二級直齒圓柱齒輪減速器

1、 目錄第一章 設(shè)計任務(wù)書31.1設(shè)計題目31.2設(shè)計步驟3第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案32.1傳動方案32.2該方案的優(yōu)缺點3第三章 電動機的選擇43.1選擇電動機類型43.2確定傳動裝置的效率43.3選擇電動機的容量43.4確定電動機參數(shù)43.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比5第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)64.1電動機輸出參數(shù)64.2高速軸的參數(shù)64.3中間軸的參數(shù)64.4低速軸的參數(shù)64.5滾筒軸的參數(shù)7第五章 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算85.1選精度等級、材料及齒數(shù)85.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計85.3確定傳動尺寸105.4校核齒根彎曲疲勞強度115.5計算齒輪傳動其它幾

2、何尺寸125.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)12第六章 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算136.1選精度等級、材料及齒數(shù)136.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計136.3確定傳動尺寸156.4校核齒根彎曲疲勞強度156.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸166.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)17第七章 軸的設(shè)計177.1高速軸設(shè)計計算177.2中間軸設(shè)計計算237.3低速軸設(shè)計計算29第八章 滾動軸承壽命校核358.1高速軸上的軸承校核358.2中間軸上的軸承校核368.3低速軸上的軸承校核37第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算379.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核379.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核389.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接

3、校核389.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核389.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核38第十章 聯(lián)軸器的選擇3910.1高速軸上聯(lián)軸器3910.2低速軸上聯(lián)軸器39第十一章 減速器的密封與潤滑4011.1減速器的密封4011.2齒輪的潤滑40第十二章 減速器附件設(shè)計4012.1油面指示器4012.2通氣器4112.3放油孔及放油螺塞4112.4窺視孔和視孔蓋4112.5定位銷4112.6啟蓋螺釘4212.7螺栓及螺釘42第十三章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸42第十四章 設(shè)計小結(jié)43第十五章 參考文獻43第一章 設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目 展開式二級直齒圓柱減速器，拉力F=4000N，速度v=1.6m/s，

4、直徑D=400mm，每天工作小時數(shù)：8小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：250天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計步驟 1.傳動裝置總體設(shè)計方案 2.電動機的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 6.傳動軸的設(shè)計 7.滾動軸承校核 8.鍵聯(lián)接設(shè)計 9.聯(lián)軸器設(shè)計 10.潤滑密封設(shè)計 11.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點 展開式二級圓柱齒輪減速器由于齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要

5、求軸有較大剛度。第三章 電動機的選擇3.1選擇電動機類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 一對滾動軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的傳動效率：3=0.98 工作機效率：w=0.97 故傳動裝置的總效率a=122332w=0.8863.3選擇電動機的容量 工作機所需功率為Pw=FV1000=40001.61000=6.4kW3.4確定電動機參數(shù) 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=6.40.886=7.22kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VD=6010001.63.14400=76.43rp

6、m 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為：8-40因此理論傳動比范圍為：8-40?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(8-40)76.43=611-3057r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132M-4的三相異步電動機，額定功率Pen=7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。方案電動機型號額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002

7、900電機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLHDABKDEFG13251531521617812388010333.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=144076.43=18.841（2）分配傳動裝置傳動比 高速級傳動比i1=1.3ia=4.95 則低速級的傳動比i2=3.81 減速器總傳動比ib=i1i2=18.8595第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)功率：P0=Pd=7.22kW轉(zhuǎn)速：n0=nm=1440

8、rpm扭矩：T0=9.55106P0n0=9.551067.221440=47882.64Nmm4.2高速軸的參數(shù)功率：P1=P01=7.220.99=7.15kW轉(zhuǎn)速：n1=n0=1440rpm扭矩：T1=9.55106P1n1=9.551067.151440=47418.4Nmm4.3中間軸的參數(shù)功率：P2=P123=7.150.990.98=6.94kW轉(zhuǎn)速：n2=n1i1=14404.95=290.91rpm扭矩：T2=9.55106P2n2=9.551066.94290.91=227826.48Nmm4.4低速軸的參數(shù)功率：P3=P223=6.940.990.98=6.73kW轉(zhuǎn)速：

