V带-展开式二级斜齿圆柱-联轴器doc

1、 目录第一部分 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二部分 选择电动机32.1电动机类型的选择32.2确定传动装置的效率32.3计算电动机容量42.4确定电动机功率及转速42.5确定传动装置的总传动比和分配传动比5第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数53.1电动机输出参数53.2高速轴的参数63.3中间轴的参数63.4低速轴的参数63.5工作机轴的参数6第四部分 普通V带设计计算8第五部分 减速器高速级齿轮传动设计计算115.1计算齿轮传动其它几何尺寸135.2齿轮参数和几何尺寸总结14第六部分 减速器低速级齿轮传动设计计算146.1计算齿轮传动其它几何尺寸166.2齿轮参数和几

2、何尺寸总结16第七部分 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第八部分 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第九部分 键联接设计计算389.1高速轴与大带轮键连接校核389.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核389.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核399.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核399.5低速轴与联轴器键连接校核39第十部分 联轴器的选择4010.1低速轴上联轴器40第十一部分 减速器的密封与润滑4011.1减速器的密封4011.2齿轮的润滑4011.3轴承的润滑41第十二部

3、分 减速器附件4112.1油面指示器4112.2通气器4112.3放油孔及放油螺塞4112.4窥视孔和视孔盖4212.5定位销4212.6启盖螺钉4212.7螺栓及螺钉42第十三部分 减速器箱体主要结构尺寸43第十四部分 设计小结44第十五部分 参考文献44第一部分 设计任务书1.1设计题目 展开式二级斜齿圆柱减速器，拉力F=5000N，速度v=0.48m/s，直径D=335mm，每天工作小时数：16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、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.箱体结构设计第二部分 选择电动机2.1电动机类型的选择 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。2.2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=0.97a=1×24×32×v×w=0.852.3计算电动机容量 工作机所需功

5、率为Pw=F×V1000=5000×0.481000=2.4kW2.4确定电动机功率及转速 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.40.85=2.82kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.483.14×335=27.38rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，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：16160。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(16160)×27.38=438-4381r/min。进行综合考虑价格

6、、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，满载转速为nm=1430r/min，同步转速为nt=1500r/min。方案型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880 电机主要尺寸参数中心高H外形尺寸L×HD安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E键部位尺寸F×G100380×245160×1401228×608×

7、242.5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=143027.38=52.228 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=3 高速级传动比i1=1.35×iaiv=4.85 则低速级的传动比为i2=3.59 减速器总传动比ib=i1×i2=17.4115第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数3.1电动机输出参数P0=2.82kWn0=nm=1430rpmT0=9550000×P0n0=9550000×2.821430=1883

8、2.87Nmm3.2高速轴的参数P=P0×v=2.82×0.96=2.71kWn=n0i0=14303=476.67rpmT=9550000×Pn=9550000×2.71476.67=54294.38Nmm3.3中间轴的参数P=P×2×3=2.71×0.99×0.98=2.63kWn=ni1=476.674.85=98.28rpmT=9550000×Pn=9550000×2.6398.28=255560.64Nmm3.4低速轴的参数P=P×2×3=2.63×0.9

9、9×0.98=2.55kWn=ni2=98.283.59=27.38rpmT=9550000×Pn=9550000×2.5527.38=889426.59Nmm3.5工作机轴的参数P=P×1×2×2×w=2.55×0.99×0.99×0.99×0.97=2.4kWn=n=27.38rpmT=9550000×Pn=9550000×2.427.38=837107.38Nmm 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

10、率输入输出输入输出电动机轴2.8218832.87143030.96轴2.712.6854294.3853693.33476.674.850.9702轴2.632.6255560.64252645.598.283.590.9702轴2.552.52889426.59878962.7527.3810.96工作机轴2.474226804123712.4862997.3837107.3827.38第四部分 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：所需传递的功率Pd=2.82kW；小带轮转速n1=1430r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=3；设计的内容是：带

11、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=1.2，故 Pca=KA×P=1.2×2.82=3.384kW （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）验算带速v。按式验算带的速度v=×dd1×n60×1000=×75×143060×1000=5.61ms 取带的滑动率=0.0

12、2 （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-=3×75×1-0.02=220.5mm 根据表，取标准值为dd2=224mm。 （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=240mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×240+2×75+224+224-7524×240973mm 由表选带的基准长度Ld=990mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=240+990-9732

13、248mm 按式,中心距的变化范围为233-278mm。 （5）验算小带轮的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-224-75×57.3°248=145.57°>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=1430r/min,查表得P0=0.67kW。 根据n1=1430r/min，i=3和A型带，查表得P0=0.168kW。 查表的K=0.911，表得KL=0.89，于是 Pr=P0+P0×K×KL=0.67+0.168&

