4613.1油面指示器4613.2通气器4713.3放油孔及放油螺塞4713.4窥视孔和视孔盖4813.5定位销4913.6起盖螺钉5013.7起吊装置51第14章 减速器箱体主要结构尺寸52第1

4、5章 设计小结54第16章 参考文献54第1章 初始数据1.1设计题目 展开式二级斜齿圆柱减速器，每天工作小时数：16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。拉力F3680N速度v0.5m/s直径D320mm1.2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 12.箱体结构设计第2章 传动装置总体设计方案2.1传动方案

5、传动方案已给定，后置外传动为链传动，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 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。 和齿轮传动比较,链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力;能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动比较,它能保证准确的平均传动比,传递功率较大,且作用在轴和轴承上的力较小;传递效率较高,一般可达0.950.97;链条的铰链磨损后,使得节距变大造成脱落现象;安装和维修要求较高。第3章 选择电动机3.1电动机类型的选择 按照要求选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2

6、计算传动装置总效率a=1×24×32×c×w=0.85 1=0.99为联轴器的效率,2=0.99为滚动轴承的效率,3=0.98为闭式圆柱齿轮的效率,c=0.96为链传动的效率,w=0.97为工作机的效率3.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=3680×0.51000=1.84kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=1.840.85=2.16kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.5×320=29.86rmin 经查表按推荐的合理传

7、动比范围，链传动比范围为：26，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：16240。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(16240)×29.86=478-7166r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y100L1-4的三相异步电动机，额定功率Pen=2.2kW，满载转速为nm=1430r/min，同步转速为nt=1500r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1132S-82.27507102Y112M-62.210009403Y100L1-42.2150014304Y9

8、0L-22.230002840图3-1 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HL×HDA×BKD×EF×G100380×245160×1401228×608×243.4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：ia=nmnw=143029.86=47.89 （2）分配传动装置传动比 取链传动比：ic=3 高速级传动比i1=1.35×iaic=4.64 则低速级的传动比i2=

9、3.44 减速器总传动比ib=i1×i2=15.9616第4章 传动装置运动及动力参数计算4.1电动机输出参数P0=2.16kWn0=nm=1430rminT0=9550×P0n0=9550×2.161430=14.43Nm4.2高速轴的参数P=P0×1=2.16×0.99=2.14kWn=n0=1430rminT=9550×Pn=9550×2.141430=14.29Nm4.3中间轴的参数P=P×2×3=2.14×0.99×0.98=2.08kWn=ni1=14304.64=308.

10、19rminT=9550×Pn=9550×2.08308.19=64.45Nm4.4低速轴的参数P=P×2×3=2.08×0.99×0.98=2.02kWn=ni2=308.193.44=89.59rminT=9550×Pn=9550×2.0289.59=215.33Nm4.5工作机轴的参数P=P×c×2×2×w=2.02×0.96×0.99×0.99×0.97=1.84kWn=ni3=89.593=29.86rminT=9550

11、15;Pn=9550×1.8429.86=588.48Nm 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/(Nm)电机轴14302.1614.43高速轴14302.1414.29中间轴308.192.0864.45低速轴89.592.02215.33工作机轴29.861.84588.48第5章 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=21，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=i×Z1=63，所以取Z2=65。 实际传动比i=z2/z1=3.1 (2)确定链条型号和节距 查表得工况系数KA=1 小链轮齿数系数：Kz=1.

12、22 取单排链,则计算功率为:查表得：Km=1mmPca=KA×KzKm×P=1×1.221×2.02kW=2.464kW 选择链条型号和节距： 根据Pca=2.464kW，n1=89.59r/min，查图选择链号12A-1，节距p=19.05mm。 (3)计算链长 初选中心距a0=40×p=40×19.05=762mm 则，链长为:Lp=2×a0p+z1+z22+pa0×z1-z22×2=2×76219.05+21+652+19.05762×21-652×2=124.226

13、节 取Lp=124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=0.24532×19.05×2×124.226-21+65=759.19mm 计算链速v，确定润滑方式v=z1×n×p60×1000=21×89.59×19.0560×1000=0.597 合适 按v=0.597m/s，链号12A，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×

14、;2.4640.597=4127N 作用在轴上的力Fq1.25×F=1.25×4127=5159N 链轮尺寸及结构 滚子直径dr=11.91 分度圆直径d1=psin180°z1=19.05sin180°21=127.88mmd2=psin180°z2=19.05sin180°65=394.5mm 齿顶圆直径damin1=d1+p×1-1.6z1-dr=127.88+19.05×1-1.621-11.91=133.57mmdamax1=d1+1.25×p-dr=127.88+1.25×19.05