9、n3=n2i2=290.913.81=76.35rpm扭矩：T3=9.55106P3n3=9.551066.7376.35=841800.92Nmm4.5滾筒軸的參數(shù)功率：Pw=P3w12=6.730.970.990.99 =6.4kW轉(zhuǎn)速：nw=n3=76.35rpm扭矩：Tw=9.55106Pwnw=9.551066.476.35=800523.9Nmm 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表:軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(Nmm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸7.2247882.64144010.99軸7.157.0847418.446944.21614404.950.97

10、軸6.946.87227826.48225548.2152290.913.810.97軸6.736.66841800.92833382.910876.3510.96工作機軸6.46.4800523.9800523.976.35第五章 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算5.1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=30，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=304.95=149。實際傳動比i=4.967（3）壓力角=20。5.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1u

11、ZHZEZH21）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3T=9550000Pn=95500007.151440=47418.4Nmm查表選取齒寬系數(shù)d=1由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Za1=arccosz1cosz1+2han*=arccos30cos2030+21=28.241a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos149cos20149+21=21.99=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=30tan28.241-tan20+149tan21.99-tan202=1.77

12、2Z=4-3=4-1.7723=0.862計算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60njLh=6014401825010=1.728109NL2=NL1u=1.7281094.95=3.491108由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.965，KHN2=0.993取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9656001=579MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9935501=546MPa取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=546MPa2）試算小

13、齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.347418.414.95+14.952.46189.80.8625462=43.183mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v=d1tn601000=43.1831440601000=3.254齒寬bb=dd1t=143.183=43.183mm2）計算實際載荷系數(shù)KH查表得使用系數(shù)KA=1查圖得動載系數(shù)Kv=1.117齒輪的圓周力。Ft=2Td1=247418.443.183=2196.161NKAFtb=12196.16143.183=51Nmm100Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1

14、.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.436 實際載荷系數(shù)為 KH=KAKVKHKH=11.1171.41.436=2.2463）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=43.18332.2461.3=51.817mm4）確定模數(shù)m=d1z1=51.81730=1.727mm，取m=2mm。5.3確定傳動尺寸（1）計算中心距a=z1+z2m2=179mm，圓整為179mm （2）計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=302=60mmd2=z2m=1492=298mm （3）計算齒寬b=dd1=60mm 取B1=65mm B2=60mm5.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度

15、條件為F=2KTbmd1YFaYSaYF1） K、T、m和d1同前齒寬b=b2=60齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：查表得：YFa1=2.506，YFa2=2.132YSa1=1.625，YSa2=1.844查圖得重合度系數(shù)Y=0.673查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.762，KFN2=0.867取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力F1=KFN1Flim1S=0.7625001.4=272.143MPaF2=KFN2Flim2S=0.8673801.4=235.329MPaF1=2KT

16、bmd1YFa1YSa1Y=55.581MPaF1=272.143MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=53.659MPaF2=235.329MPa故彎曲強度足夠。5.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=2mm hf=mhan*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=mz1+2han*=64mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=302mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=55mm df2=

17、d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=293mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z30149齒頂高ha22齒根高hf2.52.5分度圓直徑d60298齒頂圓直徑da64302齒根圓直徑df55293齒寬B6560中心距a179179第六章 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算6.1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=30，

18、則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=303.81=115。實際傳動比i=3.833（3）壓力角=20。6.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH21）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3T=9550000Pn=95500006.94290.91=227826.48Nmm查表選取齒寬系數(shù)d=1由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Za1=arccosz1cosz1+2han*=arccos30cos2030+21=28.241a2=arccosz2cosz2+2han

19、*=arccos115cos20115+21=22.537=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=30tan28.241-tan20+115tan22.537-tan202=1.76Z=4-3=4-1.763=0.864計算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60njLh=60290.911825010=3.491108NL2=NL1u=3.4911083.81=9.163107由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.993，KHN2=0.998取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=

20、KHN1Hlim1S=0.9936001=596MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9985501=549MPa取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=549MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.3227826.4813.81+13.812.46189.80.8645492=73.912mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v=d1tn601000=73.912290.91601000=1.125齒寬bb=dd1t=173.912=73.912mm2）計算實際載荷系數(shù)KH查表得使用系數(shù)KA=1查圖

