二级直齿圆柱齿轮减速器设计T=480；n=60
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二级
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480
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二级直齿圆柱齿轮减速器设计T=480；n=60,二级,圆柱齿轮,减速器,设计,480,60
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减速器设计说明书 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目录 第一部分 设计任务书1 1.1设计题目1 1.2设计计算步骤1 1.3传动方案特点1 第二部分 选择电动机1 2.1电动机类型的选择1 2.2确定传动装置的效率1 2.3选择电动机容量2 2.4确定传动装置的总传动比和分配传动比3 2.5动力学参数计算4 第三部分 V带传动的设计6 3.1确定计算功率Pca6 3.2选择V带的带型7 3.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v7 3.4确定V带的中心距a和基准长Ld 度7 3.5验算小带轮的包角a8 3.6计算带的根数z8 3.7计算单根V带的初拉力F09 3.8计算压轴力Fp9 第四部分 减速器高速级齿轮传动设计计算10 4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数11 4.2按齿面接触疲劳强度设计11 4.3确定传动尺寸15 4.4校核齿根弯曲疲劳强度16 4.5计算齿轮传动其它几何尺寸19 4.6齿轮参数和几何尺寸总结20 第五部分 减速器低速级齿轮传动设计计算20 5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数20 5.2按齿面接触疲劳强度设计21 5.3确定传动尺寸25 5.4校核齿根弯曲疲劳强度26 5.5计算齿轮传动其它几何尺寸29 5.6齿轮参数和几何尺寸总结30 第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计30 6.1输入轴设计计算30 6.2中间轴设计计算35 6.3输出轴设计计算41 第七部分 轴承的选择及校核计算46 7.1输入轴的轴承计算与校核46 7.2中间轴的轴承计算与校核47 7.3输出轴的轴承计算与校核49 第八部分 键联接的选择及校核计算50 8.1输入轴键选择与校核50 8.2中间轴键选择与校核51 8.3输出轴键选择与校核52 第九部分 联轴器的选择53 9.1输出轴上联轴器53 第十部分 减速器的润滑和密封53 10.1减速器的润滑54 10.2减速器的密封54 第十一部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸55 11.1减速器附件的设计与选取55 11.2减速器箱体主要结构尺寸57 第十二部分 设计小结592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，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：8年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。表1-1设计数据扭矩T480Nm转速nw60rmin1.2设计计算步骤1.确定传动装置的传动方案2.选择合适的电动机3.计算减速器的总传动比以及分配传动比4.计算减速器的动力学参数5.V带设计6.齿轮传动的设计7.传动轴的设计与校核8.滚动轴承的设计与校核9.键联接设计10.联轴器设计11.减速器润滑密封设计12.减速器箱体结构设计1.3传动方案特点1)组成:传动装置由电机、减速器、V带、联轴器、工作机组成。2)特点:齿轮相对于轴承非对称布置3)确定传动方案,根据任务书要求，将V带设置在高速级,选择传动方案为电动机-V带-展开式二级直齿圆柱齿轮减速器-工作机。第二部分 选择电动机2.1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。2.2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=0.99闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98V带的效率：v=0.96工作机的效率：w=0.96a=1 23 32 v w=0.990.9930.9820.960.96=0.852.3选择电动机容量工作机所需功率为Pw=T n9550=3.02kW电动机所需额定功率:Pd=Pwa=3.020.85=3.55kW工作机轴转速：nw=n=60rmin查课程设计手册表选取推荐的合理传动比范围，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，因此合理的总传动比范围为：16160。电动机转速的可以选择的范围为nd=ianw=(16160)60=9609600r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、重量、和减速器、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。表2-1电机选择方案对比方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1YE3-Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890图2-1电机尺寸表2-2电动机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HLHDABKDEFG1124002651901401228608242.4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=144060=24（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i1=1.3iaiv=3.95则低速级的传动比为i2=3.04减速器总传动比ib=i1 i2=12.0082.5动力学参数计算（1）各轴转速：输入轴：n1=nmiv=14402=720.00rmin中间轴：n2=n1i1=7203.95=182.28rmin输出轴：n3=n2i2=182.283.04=59.96rmin工作机轴：n4=n3=59.96rmin（2）各轴输入功率：输入轴：P1=Pd v=3.550.96=3.41kW中间轴：P2=P1 2 3=3.410.990.98=3.31kW输出轴：P3=P2 2 3=3.310.990.98=3.21kW工作机轴：P4=P3 2 1 w=3.210.990.990.96=3.02kW则各轴的输出功率：输入轴：P1=P1 2=3.410.99=3.38kW中间轴：P2=P2 2=3.310.99=3.28kW输出轴：P3=P3 2=3.210.99=3.18kW工作机轴：P4=P4 w=3.020.96=2.90kW（3）各轴输入转矩：电机轴：Td=9550Pdnm=95503.551440=23.54Nm输入轴：T1=9550P1n1=95503.41720=45.23Nm中间轴：T2=9550P2n2=95503.31182.28=173.42Nm输出轴：T3=9550P3n3=95503.2159.96=511.27Nm工作机轴：T4=9550P4n4=95503.0259.96=481.00Nm则各轴输出转矩：输入轴：T1=9550P1n1=95503.38720=44.83Nm中间轴：T2=9550P2n2=95503.28182.28=171.85Nm输出轴：T3=9550P3n3=95503.1859.96=506.49Nm工作机轴：T4=9550P4n4=95502.959.96=461.89Nm各轴转速、功率和转矩列于下表表2-3各轴动力学参数表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nm)电机轴14403.5523.54输入轴7203.4145.23中间轴182.283.31173.42输出轴59.963.21511.27工作机轴59.963.02481第三部分 V带传动的设计3.1确定计算功率Pca由表8-8查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KA P=1.23.55=4.26kW3.2选择V带的带型根据Pca、n1由图8-11选用A型。