14、#215;0.911×0.89=0.679kW 2）计算带的根数zz=PcaPr=3.3840.6794.98 取5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=500×2.5-0.911×3.3840.911×5×5.61+0.105×5.612=108.52N （7）计算压轴力FpFp=2×z×F0×sin12=2×5×108.52&

15、#215;sin145.57°2=1036.58N带型A中心距248mm小带轮基准直径75mm包角145.57°大带轮基准直径224mm带长990mm带的根数5初拉力108.52N带速5.61m/s压轴力1036.58N 4.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 因此小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×28=56mmda=dd1+2×ha=75+2×2.75=80mmB=z-1×e+2×f=77mm （因为带轮为实心式，所以轮

16、缘宽度应大于等于带轮宽度即LB）L=77mm （2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=22mm 因为大带轮dd2=224mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×22=44mmda=dd1+2×ha=224+2×2.75=230mmB=z-1×e+2×f=77mmC=0.25×B=0.25×77=19.25mmL=2.0×d=2.0×22=44mm第五部分 减速器高速级齿轮传动设计计算 （1）选择材料及确定许用应力 小齿轮选用20CrMnTi（表面淬火

17、），齿面硬度5662HBS，相应的疲劳强度取均值，Hlim1=1500MPa，FE1=850MPa（表11-1），大齿轮选用20Cr（表面淬火），齿面硬度5662HRC，Hlim2=1500MPa，FE2=850由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，取ZE=188.9MPa（表11-4），则有F1=Flim1SF=8501.25=680MPaF2=Flim2SF=8501.25=680MPa （2）按轮齿弯曲强度设计计算 设齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.3（表11-3），齿宽系数d=0.8表（11-6） 小齿轮上的转矩取T1=9.55×106×P0n0=9.

18、55×106×2.71476.67=54294.38Nmm 初选螺旋角 =13° 齿数 取Z1=26，则Z2=i×Z1=4.85×26=127。故实际传动比i=12726=4.885 当量齿数：Zv1=z1cos3=26cos313°=28.106Zv2=z2cos3=127cos313°=137.288 查图11-8和11-9得齿形系数：YFa1=2.548，YFa2=2.15YSa1=1.611，YSa2=1.82YFa1×YSa1F1=2.548×1.611680=0.006YFa2×YS

19、a2F2=2.15×1.82680=0.0058 故应对小齿轮进行弯曲强度计算 法向模数mn32×K×T1d×z12×YFa1×YSa1F1×cos2=32×1.3×54294.380.8×262×2.548×1.611680×cos213=1.238mm 由表4-1取模数mn=2mm 中心距a=z1+z2×mn2×cos=26+127×22×cos13=157.02mm，取157mm 确定螺旋角=acosz1+z2×

20、;mn2×a=acos26+127×22×157=12.9677° =12°58'3" 齿轮分度圆直径d1=z1×mncos=26×2cos12.9677=53.361mmd2=z2×mncos=127×2cos12.9677=260.647mm 齿宽 b=d×d1=42.69mm 取b1=50mm b2=45mm （3）验算齿面接触强度H=3.54×ZE×Z×K×T1b×d12×u+1u=1363.64MPa （4）

21、齿轮的圆周速度v=×d1t×n60×1000=×53.361×476.6760×1000=1.34 可知选用7级精度是合适的。5.1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=57.36mm da2=d2+2×ha=264.65mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×

22、hf=48.36mm df2=d2-2×hf=255.65mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.2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12°58'3"右12°58'3"齿数z26127齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d53.361260.647齿顶圆直径da57.36264.65齿根圆直径df48.36255.65齿宽B5045中心距a157157第六部分 减速器低速级齿轮传动设计计

23、算 （1）选择材料及确定许用应力 小齿轮选用20CrMnTi（表面淬火），齿面硬度5662HBS，相应的疲劳强度取均值，Hlim1=1500MPa，FE1=850MPa（表11-1），大齿轮选用20Cr（表面淬火），齿面硬度5662HRC，Hlim2=1500MPa，FE2=850由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，取ZE=188.9MPa（表11-4），则有F1=Flim1SF=8501.25=680MPaF2=Flim2SF=8501.25=680MPa （2）按轮齿弯曲强度设计计算 设齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.3（表11-3），齿宽系数d=0.8表（11-6） 小齿

24、轮上的转矩取T1=9.55×106×P0n0=9.55×106×2.6398.28=255560.64Nmm 初选螺旋角 =13° 齿数 取Z1=26，则Z2=i×Z1=3.59×26=93。故实际传动比i=9326=3.577 当量齿数：Zv1=z1cos3=26cos313°=28.106Zv2=z2cos3=93cos313°=100.534 查图11-8和11-9得齿形系数：YFa1=2.548，YFa2=2.18YSa1=1.611，YSa2=1.79YFa1×YSa1F1=2.548

25、×1.611680=0.006YFa2×YSa2F2=2.18×1.79680=0.0057 故应对小齿轮进行弯曲强度计算 法向模数mn32×K×T1d×z12×YFa1×YSa1F1×cos2=32×1.3×255560.640.8×262×2.548×1.611680×cos213=2.046mm 由表4-1取模数mn=3mm 中心距a=z1+z2×mn2×cos=26+93×32×cos13=183.

