机械设计课程设计-展开式二级直齿圆柱减速器设计F=2200 v=0.9 D=300

1、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1部分 设计任务书11.1设计题目11.2设计步骤1第2部分 传动装置总体设计方案12.1传动方案12.2该方案的优缺点2第3部分 选择电动机23.1电动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3选择电动机容量23.4确定传动装置的总传动比和分配传动比3第4部分 动力学参数计算44.1电动机输出参数44.2高速轴的参数44.3中间轴的参数54.4低速轴的参数54.5工作机轴的参数5第5部分 减速器高速级齿轮传动设计计算65.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数65.2按齿面接触疲劳强度设计65.3确定传动

2、尺寸95.4校核齿根弯曲疲劳强度95.5计算齿轮传动其它几何尺寸115.6齿轮参数和几何尺寸总结12第6部分 减速器低速级齿轮传动设计计算136.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数136.2按齿面接触疲劳强度设计136.3确定传动尺寸166.4校核齿根弯曲疲劳强度176.5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19第7部分 轴的设计207.1高速轴设计计算207.2中间轴设计计算297.3低速轴设计计算38第8部分 滚动轴承寿命校核478.1高速轴上的轴承校核478.2中间轴上的轴承校核488.3低速轴上的轴承校核49第9部分 键联接设计计算509.1高速轴与联轴器键连接校

3、核509.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核509.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核519.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核519.5低速轴与联轴器键连接校核51第10部分 联轴器的选择5210.1高速轴上联轴器5210.2低速轴上联轴器52第11部分 减速器的密封与润滑5311.1减速器的密封5311.2齿轮的润滑5311.3轴承的润滑53第12部分 减速器附件5412.1油面指示器5412.2通气器5512.3放油孔及放油螺塞5512.4窥视孔和视孔盖5612.5定位销5712.6起盖螺钉5812.7起吊装置59第13部分 减速器箱体主要结构尺寸60第14部分 设计小结62第15部分 参考文

4、献62第1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，拉力F=2200N，速度v=0.9m/s，直径D=300mm，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：5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.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2部分 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，减速器为展开式二级圆柱齿轮

5、减速器。2.2该方案的优缺点 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3部分 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a=12×24×32×w=0.877 1为联轴器的效率0.99,2为滚动轴承的效率0.99,3为闭式圆柱齿轮的效率0.98,w为工作机的效率0.973.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=2200×0.91000=1.98kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=1.

6、980.877=2.26kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.9×300=57.32rmin 经查表按推荐的合理传动比范围，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：840，因此理论传动比范围为：840。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(840)×57.32=459-2293r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-6的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，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(

7、kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002870图3-1 电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HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.4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=96057.3

8、2=16.748 （2）分配传动装置传动比 高速级传动比i1=1.35×ia=4.76 则低速级的传动比i2=3.52 减速器总传动比ib=i1×i2=16.7552第4部分 动力学参数计算4.1电动机输出参数P0=2.26kWn0=nm=960rminT0=9550×P0n0=9550×2.26960=22.48Nm4.2高速轴的参数P=P0×1=2.26×0.99=2.24kWn=n0=960rminT=9550×Pn=9550×2.24960=22.28Nm4.3中间轴的参数P=P×2×3

9、=2.24×0.99×0.98=2.17kWn=ni1=9604.76=201.68rminT=9550×Pn=9550×2.17201.68=102.75Nm4.4低速轴的参数P=P×2×3=2.17×0.99×0.98=2.11kWn=ni2=201.683.52=57.3rminT=9550×Pn=9550×2.1157.3=351.67Nm4.5工作机轴的参数P=P×1×2×2×w=2.11×0.99×0.99×0.9

10、9×0.97=1.99kWn=n=57.3rminT=9550×Pn=9550×1.9957.3=331.67Nm 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/(Nm)电机轴9602.2622.48高速轴9602.2422.28中间轴201.682.17102.75低速轴57.32.11351.67工作机轴57.31.99331.67第5部分 减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20°。 2.参考表10-6选用7级精度。 3.材料选择 由表

