西南林业大学机械设计传动装置课程设计二级减速器设计说明书(红碎茶运输装置)

1、课程设计说明书 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录一 设计任务书11.1设计题目11.2设计步骤1二 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1三 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3四 计算传动装置运动学和动力学参数4五 减速器高速级齿轮传动设计计算55.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数55.2按齿面接触疲劳强度设计65.3确定传动尺寸85.4校核齿根弯曲疲劳强度85.5计算齿轮传动其它几何尺寸105.6齿轮参数和几何尺寸总结10六 减速器低速级齿轮

2、传动设计计算116.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数116.2按齿面接触疲劳强度设计116.3确定传动尺寸146.4校核齿根弯曲疲劳强度146.5计算齿轮传动其它几何尺寸156.6齿轮参数和几何尺寸总结16七 轴的设计177.1高速轴设计计算177.2中间轴设计计算227.3低速轴设计计算27八 滚动轴承寿命校核328.1高速轴上的轴承校核328.2中间轴上的轴承校核338.3低速轴上的轴承校核34九 键联接设计计算349.1高速轴与联轴器键连接校核349.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核359.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核359.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核359.5低速轴与联轴

3、器键连接校核35十 联轴器的选择3610.1高速轴上联轴器3610.2低速轴上联轴器36十一 减速器的密封与润滑3711.1减速器的密封3711.2齿轮的润滑3711.3轴承的润滑37十二 减速器的各部位附属零件的设计3712.1减速器的各部位附属零件的设计：37十三 减速器箱体主要结构尺寸39十四 设计小结40参考文献40一 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=2750N，速度v=1.5m/s，直径D=400mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10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

4、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.箱体结构设计二 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。三 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 查表得： 联轴器的效率：1=

5、0.99 滚动轴承的效率：2=0.99 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.97a=12×24×32×w=0.8773.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=2750×1.51000=4.13kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=4.130.877=4.71kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×1.5×400=71.66rpm 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：8

6、40。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(840)×71.66=573-2866r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，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(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900 电机主要外形尺寸图3-1 电动机中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔

7、直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×333.4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=96071.66=13.397 （2）分配传动装置传动比 高速级传动比i1=1.35×ia=4.25 则低速级的传动比i2=3.15 减速器总传动比ib=i1×i2=13.3875四 计算传动装置运动学和动力学参数 （1）各轴转速

8、：高速轴：n=n0=960rpm中间轴：n=ni1=9604.25=225.88rpm低速轴：n=ni2=225.883.15=71.71rpm工作机：n=n=71.71rpm （2）各轴输入功率：高速轴：P=P0×1=4.71×0.99=4.66kW中间轴：P=P×2×3=4.66×0.99×0.98=4.52kW低速轴：P=P×2×3=4.52×0.99×0.98=4.39kW工作机：P=P×1×2×2×w=4.39×0.99×0.

9、99×0.99×0.97=4.13kW 则各轴的输出功率：高速轴：P'=P×0.99=4.61kW中间轴：P'=P×0.99=4.47kW低速轴：P'=P×0.99=4.35kW工作机：P'=P×0.99=4.09kW （3）各轴输入转矩：电机轴：T0=9550000×P0n0=9550000×4.71960=46854.69Nmm高速轴：T=9550000×Pn=9550000×4.66960=46357.29Nmm中间轴：T=9550000×Pn=9

10、550000×4.52225.88=191101.47Nmm低速轴：T=9550000×Pn=9550000×4.3971.71=584639.52Nmm工作机：T=9550000×Pn=9550000×4.1371.71=550013.95Nmm 则各轴输出转矩：高速轴：T'=9550000×P'n=9550000×4.61960=45859.9Nmm中间轴：T'=9550000×P'n=9550000×4.47225.88=188987.52Nmm低速轴：T'=

11、9550000×P'n=9550000×4.3571.71=579312.51Nmm工作机：T'=9550000×P'n=9550000×4.0971.71=544686.93Nmm 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/(Nmm)电机轴9604.7146854.69高速轴9604.6646357.29中间轴225.884.52191101.47低速轴71.714.39584639.52工作机71.714.13550013.95五 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