21、得動載系數(shù)Kv=1.073齒輪的圓周力。Ft=2Td1=2227826.4873.912=6164.804NKAFtb=16164.80473.912=83Nmm100Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.455 實際載荷系數(shù)為 KH=KAKVKHKH=11.0731.41.455=2.1863）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=73.91232.1861.3=87.892mm4）確定模數(shù)m=d1z1=87.89230=2.93mm，取m=3mm。6.3確定傳動尺寸（1）計算中心距a=z1+z2m2=217.5mm，圓整為218mm

22、（2）計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=303=90mmd2=z2m=1153=345mm （3）計算齒寬b=dd1=90mm 取B1=95mm B2=90mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為F=2KTbmd1YFaYSaYF1） K、T、m和d1同前齒寬b=b2=90齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：查表得：YFa1=2.506，YFa2=2.148YSa1=1.625，YSa2=1.822查圖得重合度系數(shù)Y=0.676查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.867，KFN2=0

23、.979取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力F1=KFN1Flim1S=0.8675001.4=309.643MPaF2=KFN2Flim2S=0.9793801.4=265.729MPaF1=2KTbmd1YFa1YSa1Y=79.173MPaF1=309.643MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=76.09MPaF2=265.729MPa故彎曲強度足夠。6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑

24、da1=d1+2ha=mz1+2han*=96mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=351mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=82.5mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=337.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z30115齒頂高ha33齒根高hf3.753.75分度圓直徑d90345齒頂圓直徑da96351齒根圓直徑df82.5337

25、.5齒寬B9590中心距a218218第七章 軸的設(shè)計7.1高速軸設(shè)計計算（1）已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=1440r/min；功率P=7.15kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=47418.4Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA03Pn=11237.151440=19.11mm由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.0519.11=20.07mm查表可知標準軸孔直徑為30mm故取dmin=

26、30（4）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設(shè)計成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，bh=87mm(GB/T 1096-2003)，長L=63mm；定位軸肩直徑為35mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的直徑和長度。 外傳動件到軸承透蓋端面距離K=20mm 軸承端蓋厚度e=10mm 調(diào)整墊片厚度t=2mm 箱體內(nèi)壁到軸承端面距離=10mm各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=30mm。 d2：密封處軸段，左端用于

27、固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=35mm d3：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=40mm，選取軸承型號為深溝球軸承6208 d4：軸肩段，選擇d4=45mm。 d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 d6：過渡軸段，要求與d4軸段相同，故選取d6=d4=45mm。 d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=40mm。各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=80mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=65mm。 L3：由滾動軸承寬度

28、和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=30mm。 L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，選取L4=115.5mm。 L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=65mm。 L6：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取L6=8mm。 L7：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=30mm。軸段1234567直徑(mm)30354045644540長度(mm)806530115.565830（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑）齒輪1所受的圓周力（d1為齒輪1的分度圓直徑）Ft1=2

29、T1d1=247418.460=1581N齒輪1所受的徑向力Fr1=Ft1tan=1581tan20=575N第一段軸中點到軸承中點距離La=114mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=169mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=61.5mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān)在水平面內(nèi)軸承A處水平支承力：RAH=Fr1LbLb+Lc=575169169+61.5= 422N軸承B處水平支承力：RBH=Fr1-RA

30、H=575-422=153N在垂直面內(nèi)軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1LbLb+Lc=1581169169+61.5= 1159N軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1LcLb+Lc=158161.5169+61.5= 422N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=4222+11592=1233.44N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=1532+4222=448.88Nd.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面上彎矩：MAH=0Nmm截面B在水平面上彎矩：MBH=0Nmm截面C在水平面上的彎矩：MCH=RAHLc=42261.5=25953Nmm截面D在水平面上的彎矩：MDH=0