15、-11.91=139.78mmdamin2=d2+p×1-1.6z2-dr=394.5+19.05×1-1.665-11.91=401.17mmdamax2=d2+1.25×p-dr=394.5+1.25×19.05-11.91=406.4mm 齿根圆直径df1=d1-dr=127.88-11.91=115.97mmdf2=d2-dr=394.5-11.91=382.59mm第6章 减速器高速级齿轮传动设计计算6.1选择材料及确定许用应力 小齿轮选用40MnB（调质），齿面硬度241286HBS，相应的疲劳强度取均值，Hlim1=720MPa，FE1=5

16、95MPa（表11-1），大齿轮选用ZG35SiMn（调质），齿面硬度241269HBS，Hlim2=615MPa，FE2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，则H1=Hlim1SH=7201.1=655MPaH2=Hlim2SH=6151.1=559MPaF1=FE1SF=5951.25=476MPaF2=FE2SF=5101.25=408MPa6.2按齿面接触强度设计 设齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.3（表11-3） 初选螺旋角 =14° 齿宽系数d=1表（11-6） 小齿轮上的转矩取T=9.55×106×Pn=9.55×10

17、6×2.141430=14291.61Nmm 齿数 取Z1=24，则Z2=i×Z1=4.64×24=113。故实际传动比i=11324=4.708 弹性系数ZE（表11-4）ZE=189.8MPa 螺旋角系数ZZ=cos=cos14°=0.985d12.32×3K×T1d×u+1u×ZE×ZH2=2.32×31.3×14291.611×4.64+14.64×189.8×0.9855592=31.6mm 模数mn=d1×cosz1=31.6

18、5;cos14°24=1.28mm，查表4-1取mn=2mm。 计算中心距aa=z1+z2×mn2×cos=24+113×22×cos14=141.19mm，圆整为141mm=acosz1+z2×mn2×a=acos24+113×22×141=13.6801° =13°40'48" 分度圆直径d1=mn×z1cos=2×24cos13.6801=49.401mmd2=mn×z2cos=2×113cos13.6801=232.59

19、9mm 齿宽b=d×d1=1×49.401=49.4mm 故取b2=50mm，b1=b2+(510)mm、可取b1=55mm6.3验算轮齿弯曲强度 查图11-8以及图11-5得齿形系数YFa1=2.595，YFa2=2.101，YSa1=1.596，YSa2=1.898 由式11-5得F1=2×K×T1×YFa1×YSa1b2×d1×m=2×1.3×14291.61×2.595×1.59650×49.401×2=31.12MPa<F1=476MPaF

20、2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=31.12×2.101×1.8982.595×1.596=30.05MPa<F2=408MPa6.4齿轮的圆周速度v=×d1×n60×1000=×49.401×143060×1000=3.7ms 可知选用7级精度是合适的。6.5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螺旋角左旋13°40'48&

21、quot;右旋13°40'48"齿数z24113齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d49.401232.599齿顶圆直径da53.401236.599齿根圆直径df44.401227.599齿宽B5550中心距a1411416.6确定小齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.132mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2×cosn=-0.1322×cos20=-0.07024mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mn×Zcos=2×24cos13.6801=49.401mm 由表

22、D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.023mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br2×2×tann=0.0232+0.042×2×tann=0.03359mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.07024-0.03359=-0.10383mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esns×cosn=-0.07024×cos20=-0.06

23、6mm 公法线长度下偏差Ebni=Esni×cosn=-0.10383×cos20=-0.098mm 由表D.10查得，查得K=1.086，Z'=KZ=1.086×24=26.064 按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=7（跨侧齿数K=3），按Z'的小数部分，由表D.11查得Wn=0.001mm 所以Wnk=Wnk+Wn×mn=7+0.001×2=14.002mmWnk=14.002-0.098-0.066mm6.7确定大齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.132mm。 由式（D.1）求得，齿厚上

24、偏差为Esns=-jbmin2×cosn=-0.1322×cos20=-0.07024mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mn×Zcos=2×113cos13.6801=232.599mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.039mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br2×2×tann=0.0392+0.042×2×tann=0.04067mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.07

25、024-0.04067=-0.11091mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esns×cosn=-0.07024×cos20=-0.066mm 公法线长度下偏差Ebni=Esni×cosn=-0.11091×cos20=-0.104mm 由表D.10查得，查得K=1.086，Z'=KZ=1.086×113=122.718 按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=38（跨侧齿数K=13），按Z'的小数部分，由表D.11查得Wn=0.01mm 所以Wnk

