联轴器-二级圆锥-斜齿圆柱-联轴器,F=2.5,v=1.2,D=380,16小时365天10年(高下低上).docx

目录第一章 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二章 传动装置总体设计方案32.1传动方案32.2该方案的优缺点3第三章 电动机的选择43.1选择电动机类型43.2确定传动装置的效率43.3选择电动机的容量43.4确定电动机参数43.5确定传动装置的总传动比和分配传动比5第四章 计算传动装置运动学和动力学参数64.1电动机输出参数64.2高速轴的参数64.3中间轴的参数64.4低速轴的参数64.5滚筒轴的参数7第五章 减速器高速级齿轮传动设计计算85.1选精度等级、材料及齿数85.2按齿根弯曲疲劳强度设计85.3校核齿面接触疲劳强度105.4计算锥齿轮传动其它几何参数11第六章 减速器低速级齿轮传动设计计算126.1选精度等级、材料及齿数126.2按齿根弯曲疲劳强度设计126.3确定传动尺寸146.4校核齿面接触疲劳强度156.5计算齿轮传动其它几何尺寸166.6齿轮参数和几何尺寸总结16第七章 轴的设计177.1高速轴设计计算177.2中间轴设计计算237.3低速轴设计计算29第八章 滚动轴承寿命校核358.1高速轴上的轴承校核358.2中间轴上的轴承校核368.3低速轴上的轴承校核37第九章 键联接设计计算389.1高速轴与联轴器配合处的键连接389.2高速轴与齿轮1配合处的键连接399.3中速轴与齿轮3配合处的键连接399.4低速轴与齿轮4配合处的键连接399.5低速轴与联轴器配合处的键连接39第十章 联轴器的选择4010.1高速轴上联轴器4010.2低速轴上联轴器40第十一章 减速器的密封与润滑4111.1减速器的密封4111.2齿轮的润滑4111.3轴承的润滑41第十二章 减速器附件设计4112.1轴承端盖4112.2油面指示器4112.3通气器4212.4放油孔及放油螺塞4212.5窥视孔和视孔盖4312.6定位销4312.7启盖螺钉4312.8螺栓及螺钉43第十三章 减速器箱体主要结构尺寸43第十四章 设计小结44第十五章 参考文献44第一章 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=2.5N，速度v=1.2m/s，直径D=380mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：365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.减速器内部传动设计计算 6.传动轴的设计 7.滚动轴承校核 8.键联接设计 9.联轴器设计 10.润滑密封设计 11.箱体结构设计第二章 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，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、出轴成直角布置的机械传动中。第三章 电动机的选择3.1选择电动机类型 按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 一对滚动轴承的效率：2=0.98 闭式圆锥齿轮的传动效率：3=0.97 闭式圆柱齿轮的传动效率：4=0.98 工作机效率：w=0.97 故传动装置的总效率a=122434w=0.8343.3选择电动机的容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=2.51.21000=0kW3.4确定电动机参数 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=00.834=0kW 工作转速：nw=601000VD=6010001.23.14380=60.34rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：6-16因此理论传动比范围为：6-16。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(6-16)60.34=362-965r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：132S-8的三相异步电动机，额定功率Pen=2.2kW，满载转速为nm=710r/min，同步转速为nt=750r/min。方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）1132S-82.27507102Y90S-62.210009103Y80M1-42.2150013904Y80M1-22.230002825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HLHDABKDEFG13247531521614012388010333.5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=71060.34=11.767（2）分配传动装置传动比 锥齿轮（高速级）传动比i1=0.25i=2.94 则低速级的传动比为i2=4 减速器总传动比ib=i1i2=11.76第四章 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数功率：P0=Pd=0kW转速：n0=nm=710rpm扭矩：T0=9.55106P0n0=9.551060710=0Nmm4.2高速轴的参数功率：P1=P01=00.99=2.33kW转速：n1=n0=710rpm扭矩：T1=9.55106P1n1=9.551062.33710=31340.14Nmm4.3中间轴的参数功率：P2=P123=2.330.980.97=2.21kW转速：n2=n1i1=7102.94=241.5rpm扭矩：T2=9.55106P2n2=9.551062.21241.5=87393.37Nmm4.4低速轴的参数功率：P3=P223=2.210.980.98=2.12kW转速：n3=n2i2=241.54=60.38rpm扭矩：T3=9.55106P3n3=9.551062.1260.38=335309.71Nmm4.5滚筒轴的参数功率：Pw=P3w122=2.120.970.990.980.98 =1.96kW转速：nw=n3=60.38rpm扭矩：Tw=9.55106Pwnw=9.551061.9660.38=310003.31Nmm 运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率P(kW)转矩T(Nmm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴0071010.99轴2.332.2831340.1430713.33727102.940.95轴2.212.1787393.3785645.5026241.540.96轴2.122.08335309.71328603.515860.3810.96工作机轴1.961.92310003.31303676.7160.38第五章 减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮40Cr(调质及表面淬火)，硬度为55HRC，大齿轮40Cr(调质及表面淬火)，硬度为55HRC（2）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1i=242.94=71。实际传动比i=2.958（3）压力角=20。