31、Nmme.在垂直平面上：截面A在垂直面上彎矩：MAV=0Nmm截面B在垂直面上彎矩：MBV=0Nmm截面C在垂直面上的彎矩：MCV=RAVLc=115961.5=71278Nmm截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmm合成彎矩，有：截面A處合成彎矩：MA=0Nmm截面B處合成彎矩：MB=0Nmm截面C處合成彎矩：MC=MCH2+MCV2=259532+712782=75856Nmm截面D處合成彎矩：MD=0Nmm轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=46944.22Nmm截面A處當量彎矩：MVA=0Nmm截面B處當量彎矩：MVB=MB2+T2=02+0.646944.222=28167Nmm截面C處當量彎矩：MVC

32、=MC2+T2=758562+0.646944.222=80917Nmm截面D處當量彎矩：MVD=MD2+T2=02+0.646944.222=28167Nmme.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：f.按彎扭合成強度校核軸的強度其抗彎截面系數(shù)為W=d332=8941.64mm3抗扭截面系數(shù)為WT=d316=17883.28mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=9.05MPa剪切應(yīng)力為=TWT=2.65MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應(yīng)力為ca=2+42=9.59MPa查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60

33、MPa，e-1b，所以強度滿足要求。7.2中間軸設(shè)計計算（1）已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速n=290.91r/min；功率P=6.94kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=227826.48Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。dA03Pn=11536.94290.91=33.11mm由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=35mm（4）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒

34、根圓距離x遠大于2，因此設(shè)計成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個軸承。與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。確定各段軸直徑 d1：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選取d1=35mm，選取軸承型號為深溝球軸承6207 d2：過渡軸段，故選取d2=40mm。 d3：軸肩段，故選取d3=50mm。 d4：過渡軸段，故選取d4=40mm。 d5

35、：滾動軸承軸段，要求與d1軸段相同，故選取d5=35mm。各軸段長度的確定 L1：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L1=39mm。 L2：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取L2=93mm。 L3：軸肩段，取L3=15mm。 L4：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取L4=58mm。 L5：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L5=41.5mm。軸段12345直徑(mm)3540504035長度(mm)3993155841.5（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫中速軸的受力圖如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂

36、直平面受力圖b.計算作用在軸上的力齒輪2所受的圓周力（d2為齒輪2的分度圓直徑）Ft2=2T2d2=2227826.48298=1529N齒輪2所受的徑向力Fr2=Ft2tan=1529tan20=556N齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）Ft3=2T2d3=2227826.4890=5063N齒輪3所受的徑向力Fr3=Ft3tan=5063tan20=1842Nc.計算作用在軸上的支座反力軸承中點到低速級小齒輪中點距離La=77.5mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離Lb=92.5mm，高速級大齒輪中點到軸承中點距離Lc=62.5mm軸承A在水平面內(nèi)支反力RAH=Fr3L

37、a-Fr2La+LbLa+Lb+Lc=184277.5-55677.5+92.577.5+92.5+62.5= 207N軸承B在水平面內(nèi)支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=1842-207-556=1079N軸承A在垂直面內(nèi)支反力RAV=Ft3La+Ft2La+LbLa+Lb+Lc=506377.5+152977.5+92.577.5+92.5+62.5= 2806N軸承B在垂直面內(nèi)支反力RBV=Ft3Lb+Lc+Ft2LcLa+Lb+Lc=506392.5+62.5+152962.577.5+92.5+62.5= 3786N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=2072+2806

38、2=2813.62N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=10792+37862=3936.75Nd.繪制水平面彎矩圖截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩MAH=MBH=0截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH右=-RAHLc=-20762.5=-12938Nmm截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH左=-RAHLc=-20762.5=-12938Nmm截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH右=RBHLa=107977.5=83622Nmm截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH左=RBHLa=107977.5=83622Nmme.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內(nèi)彎矩MAV=MBV=0Nmm截面C在垂直面內(nèi)彎矩MCV=RAV

39、Lc=280662.5=175375Nmm截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=RBVLa=378677.5=293415Nmmf.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0Nmm截面C右側(cè)合成彎矩MC右=MCH右2+MCV2=-129382+1753752=175852Nmm截面C左側(cè)合成彎矩MC左=MCH左2+MCV2=-129382+1753752=175852Nmm截面D右側(cè)合成彎矩MD右=MDH右2+MDV2=836222+2934152=305098Nmm截面D左側(cè)合成彎矩MD左=MDH左2+MDV2=836222+2934152=305098Nmmf.繪制扭矩圖T2=225548