26、=Wnk+Wn×mn=38+0.01×2=76.02mmWnk=76.02-0.104-0.066mm图6-1 高速级大齿轮结构图第7章 减速器低速级齿轮传动设计计算7.1选择材料及确定许用应力 小齿轮选用40MnB（调质），齿面硬度241286HBS，相应的疲劳强度取均值，Hlim1=720MPa，FE1=595MPa（表11-1），大齿轮选用ZG35SiMn（调质），齿面硬度241269HBS，Hlim2=615MPa，FE2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，则H1=Hlim1SH=7201.1=655MPaH2=Hlim2SH=6151.1=559

27、MPaF1=FE1SF=5951.25=476MPaF2=FE2SF=5101.25=408MPa7.2按齿面接触强度设计 设齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.3（表11-3） 初选螺旋角 =14° 齿宽系数d=1表（11-6） 小齿轮上的转矩取T=9.55×106×Pn=9.55×106×2.08308.19=64453.75Nmm 齿数 取Z1=24，则Z2=i×Z1=3.44×24=83。故实际传动比i=8324=3.458 弹性系数ZE（表11-4）ZE=189.8MPa 螺旋角系数ZZ=cos=cos14

28、76;=0.985d12.32×3K×T1d×u+1u×ZE×ZH2=2.32×31.3×64453.751×3.44+13.44×189.8×0.9855592=53.26mm 模数mn=d1×cosz1=53.26×cos14°24=2.15mm，查表4-1取mn=3mm。 计算中心距aa=z1+z2×mn2×cos=24+83×32×cos14=165.41mm，圆整为165mm=acosz1+z2×mn2&#

29、215;a=acos24+83×32×165=13.412° =13°24'43" 分度圆直径d1=mn×z1cos=3×24cos13.412=74.019mmd2=mn×z2cos=3×83cos13.412=255.981mm 齿宽b=d×d1=1×74.019=74mm 故取b2=75mm，b1=b2+(510)mm、可取b1=80mm7.3验算轮齿弯曲强度 查图11-8以及图11-5得齿形系数YFa1=2.598，YFa2=2.2，YSa1=1.595，YSa2=1.

30、78 由式11-5得F1=2×K×T1×YFa1×YSa1b2×d1×m=2×1.3×64453.75×2.598×1.59575×74.019×3=41.63MPa<F1=476MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=41.63×2.2×1.782.598×1.595=39.39MPa<F2=408MPa7.4齿轮的圆周速度v=×d1×n60×1000=&#

31、215;74.019×308.1960×1000=1.19ms 可知选用7级精度是合适的。7.5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螺旋角右旋13°24'43"左旋13°24'43"齿数z2483齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d74.019255.981齿顶圆直径da80.019261.981齿根圆直径df66.519248.481齿宽B8075中心距a1651657.6确定小齿轮侧隙

32、和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.16mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2×cosn=-0.162×cos20=-0.08513mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mn×Zcos=3×24cos13.412=74.019mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.029mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br2×2×tann=0.0292+0.042×2×tann=0.03

33、596mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.08513-0.03596=-0.12109mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esns×cosn=-0.08513×cos20=-0.08mm 公法线长度下偏差Ebni=Esni×cosn=-0.12109×cos20=-0.114mm 由表D.10查得，查得K=1.082，Z'=KZ=1.082×24=25.968 按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=7（跨侧齿数K=3），按

34、Z'的小数部分，由表D.11查得Wn=0mm 所以Wnk=Wnk+Wn×mn=7+0×3=21mmWnk=21-0.114-0.08mm7.7确定大齿轮侧隙和齿厚偏差 用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.16mm。 由式（D.1）求得，齿厚上偏差为Esns=-jbmin2×cosn=-0.162×cos20=-0.08513mm 计算齿轮的分度圆直径为d=mn×Zcos=3×83cos13.412=255.981mm 由表D.3查得，径向跳动公差为Fr=0.039mm 由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=I

35、T9=0.04=0.04mm 由表D.2查得，齿厚公差Tm为Tsn=Fr2+br2×2×tann=0.0392+0.042×2×tann=0.04067mm 故由式D.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.08513-0.04067=-0.1258mm 实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法线长度上偏差Ebns=Esns×cosn=-0.08513×cos20=-0.08mm 公法线长度下偏差Ebni=Esni×cosn=-0.1258×cos20=-0.