3.3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。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=100mm。2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度v= dd1 n601000=1001440601000=7.54ms带速在530m/s范围内，合适。3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2=i dd1=2100=200mm根据表8-9，取标准值为dd2=200mm。3.4确定V带的中心距a和基准长Ld 度根据式（8-20），初定中心距a0=460mm。由式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2460+2100+200+200-100244601397mm由表选带的基准长度Ld=1430mm。按式（8-23）计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=460+1430-13972476mm按式（8-24）,中心距的变化范围为455-519mm。3.5验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-200-10057.3476=167.961203.6计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=100mm和n1=1440r/min,查表8-4得P0=1.31kW。根据n1=1440r/min，i=2和A型带，查表8-5得P0=0.169kW。查表8-6得K=0.972，表8-2得KL=0.96，于是Pr=P0+P0K KL=1.31+0.1690.9720.96=1.38kW2）计算带的根数zz=PcaPr=4.261.383.09取4根。3.7计算单根V带的初拉力F0由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaK z v+q v2=5002.5-0.9724.260.97247.54+0.1057.542=116.99N3.8计算压轴力FpFp=2 z F0sin12=24116.99sin167.962=930.76N1)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=100小带轮结构选择为腹板式。因此小带轮尺寸如下：表3-1小带轮结构尺寸代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电机轴D=28mm28mm分度圆直径dd1100mmdadd1+2ha100+22.75105.5mm轮毂直径d1(1.82)d(1.82)2856mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)d0(1.52)d056mm腹板内径drd2-2(hf+)100-2(8.7+6)71mmC0.25B0.256315.75mm图3-1小带轮结构示意图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=200mm因此大带轮结构选择为孔板式。因此大带轮尺寸如下：表3-2大带轮结构尺寸代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d高速轴D=20mm20mm分度圆直径dd1200mmdadd1+2ha200+22.75205.5mm轮毂直径d1(1.82)d(1.82)2040mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)d0(1.52)d040mm腹板内径drd2-2(hf+)200-2(8.7+6)171mmC0.25B0.256315.75mm图3-2大带轮结构示意图2)主要设计结论选用A型V带4根，基准长度1430mm。带轮基准直径dd1=100mm，dd2=200mm，中心距控制在a=455519mm。单根带初拉力F0=116.99N。表3-3带轮设计结果带型AV带中心距476mm小带轮基准直径100mm包角167.96大带轮基准直径200mm带长1430mm带的根数4初拉力116.99N带速7.54m/s压轴力930.76N第四部分 减速器高速级齿轮传动设计计算4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20。参考表10-6选用7级精度。材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS选小齿轮齿数z1=29，则大齿轮齿数z2=z1i=293.95=115。4.2按齿面接触疲劳强度设计由式(10-11)试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHt Td u+1u ZH ZE ZH2确定公式中的各参数值试选KHt=1.3计算小齿轮传递的扭矩:T=9550Pn=95503.41720=45.23Nm由表10-7选取齿宽系数d=1由图10-20查得区域系数ZH=2.49由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arccosz1cos z1+2han*=arccos29cos 2029+21=28.47a2=arccosz2cos z2+2han*=arccos115cos 20115+21=22.537=z1tan a1-tan +z2tan a2-tan 2=29tan 28.47-tan 20+115tan 22.537-tan 202=1.75Z=4-3=4-1.753=0.866计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa由式(10-15)计算应力循环次数：NL1=60 n j Lh=60720183008=8.294108NL2=NL1u=8.2941083.97=2.089108由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=0.91，KHN2=0.94取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=Hlim1 KHN1SH=6000.911=546MPaH2=Hlim2 KHN2SH=5500.941=517MPa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=517MPa试算小齿轮分度圆直径d1t32KHt Td u+1u ZH ZE ZH2=321.3452301 11529+111529 2.49189.80.8665172=45.189mm1)调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v= d1t n601000=45.189720601000=1.7ms齿宽bb=d d1t=145.189=45.189mm计算实际载荷系数KH。