26、2mm，取183mm 确定螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=acos26+93×32×183=12.7389° =12°44'20" 齿轮分度圆直径d1=z1×mncos=26×3cos12.7389=79.968mmd2=z2×mncos=93×3cos12.7389=286.041mm 齿宽 b=d×d1=63.97mm 取b1=70mm b2=65mm （3）验算齿面接触强度H=3.54×ZE×Z×K×T1b

27、5;d12×u+1u=1363.64MPa （4）齿轮的圆周速度v=×d1t×n60×1000=×79.968×98.2860×1000=0.41 可知选用7级精度是合适的。6.1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=85.97mm da2=d2+2×ha=292.04mm

28、（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=72.47mm df2=d2-2×hf=278.54mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.2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12°44'20"右12°44'20"齿数z2693齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d79.968286.041齿顶圆直径da85.97292.04齿根圆直径df72.47278.54齿

29、宽B7065中心距a183183第七部分 轴的设计7.1高速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=476.67r/min；功率P=2.71kW；轴所传递的转矩T=54294.38Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用20CrMnTi（表面淬火），齿面硬度5662HBS，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=112×32.71476.67=19.99mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×19.99

30、=20.99mm 查表可知标准轴孔直径为22mm故取dmin=22 (4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图 1)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=28mm；定位轴肩直径为27mm；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。 外传动件到轴承透盖端面距离K=10mm 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=12mm 2)各轴段直径的确定 d1：用于连接V带轮，

31、直径大小为V带轮的内孔径，d1=22mm。 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=27mm 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，选取轴承型号为角接触轴承7206AC 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。 3)各轴段长度的确定 L1：根据V带轮的尺寸规格确定，选取L1=42mm。 L2

32、：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=67mm。 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=90.5mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=50mm。 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)2227303557.363530长度(mm)4267289050828 (5)弯曲-扭转组合强度校核 1)计算作用在轴上的力 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&

33、#215;Td1=2×54294.3853.361=2034.984N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tancos=2034.984×tan20°cos12.9677°=759.639N 高速级小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1×tan=2034.984×tan12.9677°=469N 第一段轴中点到轴承中点距离La=96mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=135.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=53mm 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

34、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 a.在水平面内 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1036.58N 轴承A处水平支承力：RAH=Fr1×Lb-Q×La-Fa1×d12Lb+Lc=759.639×135.5-1036.58×96-469×53.3612135.5+53= -48N 轴承B处水平支承力：RBH=Q+Fr1-RAH=1036.58+759.639-48=1844N b.在垂直面内 轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1×

35、;LbLb+Lc=2034.984×135.5135.5+53= 1463N 轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1×LcLb+Lc=2034.984×53135.5+53= 572N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-482+14632=1463.79N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=18442+5722=1930.68N c.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=1036.58×96=99512Nmm 截面C左侧在水平面上弯矩：MCH左=RBH

36、5;Lb-Fa1×d12=1844×135.5-469×53.3612=237349Nmm 截面C右侧在水平面上弯矩：MCH右=RAH×Lc=-48×53=-2544Nmm 截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm d.绘制垂直面弯矩图 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在垂直面上弯矩：MCV=RAV×Lc=1463×53=77539Nmm 截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm e.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩：MA=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=99512Nmm

37、 截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV2=2373492+775392=249694Nmm 截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV2=-25442+775392=77581Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm g.转矩和扭矩图T1=54294.38Nmm h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=995122+0.6×54294.382=104709Nmm 截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左2+T2=2496942+0.6×54294.382=251810Nmm 截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC

38、右=77581Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.6×54294.382=32577Nmm 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=50.71MPa 剪切应力为=TWT=6.45MPa 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=51.3MPa 查表得表面淬火处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60M

39、Pa，e<-1b，所以强度满足要求。7.2中间轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=98.28r/min；功率P=2.63kW；轴所传递的转矩T=255560.64Nmm (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。dA0×3Pn=115×32.6398.28=34.4mm 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 1)轴的结构分

40、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。 2)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，选取轴承型号为角接触轴承7207AC d2：过渡轴段，故选取d2=40mm。 d3：轴肩段，故选取d3=50mm。 d4：过渡轴段，故选取

