V带-展开式二级直齿圆柱-联轴器,F=2500,v=1.1,D=400,7小时300天8年(高下低上)

1、 目录第一章 设计任务书41.1设计题目41.2设计步骤4第二章 传动装置总体设计方案52.1传动方案52.2该方案的优缺点5第三章 电动机的选择53.1选择电动机类型53.2确定传动装置的效率53.3选择电动机的容量63.4确定电动机参数63.5确定传动装置的总传动比和分配传动比7第四章 计算传动装置运动学和动力学参数84.1电动机输出参数84.2高速轴的参数84.3中间轴的参数84.4低速轴的参数94.5滚筒轴的参数9第五章 普通V带设计计算10第六章 减速器高速级齿轮传动设计计算156.1选精度等级、材料及齿数156.2按齿根弯曲疲劳强度设计156.3确定传动尺寸176.4校核齿面接触疲

2、劳强度186.5计算齿轮传动其它几何尺寸196.6齿轮参数和几何尺寸总结20第七章 减速器低速级齿轮传动设计计算207.1选精度等级、材料及齿数207.2按齿根弯曲疲劳强度设计217.3确定传动尺寸237.4校核齿面接触疲劳强度237.5计算齿轮传动其它几何尺寸257.6齿轮参数和几何尺寸总结25第八章 轴的设计268.1高速轴设计计算268.2中间轴设计计算338.3低速轴设计计算40第九章 滚动轴承寿命校核479.1高速轴上的轴承校核479.2中间轴上的轴承校核489.3低速轴上的轴承校核49第十章 键联接设计计算5010.1高速轴与大带轮键连接校核5010.2中间轴与高速级大齿轮键连接校

3、核5110.3低速轴与低速级大齿轮键连接校核5110.4低速轴与联轴器键连接校核51第十一章 联轴器的选择5211.1低速轴上联轴器52第十二章 减速器的密封与润滑5212.1减速器的密封5212.2齿轮的润滑5312.3轴承的润滑53第十三章 减速器附件设计5313.1油面指示器5313.2通气器5413.3放油孔及放油螺塞5413.4窥视孔和视孔盖5513.5定位销5513.6启盖螺钉5513.7螺栓及螺钉55第十四章 减速器箱体主要结构尺寸55第十五章 设计小结57第十六章 参考文献57第一章 设计任务书1.1设计题目 展开式二级直齿圆柱减速器，拉力F=2500N，速度v=1.1m/s，

4、直径D=400mm，每天工作小时数：7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。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.普通V带设计计算 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，前置外传动为普通V带传动，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 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V

5、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。 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。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=0.99 闭式圆柱齿轮的传动效率：3=0.97 普通V带的传动效率：4=0.96 工作机效率：w=0.96 故传动装置的总效率a=123324w=0.8333.3选

6、择电动机的容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=2500×1.11000=2.75kW3.4确定电动机参数 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.750.833=3.3kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×1.13.14×400=52.55rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2-4二级圆柱齿轮减速器传动比范围为：8-40因此理论传动比范围为：16-160。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(16-160)×52.55=841-8408r/

7、min。进行综合考虑价格、重量、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。方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890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×G112400×265190×1401

8、228×608×243.5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=144052.55=27.402（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=1.35×iaiv=4.3 则低速级的传动比为i2=3.19 减速器总传动比ib=i1×i2=13.717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=3.3kW转速：n0=nm=1440rpm扭矩：T0=9.55×106×P

9、0n0=9.55×106×3.31440=21885.42Nmm4.2高速轴的参数功率：P1=P0×4=3.3×0.96=3.17kW转速：n1=n0iv=14402=720rpm扭矩：T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×3.17720=42046.53Nmm4.3中间轴的参数功率：P2=P1×2×3=3.17×0.99×0.97=3.04kW转速：n2=n1i1=7204.3=167.44rpm扭矩：T2=9.55×106×P2n2=9.