5.2按齿根弯曲疲劳强度设计3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-7）试算齿轮模数，即mt3KFtTR1-0.5R2z12u2+1YFaYSaF 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数KFt=1.3 计算YFaYSa/F 计算由分锥角1=arctan1u=arctan12.94=18.67672=90-18.6767=71.3233 计算当量齿数zv1=z1cos1=24cos18.6767=25.35zv2=z2cos2=71cos71.3233=219.97 由图查得齿形系数YFa1=2.57，YFa2=2.105 由图查得应力修正系数YSa1=1.595，YSa2=1.882查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=620MPa、Flim2=620MPa 由图查取弯曲疲劳系数： KFN1=0.741，KFN2=0.805 取弯曲疲劳安全系数S=1.7，得F1=KFN1Flim1S=0.7416201.7=270MPaF2=KFN2Flim2S=0.8056201.7=294MPaYFa1YSa1F1=0.01518YFa2YSa2F2=0.01347两者取较大值，所以YFaYSaF=0.0152 2）试算齿轮模数mt3KFtTR1-0.5R2z12u2+1YFaYSaF=1.169mm （2）调整齿轮模数 1）圆周速度 d1=mz1=1.16924=28.056mm dm1=d11-0.5R=28.0561-0.50.3=23.85mmvm=dm1n601000=23.85710601000=0.89 2）齿宽bb=Rd1u2+12=0.328.0562.942+12=30.8mm 3）齿高h及齿宽比b/hh=2han*+cn*mt=2.63mmbh=26.1382.63=9.94 3）计算实际载荷系数KF 查图得动载系数KV=1.068 查表得齿间载荷分配系数：KF=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.405 查表得齿向载荷分布系数：KF=1.076 实际载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.06811.076=1.149 4）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=1.16931.1491.3=1.169mm，取m=2.5mm。4）计算分度圆直径d1=mz1=2.524=60mm5.3校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为计算接触疲劳许用应力H由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa计算应力循环次数NL1=60njLh=6071011636510=2.488109NL2=NL1u=2.4881092.94=8.462108由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.829，KHN2=0.89取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=KHN1Hlim1S=0.82911001=912MPaH2=KHN2Hlim2S=0.8911001=979MPaH=4KHTR1-0.5R2d13uZHZE=831.77MPaH=912MPa故接触强度足够。5.4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=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.625mm s=m2=3.925mm （2）计算齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=65mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=182.5mm （3）计算齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=53.75mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=171.25mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=13143 （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=15438 （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=201219 a2=2+a2=72517 （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=164557 f2=2-f2=692445第六章 减速器低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(调质及表面淬火)，硬度为55HRC，大齿轮40Cr(调质及表面淬火)，硬度为55HRC（2）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1i=244=97。实际传动比i=4.042（3）初选螺旋角=13。（4）压力角=20。6.2按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算齿轮模数，即mnt32KFtTYYcos2dz12YFaYSaF1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KFt=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctantancost=arctantan13cos20.483=12.204v=cos2b=1.67cos212.204=1.748Y=0.25+0.75v=0.679计算弯曲疲劳寿命系数YY=1-120=1-1.4113120=0.847计算YFaYSa/F小齿轮当量齿数：Zv1=z1cos3=24cos313=25.944大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=97cos313=104.858YFa1=2.57，YFa2=2.156YSa1=1.595，YSa2=1.814查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=620MPa、Flim2=620MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.805，KFN2=0.906取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.8056201.4=356.5MPaF2=KFN2Flim2S=0.9066201.4=401.229MPaYFa1YSa1F1=0.01150YFa2YSa2F2=0.00975两者取较大值，所以YFaYSaF=0.01152）试算齿轮模数mnt32KFtTYYcos2dz12YFaYSaF=321.387393.370.6790.847cos2130.82420.0115=1.458mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度d1=mntz1cos=1.45824cos13=35.912mmv=d1n601000=35.912241.5601000=0.454齿宽bb=dd1=0.835.912=28.73mm齿高h及齿宽比b/hh=2han*+cn*mnt=3.28mmbh=28.733.28=8.7592）计算实际载荷系数KF查图得动载系数Kv=1.059查表得齿间载荷分配系数：KF=1.2查表得齿向载荷分布系数：KH=1.36查表得齿向载荷分布系数：KF=1.068 实际载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0591.21.068=1.3573）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.45831.3571.3=1.479mm，取mn=2.5mm。