36、118mm 由表D.10查得，查得K=1.082，Z'=KZ=1.082×83=89.806 按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=29（跨侧齿数K=10），按Z'的小数部分，由表D.11查得Wn=0.012mm 所以Wnk=Wnk+Wn×mn=29+0.012×3=87.036mmWnk=87.036-0.118-0.08mm图7-1 低速级大齿轮结构图第8章 轴的设计8.1高速轴设计计算 (1)已知参数（前面计算所得） 转速n=1430r/min；功率P=2.14kW；轴所传递的转矩T=14291.61Nmm (2)轴的材料选择并确定许

37、用弯曲应力 由表14-1选用40MnB（调质），硬度为280HBS，许用弯曲应力为=70MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取C=112。dminC×3Pn=112×32.141430=12.81mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×12.81=13.45mm 查表可知标准轴孔直径为16mm故取dmin=16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

38、= KA×T，查表，考虑平稳，故取KA = 1.3，则:Tca=KA×T=18.58Nm 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LX2型联轴器。半联轴器的孔径为16mm，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 = 5×5mm(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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23 = 21 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7205AC，其尺寸为d×D×

39、;B = 25×52×15mm，故d34 = d78 = 25 mm。 由手册上查得7205AC型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 31 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 = 55 mm，d56 = 53.401 mm 4)轴承端盖厚度e=10，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=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则l23=+C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+10 + 5

40、 + 24 - 15 -10 = 66 mm 5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 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，低速级小齿轮宽度b3=80mm，则l34=l78=B+ 2=15+10+2=27 mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=80+ 15+ 10-2.5-2=100.5 mml67=1-2=10-2=8 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径1621253153.4013125长度426627100.555827 (4)轴的受力分析 高速级小齿轮所受

41、的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）Ft1=2×Td1=2×14291.6149.401=578.6N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tancos=578.6×tan20°cos13.6801°=216.74N 高速级小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1×tan=578.6×tan13.6801°=141N 根据7205AC角接触查手册得压力中心a=16.4mm 第一段轴中点到轴承压力中心距离: l1=422+66+16.4=103.4mm 轴承压力中心到齿轮支点距离:l2=27+552+10

42、0.5-16.4=138.6mm 齿轮中点到轴承压力中心距离:l3=8+552+27-16.4=46.1mm a.计算轴的支反力 水平支反力FNH1=Ft×l3l2+l3=578.6×46.1138.6+46.1=144.42NFNH2=Ft×l2l2+l3=578.6×138.6138.6+46.1=434.18N 垂直支反力FNV1=Fr×l3+Fa×d2l2+l3=216.74×46.1+141×49.4012138.6+46.1=72.95NFNV2=Fr×l2-Fa×d2l2+l3=2

43、16.74×138.6-141×49.4012138.6+46.1=143.79N b.计算轴的弯矩，并做弯矩图 截面C处的水平弯矩MH1=FNH1×l2=144.42×138.6=20016.61Nmm 截面C处的垂直弯矩MV1=FNV1×l2=72.95×138.6=10110.87NmmMV2=FNV2×l3=143.79×46.1=6628.72Nmm 分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c） 截面C处的合成弯矩M1=MH12+MV12=20016.612+10110.872=22425.31Nm

44、mM2=MH12+MV22=20016.612+6628.722=21085.65Nmm c.作合成弯矩图（图d）T=14291.61Nmm 作转矩图（图e）图8-2 高速轴受力及弯矩图 (5)校核轴的强度 因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×31332=2923.24mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=×31316=5846.48mm3 最大弯曲应力为=MW=22425.312923.24=7.67MPa 剪切应力为=TWT=14291.615846.48=2.44MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，

45、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=7.672+4×0.6×2.442=8.21MPa 查表得40MnB(调质)处理，抗拉强度极限B=1000MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，ca<-1b，所以强度满足要求。8.2中间轴设计计算 (1)已知参数（前面计算所得） 转速n=308.19r/min；功率P=2.08kW；轴所传递的转矩T=64453.75Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表14-1选用45（调质），硬度为240HBS，许用弯曲应力为=60MPa (3)按扭

46、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C=112。dminC×3Pn=112×32.08308.19=21.17mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=25mm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d12和d56，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin = 21.17 mm，由轴承产品目录中选取角接触轴承7205AC，其尺寸为d×D×B = 25×52×15mm，故d12 = d56 = 25 m

47、m。 2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 28 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 = 50 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 48 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 28 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 38 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 15 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= 80 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段