由表10-2查得使用系数KA=1.5根据v=1.7m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04齿轮的圆周力。Ft=2Td1=24523045.189=2001.81NKAFt/b=1.52001.81/45.189=66Nmm100Nmm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.418由此，得到实际载荷系数KH=KA KV KH KH=1.51.041.21.418=2.654由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t 3KHKHt=45.18932.6541.3=57.326mm确定模数m=d1z1=57.32629=1.98mm，取m=2mm。4.3确定传动尺寸1)计算中心距a=m2z1+z2=2229+115=144mm2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1 m=292=58.00mmd2=z2 m=1152=230.00mm3)计算齿宽b=d d1=58mm取B1=65mmB2=60mm4.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KF T YFa YSa Yd m3 z12FT、m和d1同前齿宽b=b2=60齿形系数YFa和应力修正系数YSa：由图10-17查得齿形系数YFa1=2.53，YFa2=2.17由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.62，YSa2=1.8试选KFt=1.3由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y。Y=0.25+0.75=0.25+0.751.756=0.677圆周速度v= d1 n601000=58720601000=2.19ms宽高比b/hh=2 ha*+c*m=21+0.252=4.5mmbh=604.5=13.333根据v=2.19m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2由表10-4查得KH=1.423，结合b/h=60/4.5=13.333查图10-13，得KF=1.079。则载荷系数为KF=KA KV KF KF=1.51.051.21.079=2.039由图10-24c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10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.91，KFN2=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式(10-14)得F1=Flim1 KFN1S=5000.911.25=364MPaF2=Flim2 KFN2S=3800.921.25=279.68MPa齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KF T YFa1 YSa1 Yd m3 z12=22.039452302.531.620.677123292=76.07MPaF1F2=2KF T YFa2 YSa2 Yd m3 z12=22.039452302.171.80.677123292=72.495MPa100Nmm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.424由此，得到实际载荷系数KH=KA KV KH KH=1.51.0211.424=2.179由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t 3KHKHt=71.2632.1791.3=84.648mm确定模数m=d1z1=84.64829=2.92mm，取m=3mm。5.3确定传动尺寸1)计算中心距a=m2z1+z2=3229+88=176mm2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1 m=293=87.00mmd2=z2 m=883=264.00mm3)计算齿宽b=d d1=87mm取B1=95mmB2=90mm5.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KF T YFa YSa Yd m3 z12FT、m和d1同前齿宽b=b2=90齿形系数YFa和应力修正系数YSa：由图10-17查得齿形系数YFa1=2.53，YFa2=2.2由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.62，YSa2=1.78试选KFt=1.3由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y。Y=0.25+0.75=0.25+0.751.742=0.681圆周速度v= d1 n601000=87182.28601000=0.83ms宽高比b/hh=2 ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=906.75=13.333根据v=0.83m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2由表10-4查得KH=1.43，结合b/h=90/6.75=13.333查图10-13，得KF=1.08。则载荷系数为KF=KA KV KF KF=1.51.021.21.08=1.983由图10-24c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10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.92，KFN2=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式(10-14)得F1=Flim1 KFN1S=5000.921.25=368MPaF2=Flim2 KFN2S=3800.921.25=279.68MPa齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KF T YFa1 YSa1 Yd m3 z12=21.9831734202.531.620.681133292=84.542MPaF1F2=2KF T YFa2 YSa2 Yd m3 z12=21.9831734202.21.780.681133292=80.776MPaF2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。