4）计算分度圆直径d1=mnz1cos=2.524cos13=61.489mm6.3确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2mn2cos=155.23mm，圆整为155mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=12.6353=12387 （3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=61.489mmd2=z2mncos=248.519mm （4）计算齿宽 b=dd1=49.19mm 取B1=55mm B2=50mm6.4校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为H=32KHTdd13u+1uZHZEZZH2H1） KH、T、d和d1同前由图查取区域系数ZH=2.46查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由式计算接触疲劳强度用重合度系数Z端面重合度为：=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2124+197cos12.6353=1.67轴向重合度为：=0.318dz1tan=0.3180.824tan12.6353=1.37查得重合度系数Z=0.73查得螺旋角系数Z=0.988计算接触疲劳许用应力H由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa计算应力循环次数NL1=60njLh=60241.511636510=8.462108NL2=NL1u=8.4621084=2.116108由图查取接触疲劳系数：KHN1=1.092，KHN2=1.473取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=KHN1Hlim1S=1.09211001=1201MPaH2=KHN2Hlim2S=1.47311001=1620MPaH=32KHTdd13u+1uZHZEZZH2=475.884MPaH=1201MPa故接触强度足够。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 ha=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.625mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=66.489mm da2=d2+2ha=253.519mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=55.239mm df2=d2-2hf=242.269mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6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mn2.52.5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12387右12387齿数z2497齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d61.489248.519齿顶圆直径da66.489253.519齿根圆直径df55.239242.269齿宽B5550中心距a155第七章 轴的设计7.1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=710r/min；功率P=2.33kW；轴所传递的转矩T=31340.14Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为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。dA03Pn=11232.33710=16.64mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0516.64=17.47mm查表可知标准轴孔直径为30mm故取d1=30（4）轴的结构设计a.轴的结构分析高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，bh=87mm(GB/T 1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为35mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.初步确定轴的直径和长度 第1段：d1=30mm，L1=80mm 第2段：d2=35mm（轴肩），L2=44mm 第3段：d3=40mm（与轴承内径配合），L3=18mm 第4段：d4=47mm（轴肩），L4=76mm 第5段：d5=40mm（与轴承内径配合），L5=18mm 第6段：d6=35mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=46mm轴段123456直径(mm)303540474035长度(mm)804418761846（6）弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）小锥齿轮所受的圆周力Ft1=2T1dm1=1229N小锥齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos1=424N小锥齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tansin1=143N第一段轴中点到轴承中点距离La=93mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=94mm，齿轮受力中点到轴承中点距离Lc=41mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，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c.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=Fa1dm12-Fr1LcLb=143512-4244194=-146.14N轴承B在水平面内的支反力RBH=Fr1-RAH=424-146.14= 570.14N轴承A在垂直面内的支反力RAV=Ft1LcLb=12294194= 536.05N轴承B在垂直面内的支反力RBV=-Ft1+RAV=-1229+536.05= -1765.05N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-146.142+536.052=555.61N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=570.142+-1765.052=1854.85Nd.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=-Fr1Lc+Fa1dm12=-42441+143512=-13737.5Nmm截面C在水平面内弯矩MCH=Fa1dm12=143512=3646.5Nmm截面D在水平面内弯矩MDH=0Nmme.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=RAVLb=536.0594=50388.7Nmm截面C在垂直面内弯矩MCV=0Nmm截面D在垂直面内弯矩MDV=0Nmmf.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=-13737.52+50388.72=52227.77Nmm截面C处合成弯矩MC=MCH2+MCV2=3646.52+02=3646.5Nmm截面D处合成弯矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmmg.绘制扭矩图T=30713.34Nmmh.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩MVA=MA2+T2=02+0.630713.342=18428Nmm截面B处当量弯矩MVB=MB2+T2=52227.772+0.630713.342=55383.49Nmm截面C处当量弯矩MVC=MC2+T2=3646.52+0.630713.342=18785.32Nmm截面C处当量弯矩MVD=MD2+T2=02+0.630713.342=18428Nmmi.