11、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=24，则大齿轮齿数z2=z1×i=24×4.76=115。5.2按齿面接触疲劳强度设计 1.由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2 (1)确定公式中的各参数值 (1)试选KHt=1.3 (2)计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×2.22960=22084.38Nmm (3

12、)由表10-7选取齿宽系数d=1 (4)由图10-20查得区域系数ZH=2.49 (5)由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 (6)由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos24×cos20°24+2×1=29.841°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos115×cos20°115+2×1=22.537°=z1×tana1-tan'+z2

13、15;tana2-tan'2=24×tan29.841-tan20°+115×tan22.537-tan20°2=1.73Z=4-3=4-1.733=0.87 (7)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=60×960×1×8×300×5=6.912×108NL2=NL1u=6.912×1084.

14、76=1.452×108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1.05，KHN2=1.14 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=Hlim1×KHN1SH=600×1.051=630MPaH2=Hlim2×KHN2SH=550×1.141=627MPa 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=627MPa (2)试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2=32×1.3×22084.381×11524

15、+111524×2.49×189.8×0.876272=31.031mm 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。 (1)圆周速度v=×d1t×n60×1000=×31.031×96060×1000=1.559ms (2)齿宽bb=d×d1t=1×31.031=31.031mm (2)计算实际载荷系数KH (1)由表10-2查得使用系数KA=1.25 (2)根据v=1.559m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03 (3)齿轮的圆周力。Ft=2&#

16、215;Td1=2×22084.3831.031=1423.375NKA×Ftb=1.25×1423.37531.031=57Nmm<100Nmm 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=1.417 由此，得到实际载荷系数 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.03×1.2×1.417=2.189 (3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=31.03

17、1×32.1891.3=36.917mm (4)确定模数m=d1z1=36.91724=1.54mm，取m=2mm。5.3确定传动尺寸 1.计算中心距a=z1+z2×m2=139mm，圆整为139mm 2.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×m=24×2=48mmd2=z2×m=115×2=230mm 3.计算齿宽b=d×d1=48mm 取B1=55mm B2=50mm5.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2×KF×T×YFa×YSa×Yd×m3&

18、#215;z12F (1)T、m和d1同前 齿宽b=b2=50 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.13 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.85 (1)试选KFt=1.3 (2)由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.734=0.683 (2)圆周速度v=×d1×n60×1000=×48×96060×1000=2.41ms (3)宽高比b/hh=2×ha*+c*×m=2&#

19、215;1+0.25×2=4.5mmbh=504.5=11.111 根据v=2.41m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.046 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2 由表10-4查得KH=1.42，结合b/h=50/4.5=11.111查图10-13，得KF=1.079。 则载荷系数为 KF=KA×KV×KF×KF=1.25×1.046×1.2×1.079=1.693 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

20、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=500×0.911.25=364MPaF2=Flim2×KFN2S=380×0.921.25=279.68MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2×KF×T×YFa1×YSa1×Yd×m3×z12=2×1.693×22084.38×2.65×1.58×0.6831×23×242=46.407MPa

21、<F1F2=2×KF×T×YFa2×YSa2×Yd×m3×z12=2×1.693×22084.38×2.13×1.85×0.6831×23×242=43.675MPa<F2 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v=×d1×n60×1000=×48×96060×1000=2.41ms 选用7级精度是合适的5.5计算齿轮传动其它几何尺

22、寸 (1)计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=m×han*=2×1=2mm hf=m×han*+cn*=2×1+0.25=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*=234mm (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×z2-2h

23、an*-2cn*=225mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6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螺旋角左旋0°0'0"右旋0°0'0"齿数z24115齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d48230齿顶圆直径da52234齿根圆直径df43225齿宽B5550中心距a139139图5-1 高速级大齿轮结构图第6部分 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、材料及齿数 1.根据传动方案

24、，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20°。 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=24，则大齿轮齿数z2=z1×i=24×3.52=85。6.2按齿面接触疲劳强度设计 1.由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2 (1)确定公式中的各参数值 (1)试选KHt=1.3 (2)计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55×1