齿轮的圆周速度v= d1 n601000=87182.28601000=0.83ms选用7级精度是合适的主要设计结论齿数z1=29，z2=88，模数m=3mm，压力角=20，中心距a=176mm，齿宽B1=95mm、B2=905.5计算齿轮传动其它几何尺寸计算齿顶高、齿根高和全齿高ha=m han*=31=3mmhf=mhan*+cn*=31+0.25=3.75mmh=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm计算小、大齿轮的齿顶圆直径da1=d1+2ha=87+23=93.00mmda2=d2+2ha=264+23=270.00mm计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=d1-2hf=87-23.75=79.50mmdf2=d2-2hf=264-23.75=256.50mm注：han*=1.0，cn*=0.255.6齿轮参数和几何尺寸总结表5-1齿轮主要结构尺寸代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数m33螺旋角右旋000左旋000齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿数z2988齿宽B9590齿顶高hamha*33齿根高hfm(ha*+c*)3.753.75分度圆直径d87264齿顶圆直径dad+2ha93270齿根圆直径dfd-2hf79.5256.5中心距a176176第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1输入轴设计计算1)求输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=3.41kW；n1=720r/min；T1=45.23Nm2)初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，根据表，取A0=110，于是得dminA0 3Pn=11033.41720=18.47mm输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%dmin=1+0.0518.47=19.39mm故选取:d12=20mm3)轴的结构设计图图6-1高速轴示意图为了满足大带轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d23=25mm。大带轮轮毂宽度L=40mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比大带轮轮毂宽度L略短一些，现取l12=38mm。4)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=25mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6206，其尺寸为dDB=306216mm，故d34=d78=30mm。取挡油环宽度s1为12,则l34=l78=B+s1=16+12=28 mm轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取d45=36mm。5)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=65mm，d56=62mm6)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与传动部件右端面有一定距离，取l23=57mm7)取小齿轮距箱体内壁之距离=10mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离c=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s，取s=10mm，低速级小齿轮宽度b3=95mm，则l45=b3+c+-2.5-2=95+15+10-2.5-2=115.5 mml67=-2=10-2=8 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-1轴的直径和长度轴段1234567直径20253036623630长度385728115.565828高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）Ft1=2Td1=24523058=1559.66N高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tan =1559.66tan 20=567.67N根据6206深沟球查手册得压力中心a=8mm第一段轴中点到轴承压力中心距离:l1=L1+L2+a=382+57+8=84mm轴承压力中心到齿轮支点距离:l2=L3+B2+L4-a=28+652+115.5-8=168mm齿轮中点到轴承压力中心距离:l3=L6+B2+L7-a=8+652+28-8=60.5mm计算轴的支反力高速轴上外传动件压轴力Fq=930.76水平支反力FNH1=Ft l3l2+l3=1559.6660.5168+60.5=412.95NFNH2=Ft l2l2+l3=1559.66168168+60.5=1146.71N垂直支反力FNV1=Fr l3-Fql1+l2+l3l2+l3=567.6760.5-930.7684+168+60.5168+60.5=-1122.62NFNV2=Fr l2+Fq l1l2+l3=567.67168+930.7684168+60.5=759.53N计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩MCH1=FNH1 l2=412.95168=69375.60Nmm截面B处的垂直弯矩MBV=Fq l1=930.7684=78183.84Nmm截面C处的垂直弯矩MCV1=FNV1 l2+Fql1+l2=-1122.62168+930.7684+168=45951.36NmmMCV2=MCV1=45951.36Nmm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MB=MBH2+MBV2=02+78183.842=78183.84Nmm截面C处的合成弯矩MC1=MCH12+MCV12=69375.62+45951.362=83213.59Nmm作合成弯矩图（图d）T=45230Nmm作转矩图（图e）图6-2高速轴受力及弯矩图8)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面C左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1d3=0.1363=4665.6mm抗扭截面系数为WT=0.2d3=0.2363=9331.2mm当量应力为ca=McaW=M2+ T2W=83213.592+0.64523024665.6=18.77MPa1b=70Mpa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。6.2中间轴设计计算1)求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=3.31kW；n2=182.28r/min；T2=173.42Nm2)初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS，根据表，取A0=110，得:dminA0 3Pn=11033.31182.28=28.91mm3)轴的结构设计图图6-3中间轴示意图4)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3系列轴承。参照工作要求并根据dmin=28.91mm，由轴承产品目录中选取深沟球3系列轴承6307，其尺寸为dDB=358021mm，故d12=d56=35mm。5)取安装大齿轮处的轴段的直径d45=38mm；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=60mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=58mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由轴径d45=38mm查表，取h=5mm，则轴环处的直径d34=48mm。轴环宽度b1.4h，取l34=15mm。6)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6307型轴承的定位轴肩高度h=1.5mm,因此，取d23=38。7)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=95mm，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=93mm。