校核轴的强度其抗弯截面系数为W=d332=6280mm3抗扭截面系数为WT=d316=12560mm3最大弯曲应力为=MW=8.82MPa剪切应力为=TWT=2.5MPa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+42=9.32MPa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，e-1b，所以强度满足要求。7.2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=241.5r/min；功率P=2.21kW；轴所传递的转矩T=87393.37Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用40Cr，调质及表面淬火处理，硬度为55HRC，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中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。dA03Pn=11532.21241.5=24.05mm由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=25mm（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=25mm（与轴承内径配合），L1=32mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）第2段：d2=66.489mm（齿轮段），L2=55mm第3段：d3=41mm（轴肩），L3=19mm第4段：d4=31mm（与大锥齿轮内孔配合），L4=34mm（比大锥齿轮轮毂宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=25mm（与轴承内径配合），L5=30mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）轴段12345直径(mm)2566.489413125长度(mm)3255193430（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画中速轴的受力图如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力大锥齿轮所受的圆周力Ft2=Ft1=1229N大锥齿轮所受的径向力Fr2=Fa1=143N大锥齿轮所受的轴向力Fa2=Fr1=424N齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）Ft3=2T2d3=287393.3761.489=2843N齿轮3所受的径向力Fr3=Ft3tancos=2843tan20cos12.6353=2843N齿轮3所受的轴向力Fa3=Ft3tan=2843tan12.6353=637Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=52.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=63.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=40mm轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3La-Fr2La+Lb+Fa2d22-Fa3d32La+Lb+Lc=106052.5-14352.5+63.5+424177.52-63761.489252.5+63.5+40= 366N轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=1060-366-143=551N轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3La+Ft2La+LbLa+Lb+Lc=284352.5+122952.5+63.552.5+63.5+40= 1871N轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3Lb+Lc+Ft2LcLa+Lb+Lc=284363.5+40+12294052.5+63.5+40= 2201N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=3662+18712=1906.46N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=5512+22012=2268.92Nd.绘制水平面弯矩图截面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=-RAHLc=-36640=-14640Nmm截面C左侧在水平面内弯矩MCH左=Fa2d22-RAHLc=424177.52-36640=22990Nmm截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBHLa-Fa3d32=55152.5-63761.4892=9343Nmm截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBHLa=55152.5=28928Nmme.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=RAVLc=187140=74840Nmm截面D在垂直面内弯矩MDV=RBVLa=220152.5=115552Nmmf.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=-146402+748402=76258Nmm截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=229902+748402=78292Nmm截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=93432+1155522=115929Nmm截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=289282+1155522=119118Nmmf.绘制扭矩图T2=85645.5Nmmg.绘制当量弯矩图截面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=762582+0.685645.52=91956Nmm截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+T2=782922+0.685645.52=93650Nmm截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+T2=1159292+0.685645.52=126808Nmm截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+T2=1191182+0.685645.52=129730Nmmh.校核轴的强度因轴截面D处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=d332=2923.24mm3抗扭截面系数为WT=d316=5846.48mm3最大弯曲应力为=MW=44.38MPa剪切应力为=TWT=14.95MPa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+42=47.87MPa查表得40Cr，调质及表面淬火处理，抗拉强度极限B=735MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，e-1b，所以强度满足要求。7.3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=60.38r/min；功率P=2.12kW；轴所传递的转矩T=335309.71Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为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低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。