机械设计减速箱设计说明书

1、 . . 50/54机械设计减速箱设计说明书 日期：减速器设计说明书 系 别： 专业班级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录 TOC o 1-2 h z u HYPERLINK l _Toc503359686一设计任务书 PAGEREF _Toc503359686 h 1HYPERLINK l _Toc5033596871.1设计题目 PAGEREF _Toc503359687 h 1HYPERLINK l _Toc5033596881.2设计步骤 PAGEREF _Toc503359688 h 1HYPERLINK l _Toc503359689二传动装置总体设计方案 PAGE

2、REF _Toc503359689 h 1HYPERLINK l _Toc5033596902.1传动方案 PAGEREF _Toc503359690 h 1HYPERLINK l _Toc5033596912.2该方案的优缺点 PAGEREF _Toc503359691 h 1HYPERLINK l _Toc503359692三选择电动机 PAGEREF _Toc503359692 h 2HYPERLINK l _Toc5033596933.1电动机类型的选择 PAGEREF _Toc503359693 h 2HYPERLINK l _Toc5033596943.2确定传动装置的效率 PAG

3、EREF _Toc503359694 h 2HYPERLINK l _Toc5033596953.3选择电动机容量 PAGEREF _Toc503359695 h 2HYPERLINK l _Toc5033596963.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 PAGEREF _Toc503359696 h 3HYPERLINK l _Toc503359697四计算传动装置运动学和动力学参数 PAGEREF _Toc503359697 h 4HYPERLINK l _Toc5033596984.1电动机输出参数 PAGEREF _Toc503359698 h 4HYPERLINK l _Toc50

4、33596994.2高速轴的参数 PAGEREF _Toc503359699 h 4HYPERLINK l _Toc5033597004.3中间轴的参数 PAGEREF _Toc503359700 h 4HYPERLINK l _Toc5033597014.4低速轴的参数 PAGEREF _Toc503359701 h 5HYPERLINK l _Toc5033597024.5工作机的参数 PAGEREF _Toc503359702 h 5HYPERLINK l _Toc503359703五普通V带设计计算 PAGEREF _Toc503359703 h 5HYPERLINK l _Toc50

5、3359704六减速器低速级齿轮传动设计计算 PAGEREF _Toc503359704 h 9HYPERLINK l _Toc5033597056.1选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数 PAGEREF _Toc503359705 h 9HYPERLINK l _Toc5033597066.2按齿面接触疲劳强度设计 PAGEREF _Toc503359706 h 9HYPERLINK l _Toc5033597076.3确定传动尺寸 PAGEREF _Toc503359707 h 12HYPERLINK l _Toc5033597086.4校核齿根弯曲疲劳强度 PAGEREF _Toc5033

6、59708 h 12HYPERLINK l _Toc5033597096.5计算齿轮传动其它几何尺寸 PAGEREF _Toc503359709 h 14HYPERLINK l _Toc5033597106.6齿轮参数和几何尺寸总结 PAGEREF _Toc503359710 h 14HYPERLINK l _Toc503359711七减速器高速级齿轮传动设计计算 PAGEREF _Toc503359711 h 15HYPERLINK l _Toc5033597127.1选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数 PAGEREF _Toc503359712 h 15HYPERLINK l _Toc50

7、33597137.2按齿面接触疲劳强度设计 PAGEREF _Toc503359713 h 16HYPERLINK l _Toc5033597147.3确定传动尺寸 PAGEREF _Toc503359714 h 18HYPERLINK l _Toc5033597157.4校核齿根弯曲疲劳强度 PAGEREF _Toc503359715 h 19HYPERLINK l _Toc5033597167.5计算齿轮传动其它几何尺寸 PAGEREF _Toc503359716 h 21HYPERLINK l _Toc5033597177.6齿轮参数和几何尺寸总结 PAGEREF _Toc5033597