25、06×Pn=9.55×106×2.15201.68=101807.32Nmm (3)由表10-7选取齿宽系数d=1 (4)由图10-20查得区域系数ZH=2.49 (5)由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 (6)由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos24×cos20°24+2×1=29.841°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos85×cos20°

26、;85+2×1=23.351°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=24×tan29.841-tan20°+85×tan23.351-tan20°2=1.72Z=4-3=4-1.723=0.872 (7)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=60×201.68×1×

27、8×300×5=1.452×108NL2=NL1u=1.452×1083.52=4.125×107 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1.14，KHN2=1.25 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=Hlim1×KHN1SH=600×1.141=684MPaH2=Hlim2×KHN2SH=550×1.251=687.5MPa 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=684MPa (2)试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+1u

28、5;ZH×ZE×ZH2=32×1.3×101807.321×8524+18524×2.49×189.8×0.8726842=49.784mm 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。 (1)圆周速度v=×d1t×n60×1000=×49.784×201.6860×1000=0.525ms (2)齿宽bb=d×d1t=1×49.784=49.784mm (2)计算实际载荷系数KH (1)由表10-2查得使用系数KA=

29、1.25 (2)根据v=0.525m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01 (3)齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×101807.3249.784=4089.961NKA×Ftb=1.25×4089.96149.784=103Nmm>100Nmm 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=1.419 由此，得到实际载荷系数 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.01×1×1.419=

30、1.791 (3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=49.784×31.7911.3=55.395mm (4)确定模数m=d1z1=55.39524=2.31mm，取m=3mm。6.3确定传动尺寸 1.计算中心距a=z1+z2×m2=163.5mm，圆整为164mm 2.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×m=24×3=72mmd2=z2×m=85×3=255mm 3.计算齿宽b=d×d1=72mm 取B1=80mm B2=75mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯

31、曲疲劳强度条件为F=2×KF×T×YFa×YSa×Yd×m3×z12F (1)T、m和d1同前 齿宽b=b2=75 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.21 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.78 (1)试选KFt=1.3 (2)由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.718=0.687 (2)圆周速度v=×d1×n60×1000=×72

32、15;201.6860×1000=0.76ms (3)宽高比b/hh=2×ha*+c*×m=2×1+0.25×3=6.75mmbh=756.75=11.111 根据v=0.76m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.014 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2 由表10-4查得KH=1.426，结合b/h=75/6.75=11.111查图10-13，得KF=1.08。 则载荷系数为 KF=KA×KV×KF×KF=1.25×1.014×1.2×1.08=1.643 由图

33、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=0.96 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1×KFN1S=500×0.921.25=368MPaF2=Flim2×KFN2S=380×0.961.25=291.84MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2×KF×T×YFa1×YSa1×Yd×m3×z12=2×1.643×1

34、01807.32×2.65×1.58×0.6871×33×242=61.876MPa<F1F2=2×KF×T×YFa2×YSa2×Yd×m3×z12=2×1.643×101807.32×2.21×1.78×0.6871×33×242=58.134MPa<F2 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v=×d1×n60

35、5;1000=×72×201.6860×1000=0.76ms 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 ha=m×han*=3×1=3mm hf=m×han*+cn*=3×1+0.25=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×z1+2han*=78mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=261mm (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径

36、 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=64.5mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=247.5mm 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螺旋角右旋0°0'0"左旋0°0'0"齿数z2485齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d72255齿顶圆直径da78261齿根圆直径df64.524

37、7.5齿宽B8075中心距a164164图6-1 低速级大齿轮结构图第7部分 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=960r/min；功率P=2.22kW；轴所传递的转矩T=22084.38Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表15-1选用40Cr（调质），硬度为280HBS，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=112×32.22960=14.81mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05