10、55×106×3.04167.44=173387.48Nmm4.4低速轴的参数功率：P3=P2×2×3=3.04×0.99×0.97=2.92kW转速：n3=n2i2=167.443.19=52.49rpm扭矩：T3=9.55×106×P3n3=9.55×106×2.9252.49=531263.1Nmm4.5滚筒轴的参数功率：Pw=P3×w×1×2=2.92×0.96×0.99×0.99 =2.75kW转速：nw=n3=52.49rp

11、m扭矩：Tw=9.55×106×Pwnw=9.55×106×2.7552.49=500333.4Nmm 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3.321885.42144020.96轴3.173.1442046.5341626.06477204.30.96轴3.043.01173387.48171653.6052167.443.190.96轴2.922.89531263.1525950.46952.4910.95工作机轴2.752.75500333.4500333.452

12、.49第五章 普通V带设计计算1.已知条件和设计内容 设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的额定功率Pd=3.3kW；小带轮转速n1=1440r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。2.设计计算步骤（1）确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1，故 Pca=KA×P=1×3.3=3.3kW（2）选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用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。取小带轮的基准直径dd1=75mm。 2）

13、验算带速v。按式验算带的速度v=×dd1×n60×1000=×75×144060×1000=5.65ms 因为5m/sv30m/s，故带速合适。 取带的滑动率=0.02 （3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 dd2=i×dd1×1-=2×75×1-0.02=147mm 根据表，取标准值为dd2=150mm。（4）确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=180mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124&

14、#215;a0=2×180+2×75+150+150-7524×180721mm 由表选带的基准长度Ld=700mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=180+700-7212170mm 按式,中心距的变化范围为160-191mm。（5）验算小带轮的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-150-75×57.3°170=154.72°>120°（6）计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=1440r/min,查表得

15、P0=1.06kW。 根据n1=1440r/min，i=2和A型带，查表得P0=0.169kW。 查表的K=0.929，表得KL=0.83，于是 Pr=P0+P0×K×KL=1.06+0.169×0.929×0.83=0.948kW2）计算带的根数zz=PcaPr=3.30.9483.48 取4根。（6）计算单根V带的初拉力F0 由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=500×2.5-K×PcaK×z×v+q×v2=500×2.5-0.929×3.30.929

16、15;4×5.65+0.105×5.652=126.81N（7）计算压轴力FpFp=2×z×F0×sin12=2×4×126.81×sin154.72°2=989.89N带型A中心距170mm小带轮基准直径75mm包角154.72°大带轮基准直径150mm带长700mm带的根数4初拉力126.81N带速5.65m/s压轴力989.89N4.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=75<300mm因此小带轮结构选择为腹板式。因此小带轮尺寸如下：d1=2

17、.0×d=2.0×28=56mmda=dd1+2×ha=75+2×2.75=80mmB=z-1×e+2×f=62mmC=0.25×B=0.25×62=15.5mmL=2.0×d=2.0×28=56mm（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=150mm因此大带轮结构选择为腹板式。因此大带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×20=40mmda=dd1+2×ha=150+2×2.75=156mmB=z-1×e+2×

18、;f=62mmC=0.25×B=0.25×62=15.5mmL=2.0×d=2.0×20=40mm第六章 减速器高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=Z1×i=24×4.3=103。实际传动比i=4.292（3）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mt32×KFt×T×Yd

19、15;z12×YFa×YSaF1）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YY=0.25+0.75=0.25+0.751.729=0.684计算YFa×YSa/FYFa1=2.62，YFa2=2.156YSa1=1.58，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=0.816，KFN2=0.925取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得F1=KFN1×Flim1S=0.816×6201.4=361.371MPaF2=

20、KFN2×Flim2S=0.925×6201.4=409.643MPaYFa1×YSa1F1=0.01146YFa2×YSa2F2=0.00955两者取较大值，所以YFa×YSaF=0.011462）试算齿轮模数mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF=32×1.3×42046.53×0.6840.8×242×0.01146=1.23mm（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=mt×z1=1