48、应略短于轮毂宽度，故取l23 = 78 mm，d23=28mm。 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 = 10 mm，则l12=B+1+2=15+10+10+2= 37 mml56=B+2+2=15+10+12.5+2= 39.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径2528382825长度3778154839.5 (4)轴的受力分析 高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）

49、Ft2=2×Td2=2×64453.75232.599=554.2N 高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2×tancos=554.2×tan20°cos13.6801°=207.6N 高速级大齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2×tan=554.2×tan13.6801°=135N 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=2×64453.7574.019=1741.55N 低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3×tancos=1741.55&

50、#215;tan20°cos13.412°=651.64N 低速级小齿轮所受的轴向力Fa3=Ft3×tan=1741.55×tan13.412°=415N 根据7205AC角接触查手册得压力中心a=16.4mm 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离: l1=37+782-16.4=59.6mm 低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离: l2=50+802+15=80mm 高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离 :l3=39.5+482-16.4=47.1mm a.计算轴的支反力 水平支反力FNH1=Ft3×l2+l3+Ft2×l3

51、l1+l2+l3=1741.55×80+47.1+554.2×47.159.6+80+47.1=1325.41NFNH2=Ft3×l1+Ft2×l1+l2l1+l2+l3=1741.55×59.6+554.2×59.6+8059.6+80+47.1=970.34N 垂直支反力FNV1=Fr2×l3-Fr3×l2+l3+Fa2×d22+Fa3×d32l1+l2+l3=207.6×47.1-651.64×80+47.1+135×232.5992+415×74.

52、019259.6+80+47.1=-224.89NFNV2=Fr2-FNV1-Fr3=207.6-224.89-651.64=-219.15 b.计算轴的弯矩，并做弯矩图 截面B处的水平弯矩MBH1=FNH1×l1=1325.41×59.6=78994.44Nmm 截面C处的水平弯矩MCH1=FNH1×l3=1325.41×47.1=62426.81Nmm 截面C处的垂直弯矩MCV1=-FNV2×l3=-219.15×47.1=10321.96MCV2=Fa2×d22-FNV2×l3=135×232.59

53、92-219.15×47.1=26022.4Nmm 截面B处的垂直弯矩MBV1=-FNV1×l1=-224.89×59.6=13403.44NmmMBV2=Fa3×d32-FNV1×l1=415×74.0192-224.89×59.6=28762.39Nmm 分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c） 截面B处的合成弯矩MB1=MBH12+MBV12=78994.442+13403.442=80123.49NmmMB2=MBH12+MBV22=78994.442+28762.392=84067.81Nmm 截面C处的

54、合成弯矩MC1=MCH12+MCV12=62426.812+10321.962=63274.4NmmMC2=MCH12+MCV22=62426.812+26022.42=67633.36Nmm 作合成弯矩图（图d）T=64453.75Nmm 作转矩图（图e）图8-4 中间轴受力及弯矩图 (5)校核轴的强度 因B左侧弯矩大，且作用有转矩，故B左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×28332=2154.04mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=×28316=4308.08mm3 最大弯曲应力为=MW=80123.492154.04=37.2MP

55、a 剪切应力为=TWT=64453.754308.08=14.96MPa 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=37.22+4×0.6×14.962=41.31MPa 查表得45(调质)处理，抗拉强度极限B=650MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca<-1b，所以强度满足要求。8.3低速轴设计计算 (1)已知参数（前面计算所得） 转速n=89.59r/min；功率P=2.02kW；轴所传递的转矩T=215325.37Nmm (2)轴的材料选择并确定许用

56、弯曲应力 由表14-1选用45（调质），硬度为240HBS，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C=112。dminC×3Pn=112×32.0289.59=31.64mm 由于最小轴段直径安装链轮，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.07×31.64=33.85mm 查表可知标准轴孔直径为35mm故取dmin=35图8-5 低速轴示意图 1)低速轴和小链轮配合，查表选取标准轴径d12=35mm，L1长度略小于小链轮轮毂长度，取L1=70mm。选用普通平键，A型键，b&

57、#215;h = 10×8mm(GB T 1096-2003)，键长L=56mm。 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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23 = 40 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7209AC，其尺寸为d×D×B = 45×85×19mm，故d34 = d78 = 45 mm。 轴承挡油环定位，由手册上查得7209AC型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = 52 mm 3)取安装齿轮处的轴段的直径d67 = 48 mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4 = 75 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 = 73 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d67 = 48 mm，故取h = 6 mm，则轴环处的直径d56 = 60 mm，取l56=10mm。 4)轴承端盖厚度e=10