38、15;14.81=15.55mm 查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20图7-1 高速轴示意图 (1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KA×T，查表，考虑轻微冲击，故取KA = 1.5，则:Tca=KA×T=33.42Nm 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LX3型联轴器。半联轴器的孔径为20mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为52mm。选用普通平键，A型键，b×h = 6×6

39、mm(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，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 25 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6206，其尺寸为d×D×B = 30×62×16mm，故d34 = d78 = 30 mm。 由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 (3)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 = 55 mm，d56 = 52 mm (4)轴承端盖厚

40、度e=10，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l23=+C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+10 + 5 + 24 - 16 -10 = 65 mm (5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 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，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，低速级小齿轮宽度b3=80mm，则l34=l78=B+ 2=16+10+2=28 mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=80+ 1

41、5+ 10-2.5-2=100.5 mml67=1-2=10-2=8 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径20253036523630长度526528100.555828 4.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）Ft1=2×Td1=2×22283.3348=928.47N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tan=928.47×tan20°=337.94N 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=522+65+8=99mm 轴承

42、压力中心到齿轮支点距离:l2=28+552+100.5-8=148mm 齿轮中点到轴承压力中心距离:l3=8+552+28-8=55.5mm (1)计算轴的支反力 水平支反力FNH1=Ft×l3l2+l3=928.47×55.5148+55.5=253.22NFNH2=Ft×l2l2+l3=928.47×148148+55.5=675.25N 垂直支反力FNV1=Fr×l3l2+l3=337.94×55.5148+55.5=92.17NFNV2=Fr×l2l2+l3=337.94×148148+55.5=245.7

43、7N (2)计算轴的弯矩，并做弯矩图 截面C处的水平弯矩MH1=FNH1×l2=253.22×148=37476.56Nmm 截面C处的垂直弯矩MV1=FNV1×l2=92.17×148=13641.16Nmm 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M1=MH12+MV12=37476.562+13641.162=39882Nmm (3)作合成弯矩图（图d）T=22084.38Nmm 作转矩图（图e）图7-2 高速轴受力及弯矩图 5.校核轴的强度 因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=

44、15;d332=×36332=4578.12mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=×36316=9156.24mm3 最大弯曲应力为=MW=398824578.12=8.71MPa 剪切应力为=TWT=22084.389156.24=2.41MPa 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=8.712+4×0.6×2.412=9.18MPa 查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限B=735MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca&l

45、t;-1b，所以强度满足要求。 (1)精确校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面 截面C左侧承受弯矩最大，故需要对该截面进行精确校核。 (2)截面C左侧 抗弯截面系数W=0.1×d3=0.1×363=4665.6mm3 抗扭截面系数WT=0.2×d3=0.2×363=9331.2mm3 截面C左侧的弯矩M1=MH12+MV12=37476.562+13641.162=39882Nmm 截面上的扭矩T=22283.33Nmm 截面上的弯曲应力b=MW=39881.684665.6=8.55MPa 截面上的扭转切应力T=TWT=22283.339331.2=2

46、.39MPa 轴的材料为40Cr（调质），齿面硬度241286HBS。由表查得：B=735MPa，-1=355MPa，-1=200Mpa。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表查取，由于：rd=0.0556 Dd=1 经过插值后可以查得：=1.533 =1.37 查图可得轴的材料的敏性系数为：q=0.79 q=0.79 故有效应力集中系数为：k=1+q×-1=1+0.79×1.533-1=1.5k=1+q×-1=1+0.79×1.37-1=1.3查图得尺寸系数=0.88，扭转尺寸系数=0.81。 轴按磨削加工，得表面质量系数为：=0.93 轴未

47、经表面强化处理，即q=1，得综合系数为：K=k+1-1=1.50.88+10.93-1=1.78K=k+1-1=1.30.81+10.93-1=1.68 碳钢的特性系数为：=0.1=0.05 于是，计算安全系数Sca值，则得：S=-1K×a+×m=23.33S=-1K×a+×m=96.74Sca=S×SS2+S2=23.26>>S=1.5 故可知其安全。 (3)截面C右侧 抗弯截面系数W=0.1×d3=0.1×363=4665.6mm3 抗扭截面系数WT=0.2×d3=0.2×363=9331