21、.23×24=29.52mmv=×d1t×n60×1000=×29.52×72060×1000=1.112齿宽bb=d×d1=0.8×29.52=23.616mm齿高h及齿宽比b/hh=2×han*+cn*×mt=2.768mmbh=23.6162.768=8.5322）计算实际载荷系数KF查图得动载系数Kv=1.072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=1.359查表得齿向载荷分布系数：KF=1.069 实际载荷系数为 KF=KA×KV

22、5;KF×KF=1.25×1.072×1.2×1.069=1.7193）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt×3KFKFt=1.23×31.7191.3=1.35mm，取m=2mm。4）计算分度圆直径d1=m×z1=2×24=48mm6.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=z1+z2×m2=127mm，圆整为127mm （2）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×m=24×2=48mmd2=z2×m=103×2=206mm （3）计算齿宽b=d×d1=3

23、8.4mm 取B1=45mm B2=40mm6.4校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为H=32×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×ZH2H1） 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Za1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos24×cos20°24+2×1=29.841°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=a

24、rccos103×cos20°103+2×1=22.81°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=24×tan29.841-tan20°+103×tan22.81-tan20°2=1.729Z=4-3=4-1.7293=0.87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=60×n×j×Lh=60×720×1

25、15;7×300×8=7.258×108NL2=NL1u=7.258×1084.3=1.688×108由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.985，KHN2=0.997取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=KHN1×Hlim1S=0.985×11001=1084MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.997×11001=1097MPaH=32×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×ZH2=649.91MPa<

26、H=1084MPa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=m×han*=2mm hf=m×han*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=52mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=210mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=43mm df2=d2-2×hf=m

27、15;z2-2han*-2cn*=201mm 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齿数z24103齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d48206齿顶圆直径da52210齿根圆直径df43201齿宽B4540中心距a127第七章 减速器低速级齿轮传动设计计算7.1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，

28、则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×3.19=77。实际传动比i=3.208（3）压力角=20°。7.2按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算齿轮模数，即mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF1）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YY=0.25+0.75=0.25+0.751.711=0.688计算YFa×YSa/FYFa1=2.62，YFa2=2.224YSa1=1.58，YSa2=1.768查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分

29、别为:Flim1=620MPa、Flim2=620MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.925，KFN2=1.032取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得F1=KFN1×Flim1S=0.925×6201.4=409.643MPaF2=KFN2×Flim2S=1.032×6201.4=457.029MPaYFa1×YSa1F1=0.01011YFa2×YSa2F2=0.00860两者取较大值，所以YFa×YSaF=0.010112）试算齿轮模数mt32×KFt×T×Yd×z12×

30、;YFa×YSaF=32×1.3×173387.48×0.6880.8×242×0.01011=1.895mm（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=mt×z1=1.895×24=45.48mmv=×d1t×n60×1000=×45.48×167.4460×1000=0.399齿宽bb=d×d1=0.8×45.48=36.384mm齿高h及齿宽比b/hh=2×han*+cn*×mt=4.264

31、mmbh=36.3844.264=8.5332）计算实际载荷系数KF查图得动载系数Kv=1.058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=1.368查表得齿向载荷分布系数：KF=1.071 实际载荷系数为 KF=KA×KV×KF×KF=1.25×1.058×1.2×1.071=1.73）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt×3KFKFt=1.895×31.71.3=2.072mm，取m=3mm。4）计算分度圆直径d1=m×z1=3×24=72mm7.3确定传动尺寸（

32、1）计算中心距a=z1+z2×m2=151.5mm，圆整为152mm （2）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×m=24×3=72mmd2=z2×m=77×3=231mm （3）计算齿宽b=d×d1=57.6mm 取B1=65mm B2=60mm7.4校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为H=32×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×ZH2H1） 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

33、触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos24×cos20°24+2×1=29.841°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos77×cos20°77+2×1=23.666°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=24×tan29.841-tan20°+77×tan23.666-tan20°2=1.711Z=4-3=