8)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离=10mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离2=12.5mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离c=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s，取s=10mm，则l12=B+s+2=21+10+10+2=43 mml56=B+s+2+2=21+10+12.5+2=45.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-2轴的直径和长度轴段12345直径3538483835长度4393155845.5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）Ft2=2Td2=2173420230=1508N高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tan =1508tan 20=548.87N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=217342087=3986.67N低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3tan =3986.67tan 20=1451.03N根据6307深沟球3系列查手册得压力中心a=10.5mm轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离:l1=L1-2+B32-a=43-2+952-10.5=78mm低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离:l2=B2+B32+L3=60+952+15=92.5mm高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离:l3=L5-2+B22-a=45.5-2+602-10.5=63mm计算轴的支反力水平支反力FNH1=Ft3l2+l3+Ft2 l3l1+l2+l3=3986.6792.5+63+15086378+92.5+63=3061.80NFNH2=Ft3 l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=3986.6778+150878+92.578+92.5+63=2432.87N垂直支反力FNV1=Fr2 l3-Fr3l2+l3l1+l2+l3=548.8763-1451.0392.5+6378+92.5+63=-818.23NFNV2=Fr2-FNV1-Fr3=548.87+818.23-1451.03=-83.93N计算轴的弯矩，并做弯矩图截面B处的水平弯矩MBH1=FNH1 l1=3061.878=238820.40NmmMBH2=MBH1=238820.40Nmm截面C处的水平弯矩MCH1=FNH2 l3=2432.8763=153270.81NmmMCH2=MCH1=153270.81Nmm截面C处的垂直弯矩MCV1=FNV2 l3=-83.9363=-5287.59Nmm截面B处的垂直弯矩MBV1=FNV1 l1=-818.2378=-63821.94Nmm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=238820.42+63821.942=247201.18Nmm截面C处的合成弯矩MC1=MCH12+MCV12=153270.812+5287.592=153361.99Nmm作合成弯矩图（图d）T=173420Nmm作转矩图（图e）图6-4中间轴受力及弯矩图9)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面B左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1d3=0.1383=5487.2mm抗扭截面系数为WT=0.2d3=0.2383=10974.4mm当量应力为ca=McaW=M2+ T2W=247201.182+0.617342025487.2=48.88MPa1b=60Mpa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。6.3输出轴设计计算1)求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=3.21kW；n3=59.96r/min；T3=511.27Nm2)初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS，根据表，取A0=110，得:dminA0 3Pn=11033.2159.96=41.46mm输出轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大7%dmin=1+0.0741.46=44.36mm故选取:d12=45mm输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查表，考虑中等冲击，故取KA=2.3，则:Tca=KA T3=1175.92Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为45mm，故取d12=45mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。3)轴的结构设计图图6-5低速轴示意图为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d23=55mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度L=112mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L略短一些，现取l12=110mm。4)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=55mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6212，其尺寸为dDB=6011022mm，故d34=d78=60mm。取挡油环宽度为22.5,则l34=B+s1=22+22.5=44.5 mm轴承挡油环定位，由手册上查得6212型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d45=69mm5)取安装齿轮处的轴段的直径d67=63mm；齿轮的右端与右轴承之间采用档油环定位。已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4=90mm，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=88mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由轴径d67=63mm，故取h=9mm，则轴环处的直径d56=81mm，轴环宽度b1.4h，取l56=10mm。6)取轴承端盖厚度e=10，端盖垫片厚度t=2，为了便于轴承端盖装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取K=20，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则轴承座宽度为L=+C1+C2+5=8+20+18+5=51mml23=L+t+e+K-B-s=51+2+10+20-22-10=51 mm7)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离2=12.5mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离c=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s，取s=10mm，低速齿轮齿宽差一半为2.5mm,则l78=B+s+2+2=22+10+12.5+2=46.5 mml45=b2+c+2+s+2.5-l56-s1=60+15+12.5+10+2.5-10-22.5=67.