41、d4=40mm。 d5：滚动轴承轴段，要求与d1轴段相同，故选取d5=35mm。 3)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=39mm。 L2：由小齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L2=68mm。 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=43mm。 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)3540504035长度(mm)3968154342 (5)弯曲-扭转组合强度校核 1)计算作用在轴上的力 高速级

42、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=2×255560.64260.647=1960.971N 高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2×tancos=1960.971×tan20°cos12.9677°=732.011N 高速级大齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2×tan=1960.971×tan12.9677°=452N 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=2×255560.6479.968=6391.573N

43、低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3×tancos=6391.573×tan20°cos12.7389°=2383.737N 低速级小齿轮所受的轴向力Fa3=Ft3×tan=6391.573×tan12.7389°=1445N 2)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=64.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=72.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=54.5mm 轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3×La-Fr2×La+Lb+Fa2×d22-F

44、a3×d32La+Lb+Lc=2383.737×64.5-732.011×64.5+72.5+452×260.6472-1445×79.968264.5+72.5+54.5= 285N 轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=2383.737-285-732.011=1367N 轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3×La+Ft2×La+LbLa+Lb+Lc=6391.573×64.5+1960.971×64.5+72.564.5+72.5+54.5= 3556N 轴承B在垂直面内支反力RBV

45、=Ft3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=6391.573×72.5+54.5+1960.971×54.564.5+72.5+54.5= 4797N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=2852+35562=3567.4N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=13672+47972=4987.98N a.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=-285×54.5=-15532Nmm 截面C左侧在水平面内弯矩MCH左=Fa2&#

46、215;d22-RAH×Lc=452×260.6472-285×54.5=43374Nmm 截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBH×La-Fa3×d32=1367×64.5-1445×79.9682=30395Nmm 截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBH×La=1367×64.5=88172Nmm e.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=3556×54.5=193802Nmm 截面D在垂直面内弯矩MDV=RBV

47、×La=4797×64.5=309406Nmm f.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=-155322+1938022=194423Nmm 截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=433742+1938022=198596Nmm 截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=303952+3094062=310895Nmm 截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=881722+3094062=321724Nmm b.绘制扭矩图T2=255560.64Nmm c.绘制当量弯矩图 截面A

48、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=1944232+0.6×255560.642=247613Nmm 截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+T2=1985962+0.6×255560.642=250903Nmm 截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+T2=3108952+0.6×255560.642=346652Nmm 截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+T2=3217242+0.6×255560.642=356396Nmm d.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

49、截面。 其抗弯截面系数为W=×d332=6280mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=12560mm3 最大弯曲应力为=MW=45.11MPa 剪切应力为=TWT=20.35MPa 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=51.3MPa 查表得调质处理，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。7.3低速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=27.38r/min；功率P=2.55kW；轴所传递的转矩

50、T=889426.59Nmm (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=112×32.5527.38=50.77mm 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+0.07×50.77=54.32mm 查表可知标准轴孔直径为55mm故取dmin=55 (4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图 1)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

51、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=20×12mm(GB/T 1096-2003)，长L=50mm；定位轴肩直径为60mm；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。 2)确定各轴段的长度和直径。 3)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=55mm。 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=60mm 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=65mm，选取轴承型号为角

52、接触轴承7213AC d4：轴肩，选择d4=70mm。 d5：轴肩，故选取d5=85mm。 d6：齿轮处轴段，选取直径d6=70mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=65mm。 4)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=60mm。 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=45.5mm。 L4：过渡轴段，由箱体尺寸和齿轮宽度确定，选取L4=52.5mm。 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，

53、选取L6=63mm。 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=47.5mm。轴段1234567直径(mm)55606570857065长度(mm)110604652106348 (5)弯曲-扭转组合强度校核 1)计算作用在轴上的力 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）Ft4=2×Td4=2×889426.59286.041=6218.875N 低速级大齿轮所受的径向力Fr4=Ft4×tancos=6218.875×tan20°cos12.7389°=2319.329N 低速级大齿轮所受的轴向力

54、Fa4=Ft4×tan=6218.875×tan12.7389°=1406N 2)计算作用在轴上的支座反力 齿轮中点到轴承中点距离La=67.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=128mm，第一段中点到轴承中点距离Lc=149mm a.支反力 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×La+Fa×d2La+Lb=2319.329×67.5+1406×286.041267.5+128= 1829NRBH=Fr-RAH=-2319.329-1829=490N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×LaLa+Lb=6218.875×67.567.5+128= 2147NRBV=Ft×LbLa+Lb=6218.875×12867.5+128= 4072N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=18292+21472=2820.43N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=4902+40722=4101.38N b.画弯矩图 弯矩图如图所