8、17 h 21HYPERLINK l _Toc503359718八轴的设计 PAGEREF _Toc503359718 h 22HYPERLINK l _Toc5033597198.1高速轴设计计算 PAGEREF _Toc503359719 h 22HYPERLINK l _Toc5033597208.2中间轴设计计算 PAGEREF _Toc503359720 h 28HYPERLINK l _Toc5033597218.3低速轴设计计算 PAGEREF _Toc503359721 h 34HYPERLINK l _Toc503359722九滚动轴承寿命校核 PAGEREF _Toc503

9、359722 h 40HYPERLINK l _Toc5033597239.1高速轴上的轴承校核 PAGEREF _Toc503359723 h 40HYPERLINK l _Toc5033597249.2中间轴上的轴承校核 PAGEREF _Toc503359724 h 41HYPERLINK l _Toc5033597259.3低速轴上的轴承校核 PAGEREF _Toc503359725 h 42HYPERLINK l _Toc503359726十键联接设计计算 PAGEREF _Toc503359726 h 43HYPERLINK l _Toc50335972710.1高速轴与大带轮键

10、连接校核 PAGEREF _Toc503359727 h 43HYPERLINK l _Toc50335972810.2高速轴与小齿轮键连接校核 PAGEREF _Toc503359728 h 44HYPERLINK l _Toc50335972910.3中间轴与低速级小齿轮键连接校核 PAGEREF _Toc503359729 h 44HYPERLINK l _Toc50335973010.4中间轴与高速级大齿轮键连接校核 PAGEREF _Toc503359730 h 44HYPERLINK l _Toc50335973110.5低速轴与低速级大齿轮键连接校核 PAGEREF _Toc50

11、3359731 h 44HYPERLINK l _Toc50335973210.6低速轴与联轴器键连接校核 PAGEREF _Toc503359732 h 45HYPERLINK l _Toc503359733十一联轴器的选择 PAGEREF _Toc503359733 h 45HYPERLINK l _Toc50335973411.1低速轴上联轴器 PAGEREF _Toc503359734 h 45HYPERLINK l _Toc503359735十二减速器的密封与润滑 PAGEREF _Toc503359735 h 45HYPERLINK l _Toc50335973612.1减速器的密

12、封 PAGEREF _Toc503359736 h 45HYPERLINK l _Toc50335973712.2齿轮的润滑 PAGEREF _Toc503359737 h 46HYPERLINK l _Toc50335973812.3轴承的润滑 PAGEREF _Toc503359738 h 46HYPERLINK l _Toc503359739十三减速器附件 PAGEREF _Toc503359739 h 46HYPERLINK l _Toc50335974013.1油面指示器 PAGEREF _Toc503359740 h 46HYPERLINK l _Toc50335974113.2通

13、气器 PAGEREF _Toc503359741 h 46HYPERLINK l _Toc50335974213.3放油塞 PAGEREF _Toc503359742 h 47HYPERLINK l _Toc50335974313.4窥视孔盖 PAGEREF _Toc503359743 h 47HYPERLINK l _Toc50335974413.5定位销 PAGEREF _Toc503359744 h 48HYPERLINK l _Toc50335974513.6起盖螺钉 PAGEREF _Toc503359745 h 48HYPERLINK l _Toc503359746十四减速器箱体主

14、要结构尺寸 PAGEREF _Toc503359746 h 48HYPERLINK l _Toc503359747十五设计小结 PAGEREF _Toc503359747 h 49HYPERLINK l _Toc503359748参考文献 PAGEREF _Toc503359748 h 49一 设计任务书1.1设计题目 同轴式二级斜齿圆柱减速器，扭矩T=900Nm，速度v=0.75m/s，直径D=300mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：15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

15、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.普通V带设计计算 6.减速器部传动设计计算 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.箱体结构设计二 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，减速器为同轴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。 同轴式二级圆柱齿轮减速器长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长

16、，刚度较差，两极大齿轮直径接近，有利于沁油润滑。轴线可以水平，上下或铅垂布置。三 选择电动机3.1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。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=0.99 V带的效率：v=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.963.3选择电动机容量 工作机所需功率为 电动机所需额定功率: 工作转速： 经查表按推荐的合理传动比围，V带传动比围为：24，同轴式二级齿轮减速器传动比围为：840，因此理论传动比围为：16160。可选择的电动机转速围为nd=ianw=