34、4-1.7113=0.873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=60×n×j×Lh=60×167.44×1×7×300×8=1.688×108NL2=NL1u=1.688×1083.19=5.291×107由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.997，KHN2=0.999取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=KHN1×Hlim1S=0.997×

35、;11001=1097MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.999×11001=1099MPaH=32×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×ZH2=741.767MPa<H=1097MPa故接触强度足够。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 ha=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=m&

36、#215;z1+2han*=78mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=237mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=64.5mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=223.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6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齿数z2477齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d722

37、31齿顶圆直径da78237齿根圆直径df64.5223.5齿宽B6560中心距a152第八章 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=720r/min；功率P=3.17kW；轴所传递的转矩T=42046.53Nmm（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=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。dA0×3Pn=112×33.17720=18.36mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1

38、+0.05×18.36=19.28mm查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20（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1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×h=6×6mm(GB/T 1096-2003)，长L=25mm；定位轴肩直径为25mm；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.确定各轴段的直径和长度。 外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm 轴承端盖厚度e=10mm 调整垫片厚度t=2mm 箱体内壁到轴承端面距离=1

39、0mm各轴段直径的确定 d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮的内孔径，d1=20mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，根据V带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=25mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=30mm，选取轴承型号为深沟球轴承6206 d4：轴肩段，选择d4=35mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=35mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=30mm。各轴段长度的确定 L1：根据V带轮的尺寸

40、规格确定，选取L1=38mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=63mm。 L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L3=28mm。 L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=85.5mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=45mm。 L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6=8mm。 L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L7=28mm。轴段1234567直径(mm)20253035523530长度(mm)38632885.545828（5）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

41、受力图b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）Ft1=2×T1d1=2×42046.5348=1752N齿轮1所受的径向力Fr1=Ft1×tan=1752×tan20°=637N第一段轴中点到轴承中点距离La=90mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=128mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=50.5mm 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

42、作用点与轴承的类型和布置方式有关在水平面内高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=989.89N轴承A处水平支承力：RAH=Fr1×Lb-Q×LaLb+Lc=637×128-989.89×90128+50.5= -42N轴承B处水平支承力：RBH=Q+Ft1-RAH=989.89+1752-42=2784N在垂直面内轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1×LbLb+Lc=1752×128128+50.5= 1256N轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1×LcLb+Lc=1752×50.5128+50.5= 496N轴承A

43、的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-422+12562=1256.7N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=27842+4962=2827.84Nd.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm截面B在水平面上弯矩：MBH=Q×La=989.89×90=89090Nmm截面C在水平面上的弯矩：MCH=RAH×Lc=-42×50.5=-2121Nmm截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmme.在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm截面C在垂直面上的弯矩：MCV=RAV×

44、;Lc=1256×50.5=63428Nmm截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm合成弯矩，有：截面A处合成弯矩：MA=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=89090Nmm截面C处合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=-21212+634282=63463Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmm转矩和扭矩图T1=41626.06Nmm截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=890902+0.6×41626.062=92525Nmm截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=634632+0.6×41626.062=68201Nmm截面D处当量

45、弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.6×41626.062=24976Nmme.画弯矩图 弯矩图如图所示：f.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为W=×d332=4207.11mm3抗扭截面系数为WT=×d316=8414.22mm3最大弯曲应力为=MW=86.24MPa剪切应力为=TWT=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+4××2=50.7MPa查表得40Cr，调质及表面淬火处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e

46、<-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=167.44r/min；功率P=3.04kW；轴所传递的转矩T=173387.48Nmm（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。dA0×3Pn=115×33.04167.44=30.23mm由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=35mm（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

47、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。确定各段轴直径 d1：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，选取d1=35mm，选取轴承型号为深沟球轴承6207 d2：齿轮段，由于齿轮尺寸较小，采用齿轮轴，直径等于低速级小齿轮齿顶圆直径，故d2=78mm。