40、.22Nmmg.繪制當量彎矩圖截面A和截面B處當量彎矩MVA=MVB=0Nmm截面C右側(cè)當量彎矩MVC右=MC右2+T2=1758522+0.6225548.222=221896Nmm截面C左側(cè)當量彎矩MVC左=MC左2+T2=1758522+0.6225548.222=221896Nmm截面D右側(cè)當量彎矩MVD右=MD右2+T2=3050982+0.6225548.222=333764Nmm截面D左側(cè)當量彎矩MVD左=MD左2+T2=3050982+0.6225548.222=333764Nmmh.校核軸的強度因軸截面D處彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數(shù)為W

41、=d332=6280mm3抗扭截面系數(shù)為WT=d316=12560mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=53.15MPa剪切應(yīng)力為=TWT=18.14MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應(yīng)力為ca=2+42=57.43MPa查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e-1b，所以強度滿足要求。7.3低速軸設(shè)計計算（1）已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速n=76.35r/min；功率P=6.73kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=841800.92Nmm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒

42、面硬度217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA03Pn=11236.7376.35=49.84mm由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.0749.84=53.33mm查表可知標準軸孔直徑為55mm故取dmin=55（4）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析。低速軸設(shè)計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，bh=2012mm(GB/T 1096-2003)，長L=70mm；定位

43、軸肩直徑為60mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=55mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=60mm d3：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=65mm，選取軸承型號為深溝球軸承6213 d4：軸肩段，選擇d4=70mm。 d5：軸肩，故選取d5=85mm。 d6：齒輪處軸段，選取直徑d6=70mm。 d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，

44、故選取d7=d3=65mm。各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=110mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=60mm。 L3：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L3=45.5mm。 L4：過渡軸段，由箱體尺寸和齒輪寬度確定，選取L4=67.5mm。 L5：軸肩，選取L5=10mm。 L6：由低速級大齒輪寬度確定，長度略小于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠，選取L6=88mm。 L7：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=47.5mm。軸段1234567直徑(mm)55606570857065長度(mm)1106045.

45、567.5108847.5（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）Ft4=2T3d4=2841800.92345=4880N齒輪4所受的徑向力Fr4=Ft4tan=4880tan20=1775Nc.計算作用在軸上的支座反力第一段軸中點到軸承中點距離La=80.5mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=156mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=149.5mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=FrLaLa+Lb=177580.580.5+156= 60

46、4NRBH=Fr-RAH=1775-604=1171N軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=FtLaLa+Lb=488080.580.5+156= 1661NRBV=FtLbLa+Lb=488015680.5+156= 3219N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=6042+16612=1767.41N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=11712+32192=3425.38Ne.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：MAH=0Nmm在水平面上，軸截面B處所受彎矩：MBH=0Nmm在水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：MCH=RB

47、HLa=117180.5=94266Nmm在水平面上，軸截面D處所受彎矩：MDH=0Nmm在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：MAV=0Nmm在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：MBV=0Nmm在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：MCV=RAVLa=166180.5=133710Nmm在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmm截面A處合成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B處合成彎矩：MB=0Nmm合成彎矩，大齒輪所在截面C處合成彎矩為MC=MCH2+MCV2=942662+1337102=163598Nmm截面D處合成彎矩：MD=0Nmm轉(zhuǎn)矩為：T=833382

48、.91Nmm截面A處當量彎矩：MVA=MA+T2=0+0.6833382.912=500030Nmm截面B處當量彎矩：MVB=MB=0Nmm截面C處當量彎矩：MVC=MC2+T2=1635982+0.6833382.912=526112Nmm截面D處當量彎矩：MVD=MD+T2=0+0.6833382.912=500030Nmmh.校核軸的強度因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數(shù)為W=d332=33656.88mm3抗扭截面系數(shù)為WT=d316=67313.75mm3最大彎曲應(yīng)力為=MW=15.63MPa剪切應(yīng)力為=TWT=12.51MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應(yīng)力為ca=2+42=21.67MPa查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e20000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2中間軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度