17、(16160)47.77=764-7643r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900 电机主要外形尺寸图3-1 电动机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HLHDABKDEF/p>

18、617812388010333.4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： （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 则低速级的传动比为 减速器总传动比四 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数4.2高速轴的参数4.3中间轴的参数4.4低速轴的参数4.5工作机的参数 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/(Nmm)电机轴9605.3453121.88高速轴4805.13102065.63中间轴151.424.983140

19、86.65低速轴47.774.83965595.56工作机47.774.5899623.19五 普通V带设计计算 1.确定计算功率Pca 由表8-8查得工作情况系数KA=1.1，故 2.选择V带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用A型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）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 因为5m/sv30m/s，故带速合适。 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 根据表8-9，取标准值为dd2=200mm。 4.确定V带的中心距a

20、和基准长Ld度 根据式（8-20），初定中心距a0=450mm。 由式（8-22）计算带所需的基准长度 由表选带的基准长度Ld=1430mm。 按式（8-23）计算实际中心距a。 按式（8-24）,中心距的变化围为455-519mm。 5.验算小带轮的包角a 6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=100mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=0.96kW。 根据n1=960r/min，i=2和A型带，查表8-5得P0=0.112kW。 查表8-6得K=0.972，表8-2得KL=0.96，于是 2）计算带的根数z 取6根。 7.计算单根V带的初拉力F0 由表8

21、-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以 8.计算压轴力Fp 9.带轮结构设计 1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=38mm 因为小带轮dd1=100 小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下： L=2.0dB（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）图5-1 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=28mm 因为大带轮dd2=200mm因此大带轮结构选择为腹板式。 因此大带轮尺寸如下：图5-2 带轮结构示意图 10.主要设计结论 选用A型普通V带6根，基准长度1430mm。带轮基准直径dd1=100mm，dd2=200mm，中心距控制在a=45

22、5519mm。单根带初拉力F0=155.93N。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6初拉力155.93N带速5.02m/s压轴力1860.84N六 减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数 (1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为=20，初选螺旋角=13。 (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），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS (4)选小齿轮齿数z1=27，则大齿轮齿数z2=z1i=273.17=8

23、6。6.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即 1)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:由表10-7选取齿宽系数d=1由图10-20查得区域系数ZH=2.46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。由公式可得螺旋角系数Z。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 由式（10-15）计算应力循环次数： 由图10-23查取接触疲劳系数 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2)试算

24、小齿轮分度圆直径 (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。圆周速度齿宽b 2)计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1根据v=0.5m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01齿轮的圆周力。 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=1.422 由此，得到实际载荷系数 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 4)确定模数6.3确定传动尺寸 (1)计算中心距 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 =13332 (3)计算小、大齿轮的分度圆直径 (4

25、)计算齿宽 取B1=90mm B2=85mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 1)T、mn和d1同前 齿宽b=b2=85 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数： 大齿轮当量齿数： 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力修正系数试选载荷系数KFt=1.3由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y 2)圆周速度 3)宽高比b/h 根据v=0.66m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.013 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH

26、=1.428，结合b/h=90/6.75=13.333查图10-13，得KF=1.08。 则载荷系数为 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 由图10-22查取弯曲疲劳系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得 齿根弯曲疲劳强度校核 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。 4)齿轮的圆周速度 选用7级精度是合适的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 （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径6.6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

27、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13332右13332齿数z2786齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d83.15264.85齿顶圆直径da89.15270.85齿根圆直径df75.65257.35齿宽B9085中心距a174174图6-1 低速级大齿轮结构图七 减速器高速级齿轮传动设计计算7.1选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数 (1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为=20，初选螺旋角=13。 (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），硬度为280HBS，大齿轮45

28、（调质），硬度为240HBS (4)选小齿轮齿数z1=27，则大齿轮齿数z2=z1i=273.17=86。7.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即 1)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:由表10-7选取齿宽系数d=1由图10-20查得区域系数ZH=2.46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。由公式可得螺旋角系数Z。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 由式（10-15）计算应力循环次数： 由图10-23查取接触疲劳系数