dA03Pn=11232.1260.38=36.67mm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+0.0736.67=39.24mm查表可知标准轴孔直径为40mm故取dmin=40（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bh=1610mm(GB/T 1096-2003)，长L=36mm；定位轴肩直径为45mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=40mm，L1=110mm第2段：d2=45mm（轴肩），L2=60mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）第3段：d3=50mm（与轴承内径配合），L3=20mm（轴承宽度）第4段：d4=57mm（轴肩），L4=61.5mm（根据齿轮宽度确定）第5段：d5=67mm（轴肩），L5=12mm第6段：d6=57mm（与大齿轮内孔配合），L6=48mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第7段：d7=50mm（与轴承内径配合），L7=39.5mm（由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定）轴段1234567直径(mm)40455057675750长度(mm)110602061.5124839.5（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）Ft4=2Td4=2335309.71248.519=2698N齿轮4所受的径向力Fr4=Ft4tancos=2698tan20cos12.6353=1006N齿轮4所受的轴向力Fa4=Ft4tan=2698tan12.6353=605Nc.计算作用在轴上的支座反力第一段轴中点到轴承中点距离La=53.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=107.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=125mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=FrLa+Fad2La+Lb=100653.5+605248.519253.5+107.5= 801NRBH=Fr-RAH=-1006-801=205N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=FtLaLa+Lb=269853.553.5+107.5= 897NRBV=FtLbLa+Lb=2698107.553.5+107.5= 1801N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=8012+8972=1202.58N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=2052+18012=1812.63Ne.画弯矩图 弯矩图如图所示：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=0Nmm在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nmm在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RBHLa=20553.5=10968Nmm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，轴截面C右侧所受弯矩：MCV右=RAVLa=89753.5=47990Nmm在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩：MCV左=RBVLa-Fad2=180153.5-605248.5192=21177Nmm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmmf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=0Nmm截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH2+MCV左2=109682+211772=23849Nmm截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH2+MCV右2=109682+479902=49227Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmmg.绘制扭矩图T=328603.52Nmmh.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6328603.522=197162Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左=23849Nmm截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右2+T2=492272+0.6328603.522=203215Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6328603.522=197162Nmmh.校核轴的强度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=d332=18172.06mm3抗扭截面系数为WT=d316=36344.13mm3最大弯曲应力为=MW=11.18MPa剪切应力为=TWT=9.23MPa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+42=15.74MPa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，ee，Pr=0.4Fr+YFa轴承基本额定动载荷Cr=63kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=58400h。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=RAH2+RAV2=-146.142+536.052=555.61NFr2=RBH2+RBV2=570.142+-1765.052=1854.85NFd1=Fr12Y=173.63NFd2=Fr22Y=579.64NFa1=Fae+Fd2=722.64NFa2=Fd2=579.64NFa1Fr1=1.301eFa2Fr2=0.31e查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.4555.61+1.6722.64=1378.47NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11854.85+0579.64=1854.85N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=2978719h58400h由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2中间轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020525521532.2根据前面的计算，选用30205轴承，内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa轴承基本额定动载荷Cr=32.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=58400h。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=RAH2+RAV2=3662+18712=1906.46NFr2=RBH2+RBV2=5512+22012=2268.92NFd1=Fr12Y=595.77NFd2=Fr22