48、 d3：轴肩段，故选取d3=50mm。 d4：过渡轴段，故选取d4=40mm。 d5：滚动轴承轴段，要求与d1轴段相同，故选取d5=35mm。各轴段长度的确定 L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L1=37mm。 L2：由小齿轮的宽度确定，选取L2=65mm。 L3：轴肩段，取L3=15mm。 L4：由大齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L4=38mm。 L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L5=41.5mm。轴段12345直径(mm)3578504035长度(mm)3765153841.5（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画中速轴的

49、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齿轮2所受的圆周力（d2为齿轮2的分度圆直径）Ft2=2×T2d2=2×173387.48206=1683N齿轮2所受的径向力Fr2=Ft2×tan=1683×tan20°=612N齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）Ft3=2×T2'd3=2×173387.4872=4816N齿轮3所受的径向力Fr3=Ft3×tan=4816×tan20°=1752Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到低速级小齿

50、轮中点距离La=61.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=67.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=52.5mm轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3×La-Fr2×La+LbLa+Lb+Lc=1752×61.5-612×61.5+67.561.5+67.5+52.5= 159N轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=1752-159-612=981N轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3×La+Ft2×La+LbLa+Lb+Lc=4816×61.5+1683×61.5+67.56

51、1.5+67.5+52.5= 2828N轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=4816×67.5+52.5+1683×52.561.5+67.5+52.5= 3671N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=1592+28282=2832.47N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=9812+36712=3799.82Nd.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=-RAH×Lc=-159×52.5=-8348Nmm截面C

52、左侧在水平面内弯矩MCH左=-RAH×Lc=-159×52.5=-8348Nmm截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBH×La=981×61.5=60332Nmm截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBH×La=981×61.5=60332Nmme.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=RAV×Lc=2828×52.5=148470Nmm截面D在垂直面内弯矩MDV=RBV×La=3671×61.5=225766Nmmf.绘制合成弯矩图截面A和截面B

53、处合成弯矩MA=MB=0Nmm截面C右侧合成弯矩MC右=MCH右2+MCV2=-83482+1484702=148705Nmm截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=-83482+1484702=148705Nmm截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=603322+2257662=233688Nmm截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=603322+2257662=233688Nmmf.绘制扭矩图T2=171653.61Nmmg.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=1487052+0.6×

54、;171653.612=180888Nmm截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+T2=1487052+0.6×171653.612=180888Nmm截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+T2=2336882+0.6×171653.612=255377Nmm截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+T2=2336882+0.6×171653.612=255377Nmmh.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=6280mm3抗扭截面系数为WT=×d316=12560mm3最大弯曲应

55、力为=MW=40.67MPa剪切应力为=TWT=13.8MPa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=43.91MPa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。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=52.49r/min；功率P=2.92kW；轴所传递的转矩T=531263.1Nmm（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

56、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。dA0×3Pn=112×32.9252.49=42.75mm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+0.07×42.75=45.74mm查表可知标准轴孔直径为48mm故取dmin=48（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，b×h=18×11mm(GB/T 1096-200

57、3)，长L=45mm；定位轴肩直径为53mm；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。各轴段直径的确定 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=48mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=53mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=55mm，选取轴承型号为深沟球轴承6211 d4：轴肩段，选择d4=60mm。 d5：轴肩，故选取d5=75mm。 d6：齿轮处轴段，选取直径d6=60mm。 d7：滚动轴承

58、轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=55mm。各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=110mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=58mm。 L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L3=43.5mm。 L4：过渡轴段，由箱体尺寸和齿轮宽度确定，选取L4=47.5mm。 L5：轴肩，选取L5=10mm。 L6：由低速级大齿轮宽度确定，长度略小于齿轮宽度，以保证齿轮轴向定位可靠，选取L6=58mm。 L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L7=45.5mm。轴段1234567直径(mm)48535560756055长度(mm)1105843.547.5105845.5（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