29、取失效概率为1%，安全系数S=1，得 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2)试算小齿轮分度圆直径 (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。圆周速度齿宽b 2)计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1根据v=1.137m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.022齿轮的圆周力。 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4 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 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 4)确定模数7.3确定传动尺

30、寸 (1)计算中心距 为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算。即a=174mm。并调整小齿轮齿数Z1=27则，Z2=ui=85.59圆整为Z2=86 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 =13332 (3)计算小、大齿轮的分度圆直径 (4)计算齿宽 取B1=90mm B2=85mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 1)T、mn和d1同前 齿宽b=b2=85 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数： 大齿轮当量齿数： 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力修正系数试选载荷系数KFt=

31、1.3由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y 2)圆周速度 3)宽高比b/h 根据v=2.09m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.428，结合b/h=90/6.75=13.333查图10-13，得KF=1.08。 则载荷系数为 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 由图10-22查取弯曲疲劳系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得 齿根弯曲疲劳强度校核 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿

32、轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 4)齿轮的圆周速度 选用7级精度是合适的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 （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径7.6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13332右13332齿数z2786齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d83.15264.85齿顶圆直径da89.15270.85齿根圆直径df75.65257.35齿宽B9085中心距a174174图7-1

33、 高速级大齿轮结构图八 轴的设计8.1高速轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=480r/min；功率P=5.13kW；轴所传递的转矩T=102065.63Nmm (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 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% 查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28 (4)确定各段轴的直径和长度图8-1 高速轴示意图 1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=2

34、8mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=54mm。选用普通平键，A型键，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，键长L=40mm。 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 = 33 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7207AC，其尺寸为dDB = 357217mm，故d34 = d67 = 35 mm。 3)采用分体式齿轮，该段安装齿轮，l45略短于齿轮宽度，则l45=88mm。轴肩h34=2.5mm，则d45=40mm。轴肩h45=4，则d56=48mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据

35、轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则 5)取小齿轮距箱体壁之距离1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离，取 = 10 mm，挡油环宽度s1=20mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径283335404835长度54663988532 (5)轴的受力分析 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） 高速级小齿轮所受的径向力 高速级小齿轮所受的轴向力 根据7207AC角接触球轴承查手册得压力中心a=21mm 轴所受的载荷是从轴

36、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 带传动压轴力（属于径向力）Q=1860.84N在水平面 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1860.84N 轴承A处水平支承力： 轴承B处水平支承力：在垂直面 轴承A处垂直支承力： 轴承B处垂直支承力： 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为：绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩： 截面B在水平面上弯矩： 截面C左侧在水平面上弯矩： 截面C右侧在水平面上弯矩： 截面D在水平面

37、上的弯矩：绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩： 截面B在垂直面上弯矩： 截面C在垂直面上弯矩： 截面D在垂直面上弯矩：绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩： 截面B处合成弯矩： 截面C左侧合成弯矩： 截面C右侧合成弯矩： 截面D处合成弯矩： g.转矩和扭矩图 h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩： 截面B处当量弯矩： 截面C左侧当量弯矩： 截面C右侧当量弯矩： 截面D处当量弯矩：图8-2 高速轴受力与弯矩图 (6)校核轴的强度 因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 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

38、理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 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。8.2中间轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=151.42r/min；功率P=4.98kW；轴所传递的转矩T=314086.65Nmm (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dmin=40mm (

39、4)确定各段轴的直径和长度图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 = 36.85 mm，由轴承产品目录中选取角接触轴承7208AC，其尺寸为dDB = 408018mm，故d12 = d56 = 40 mm。 2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 45 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 = 85 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 83 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h =

40、 (23)R，由轴径d45 = 45 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 55 mm。取l34 = 92.5 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=45mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =85mm，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=83mm，d45=45mm。 5)取低速级小齿轮距箱体壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮距箱体