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-3轴的直径和长度轴段1234567直径45556069816360长度1105144.567.5108846.5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=2511270264=3873.26N低速级大齿轮所受的径向力Fr4=Ft4tan =3873.26tan 20=1409.75N根据6212深沟球查手册得压力中心a=11mml1=L12+L2+a=1102+51+11=117mml2=B2+L5+L4+L3-a=902+10+67.5+44.5-11=156mml3=L7-2+B2-a=46.5-2+902-11=78.5mm计算轴的支反力水平支反力FNH1=Ft l3l2+l3=3873.2678.5156+78.5=1296.59NFNH2=Ft l2l2+l3=3873.26156156+78.5=2576.67N垂直支反力FNV1=Fr l3l2+l3=1409.7578.5156+78.5=471.92NFNV2=Fr l2l2+l3=1409.75156156+78.5=937.83N计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩MCH1=FNH1 l2=1296.59156=202268.04Nmm截面C处的垂直弯矩MCV1=FNV1 l2=471.92156=73619.52Nmm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MC1=MCH12+MCV12=202268.042+73619.522=215249.14Nmm作合成弯矩图（图d）T=511270Nmm作转矩图（图e）图6-6低速轴受力及弯矩图8)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面C左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1d3=0.1693=32850.9mm抗扭截面系数为WT=0.2d3=0.2693=65701.8mm当量应力为ca=McaW=M2+ T2W=215249.142+0.6511270232850.9=11.4MPa19200h由此可知该轴承的工作寿命足够。7.2中间轴的轴承计算与校核表7-2轴承参数表轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷(kN)630735802133.2根据前面的计算，选用6307深沟球轴承，内径d=35mm，外径D=80mm，宽度B=21mm轴承基本额定动载荷Cr=33.2kN，额定静载荷C0r=19.2kN。要求寿命为Lh=19200h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=FNH12+FNV12=3061.82+-818.232=3169.25NFr2=FNH22+FNV22=2432.872+-83.932=2434.32N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.5因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0Pr1=X1 Fr1+Y1 Fa1=13169.25+00=3169.25NPr2=X2 Fr2+Y2 Fa2=12434.32+00=2434.32N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n ft Crfp Pr3=31144h19200h由此可知该轴承的工作寿命足够。7.3输出轴的轴承计算与校核表7-3轴承参数表轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷(kN)6212601102247.8根据前面的计算，选用6212深沟球轴承，内径d=60mm，外径D=110mm，宽度B=22mm轴承基本额定动载荷Cr=47.8kN，额定静载荷C0r=32.8kN。要求寿命为Lh=19200h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=FNH12+FNV12=1296.592+471.922=1379.8NFr2=FNH22+FNV22=2576.672+937.832=2742.03N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.5因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0Pr1=X1 Fr1+Y1 Fa1=11379.8+00=1379.8NPr2=X2 Fr2+Y2 Fa2=12742.03+00=2742.03N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n ft Crfp Pr3=436295h19200h由此可知该轴承的工作寿命足够。第八部分 键联接的选择及校核计算8.1输入轴键选择与校核(1)输入轴与大带轮键连接校核选用A型键，查表得bh=6mm6mm（GB/T1096-2003）,键长28mm。键的工作长度l=L-b=22mm大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。键连接工作面的挤压应力p=4 Th l d=37MPap=60MPa8.2中间轴键选择与校核(1)中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用A型键，查表得bh=10mm8mm（GB/T1096-2003）,键长80mm。键的工作长度l=L-b=70mm低速级小齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4 Th l d=33MPap=120MPa(2)中间轴与高速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得bh=10mm8mm（GB/T1096-2003）,键长45mm。键的工作长度l=L-b=35mm高速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4 Th l d=65MPap=120MPa8.3输出轴键选择与校核(1)输出轴与低速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得bh=18mm11mm（GB/T1096-2003）,键长70mm。键的工作长度l=L-b=52mm低速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4 Th l d=57MPap=120MPa(2)输出轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得bh=14mm9mm（GB/T1096-2003）,键长100mm。键的工作长度l=L-b=86mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力
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