48、.2mm3 截面C右侧的弯矩M1=MH12+MV12=37476.562+13641.162=39882Nmm 截面C右侧的扭矩T=22283.33Nmm 截面上的弯曲应力b=MW=39881.684665.6=8.55MPa 截面上的扭转切应力T=TWT=22283.339331.2=2.39MPa过盈配合处的，k，由附表用插值法求出，并取，k=0.8×k，于是得k=3.16，k=0.8×3.16=2.53 轴按磨削加工，得表面质量系数为：=0.93K=k+1-1=1.50.88+10.93-1=1.78K=k+1-1=1.30.81+10.93-1=1.68 所以轴在截

49、面C右侧的安全系数为：S=-1K×a+×m=23.33S=-1K×a+×m=96.74Sca=S×SS2+S2=23.26>>S=1.5 故该轴在截面C右侧的强度也是足够的。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=201.68r/min；功率P=2.15kW；轴所传递的转矩T=101807.32Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表15-1选用45（调质），硬度为240HBS，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=112。

50、dA0×3Pn=112×32.15201.68=24.65mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm图7-3 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，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin = 24.65 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6206，其尺寸为d×D×B = 30×62×16mm，故d12 = d56 = 30 mm。 (2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 33 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油

51、环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2 = 50 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 48 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 33 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 43 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 15 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= 80 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 = 78 mm，d23=33mm。 (5)取低速级小齿轮

52、距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离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，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，则l12=B+1+2=16+10+10+2= 38 mml56=B+2+2=16+10+12.5+2= 40.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径3033433330长度3878154840.5 4.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）Ft2=2×Td2=2×102754.36230=893.52N

53、高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2×tan=893.52×tan20°=325.21N 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=2×Td3=2×102754.3672=2854.29N 低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3×tan=2854.29×tan20°=1038.88N 根据6206深沟球查手册得压力中心a=8mm 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离: l1=38+782-8=69mm 低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离: l2=50+802+15=80mm 高速级大齿轮

54、中点到轴承压力中心距离 :l3=40.5+482-8=56.5mm (1)计算轴的支反力 水平支反力FNH1=Ft3×l2+l3+Ft2×l3l1+l2+l3=2854.29×80+56.5+893.52×56.569+80+56.5=2141.58NFNH2=Ft3×l1+Ft2×l1+l2l1+l2+l3=2854.29×69+893.52×69+8069+80+56.5=1606.23N 垂直支反力FNV1=Fr2×l3-Fr3×l2+l3l1+l2+l3=325.21×56.5

55、-1038.88×80+56.569+80+56.5=-600.65NFNV2=Fr2-FNV1-Fr3=325.21-600.65-1038.88=-113.02 (2)计算轴的弯矩，并做弯矩图 截面B处的水平弯矩MBH1=FNH1×l1=2141.58×69=147769.02Nmm 截面C处的水平弯矩MCH1=FNH1×l3=2141.58×56.5=120999.27Nmm 截面C处的垂直弯矩MCV1=-FNV2×l3=-113.02×56.5=6385.63 截面B处的垂直弯矩MBV1=-FNV1×l1=

56、-600.65×69=41444.85Nmm 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=147769.022+41444.852=153471.04NmmMB2=MBH12+MBV22=147769.022+02=147769.02Nmm 截面C处的合成弯矩MC1=MCH12+MCV12=120999.272+6385.632=121167.65NmmMC2=MCH12+MCV22=120999.272+02=120999.27Nmm 作合成弯矩图（图d）T=101807.32Nmm 作转矩图（图e）图7-4 中间轴受力及弯

57、矩图 5.校核轴的强度 因B左侧弯矩大，且作用有转矩，故B左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×33332=3526.32mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=×33316=7052.64mm3 最大弯曲应力为=MW=153471.043526.32=43.52MPa 剪切应力为=TWT=101807.327052.64=14.44MPa 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=43.522+4×0.6×14.442=4