41、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，应距箱体壁一段距离，取 = 10 mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径4045554540长度408892.58342.5 (5)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） 高速级大齿轮所受的径向力 高速级大齿轮所受的轴向力 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） 低速级小齿轮所受的径向力 低速级小齿轮所受的轴向力 根据7208AC角接触球轴承查手册得压力中心a=23mm 轴承A在水平面支反力 轴承B

42、在水平面支反力 轴承A在垂直面支反力 轴承B在垂直面支反力 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为：计算水平面弯矩 截面A和截面B在水平面弯矩 截面C右侧在水平面弯矩 截面C左侧在水平面弯矩 截面D右侧在水平面弯矩 截面D左侧在水平面弯矩 e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面弯矩 截面C在垂直面弯矩 截面D在垂直面弯矩 f.绘制合成弯矩图 截面A和截面B处合成弯矩 截面C右侧合成弯矩 截面C左侧合成弯矩 截面D右侧合成弯矩 截面D左侧合成弯矩转矩计算当量弯矩 截面A和截面B处当量弯矩 截面C右侧当量弯矩 截面C左侧当量弯矩 截面D右侧当量弯矩 截面D左侧当量弯矩图8-4 中间轴受力与弯矩

43、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 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 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 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)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=47.77r/min；功率P=4.83kW；轴传递的转矩T=965595.56Nmm (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

44、，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。 由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7% 查表可知标准轴孔直径为56mm故取dmin=56 (4)确定各段轴的直径和长度图8-5 低速轴示意图 1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1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 = KAT，查表，考虑平稳，故取KA = 1.3，则: 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LX4型联轴器。半联轴器

45、的孔径为42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，bh = 1610mm(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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23 = 61 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7213AC，其尺寸为dDB = 6512023mm，故d34 = d67 = 65 mm。 3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 70 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 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l45 =

46、 83 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 70 mm故取h = 5 mm，则轴环处的直径d56 = 80 mm。轴环宽度b1.4h，取l56 = 5 mm。 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联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则 5)取大齿轮距箱体壁之距离2 = 12.5 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离，取 = 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 23 mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345

47、6直径566165708065长度1126047.583540.5(5)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） 低速级大齿轮所受的径向力 低速级大齿轮所受的轴向力 根据7213AC角接触球轴承查手册得压力中心a=33.5mm 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为：计算弯矩 在水平面上，轴截面A处所受弯矩： 在水平面上，轴截面B处所受弯矩： 在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩： 在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩： 在水平面上，轴截面D处所受弯矩： 在垂直面上，轴

48、截面A处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面B处所受弯矩： 在垂直面上，齿轮4所在轴截面C处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩弯矩： 截面B处合成弯矩： 截面C左侧合成弯矩： 截面C右侧合成弯矩： 截面D处合成弯矩：绘制扭矩图绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩： 截面B处当量弯矩： 截面C左侧当量弯矩： 截面C右侧当量弯矩： 截面D处当量弯矩：图8-6 低速轴受力与弯矩图 (6)校核轴的强度 因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 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

49、，故取折合系数=0.6，则当量应力为 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，ca0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr=29kN，额定静载荷C0r=19.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=72000h。 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： 由前面计算可知轴向力Fae=-569N 由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。 查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工

50、作寿命足够。9.2中间轴上的轴承校核轴承型号径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7208AC40801835.2 根据前面的计算，选用7208AC角接触球轴承，径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm 当Fa/Fr0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr=35.2kN，额定静载荷C0r=24.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=72000h。 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： 由前面计算可知轴向力Fae=1202N 由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。

51、查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。9.3低速轴上的轴承校核轴承型号径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7213AC651202366.5 根据前面的计算，选用7213AC角接触球轴承，径d=65mm，外径D=120mm，宽度B=23mm 当Fa/Fr0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr=66.5kN，额定静载荷C0r=52.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=72000h。 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： 由前面计算可知轴向力Fae=-1691N 由计算可知，轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”。 查表得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87 查表可知ft=1，fp=1 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。十 键联接设计计算10.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长40mm。 键的工作长度