12、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10-1选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度241286HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度217255HBS (4)选小齿轮齿数z1=24，则大齿轮齿数z2=z1×i=24×4.25=103。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 试选KHt=1.3 计算小齿轮

13、传递的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×4.66960=46357.29Nmm 由表10-7选取齿宽系数d=1 由图10-20查得区域系数ZH=2.49 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 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*=arccos103×cos20&

14、#176;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=60×960×1×1

15、6×300×10=2.765×109NL2=NL1u=2.765×1094.25=6.505×108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=0.971，KHN2=1.058 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.971×6001=582.6MPaH2=KHN2×Hlim2S=1.058×5501=581.9MPa 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=581.9MPa 2)试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+

16、1u×ZH×ZE×ZH2=32×1.3×46357.291×4.25+14.25×2.49×189.8×0.87581.92=42.047mm (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。 圆周速度v=×d1t×n60×1000=×42.047×96060×1000=2.112 齿宽bb=d×d1t=1×42.047=42.047mm 2)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据v=2.1

17、12m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04 齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×46357.2942.047=2205.022NKA×Ftb=1×2205.02242.047=52Nmm<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=1×1.04×1.2×1.417=1.768 3)由式（10-12），可得按实

18、际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=42.047×31.7681.3=46.585mm 4)确定模数m=d1z1=46.58524=1.941mm，取m=2mm。5.3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=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&#

19、215;T×YFa×YSa×Yd×m3×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=2.168 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.802 试选KFt=1.3 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+0.751.729=0.684 2)圆周速度v=×d1×n60×1000=×48×96060×1000=2.41ms-1

20、 3)宽高比b/hh=2×ha*+c*×m=2×1+0.25×2=4.5mmbh=554.5=12.222 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=2.1 由表10-4用插值法查得KH=1.42，结合b/h=55/4.5=12.222查图10-13，得KF=1.079。 则载荷系数为 KF=KA×KV×KF×KF=1×1.046×2.1×1.079=2.37 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Flim

21、1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.88，KFN2=0.912 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1×Flim1S=0.88×5001.25=352MPaF2=KFN2×Flim2S=0.912×3801.25=277.25MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2×KF×T×YFa1×YSa1×Yd×m3×z12=77.44MPa<F1F2=2×KF×T×YFa2×

22、;YSa2×Yd×m3×z12=72.26MPa<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&

23、#215;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×z2-2han*-2cn*=201mm 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0°0'0"右0°

24、;0'0"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B5550中心距a127127图5-1 高速级大齿轮结构图六 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，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），齿面硬度241286HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度217255HBS (4)选小齿轮齿数z1=25，则大齿轮齿数z2=z1×i=25&

25、#215;3.15=79。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 试选KHt=1.3 计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55×106×Pn=9.55×106×4.52225.88=191101.47Nmm 由表10-7选取齿宽系数d=1 由图10-20查得区域系数ZH=2.49 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数

26、Z。a1=arccosz1×cosz1+2×han*=arccos25×cos20°25+2×1=29.531°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos79×cos20°79+2×1=23.582°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=25×tan29.531-tan20°+79×tan23.582-tan20°2=1.718Z=4-3=4-1.7183=0

27、.872 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=60×225.88×1×16×300×10=6.505×108NL2=NL1u=6.505×1083.15=2.065×108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1.058，KHN2=1.132 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=1.05

28、8×6001=634.8MPaH2=KHN2×Hlim2S=1.132×5501=622.6MPa 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=622.6MPa 2)试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2=32×1.3×191101.471×3.15+13.15×2.49×189.8×0.872622.62=65.947mm (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。 圆周速度

29、v=×d1t×n60×1000=×65.947×225.8860×1000=0.78 齿宽bb=d×d1t=1×65.947=65.947mm 2)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据v=0.78m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.015 齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×191101.4765.947=5795.608NKA×Ftb=1×5795.60865.947=88Nmm<100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH

30、=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=1.423 由此，得到实际载荷系数 KH=KA×KV×KH×KH=1×1.015×1.2×1.423=1.733 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=65.947×31.7331.3=72.579mm 4)确定模数m=d1z1=72.57925=2.903mm，取m=3mm。6.3确定传动尺寸 (1)计算中心距a=z1+z2×m2=156mm，圆整为156mm

31、(2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×m=25×3=75mmd2=z2×m=79×3=237mm (3)计算齿宽b=d×d1=75mm 取B1=80mm B2=75mm6.4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×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=2.62，YFa2=2.222 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.59，Y

32、Sa2=1.768 试选KFt=1.3 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=×75×225.8860×1000=0.89ms-1 3)宽高比b/hh=2×ha*+c*×m=2×1+0.25×3=6.75mmbh=806.75=11.852 根据v=0.89m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.017 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=2.1 由表10-4用插值法查

33、得KH=1.426，结合b/h=80/6.75=11.852查图10-13，得KF=1.08。 则载荷系数为 KF=KA×KV×KF×KF=1×1.017×2.1×1.08=2.307 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查取弯曲疲劳系数KFN1=0.912，KFN2=0.918 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1×Flim1S=0.912×5001.25=364.8MPaF2=KFN2×

34、;Flim2S=0.918×3801.25=279.07MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2×KF×T×YFa1×YSa1×Yd×m3×z12=89.19MPa<F1F2=2×KF×T×YFa2×YSa2×Yd×m3×z12=84.11MPa<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=×75×225.8

35、860×1000=0.89ms 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*=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×z1+2han*=81mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=243mm 3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=67.5mm df2=d2

36、-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=229.5mm 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螺旋角左0°0'0"右0°0'0"齿数z2579齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d75237齿顶圆直径da81243齿根圆直径df67.5229.5齿宽B8075中心距a156156图6-1 低速级大齿轮结构图七 轴的设计7.1高速轴设计计算 (1)

37、已经确定的运动学和动力学参数 转速n=960r/min；功率P=4.66kW；轴所传递的转矩T=46357.29Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr调质，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=112×34.66960=18.96mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×18.96=19.91mm 查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20 (4)确定轴的直径和长度图7-1 高速轴示意图 1)输入

38、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，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则:Tca=KA×T=60.26Nm 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 = 6×6mm(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

39、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)轴承端盖厚度e=12，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=20

40、mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 16 -10 = 63 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+ 15+ 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

41、段12345678直径202530365236300长度526328100.5558280 (5)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=2×46357.2948=1931.554N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tan=1931.554×tan20°=703.028N 第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=97mm，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=148mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=55.5mm 计算支承反力 在水平面上为R1H=-Fr1×l3l2+l3=703.0

42、28×55.5148+55.5=-191.73NR2H=-R1H-Fr1=-191.73-703.028=-511.3N 式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为R1V=Ft1×l3l2+l3=1931.554×55.5148+55.5=526.79NR2V=Ft1-R1V=1931.554-526.79=1404.764N 轴承1的总支承反力为R1=R1H2+R1V2=-191.732+526.792=560.6N 轴承2的总支承反力为R2=R2H2+R2V2=-511.32+1404.7642=1494.92N 1)弯矩计算 在水平面上，a-a剖面为

43、MaH=R2H×l3=-511.3×55.5N·mm=-28377.15N·mm 在垂直平面上为MaV=-R1V×l2=-526.79×148N·mm=-77964.92N·mmMbV=0N·mm 合成弯矩，a-a剖面为Ma=MaH2+MaV2=-28377.152+-77964.922=82968.62N·mm 2)转矩T1=46357.29N·mm 画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示图7-2 高速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因a-a左侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a左侧为

44、危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×30332=2649.38mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=5298.75mm3 最大弯曲应力为=MW=31.32MPa 剪切应力为=TWT=8.75MPa 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=33.03MPa 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=70MPa，ca<-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=225

45、.88r/min；功率P=4.52kW；轴所传递的转矩T=191101.47Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45调质，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=115×34.52225.88=31.22mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=35mm (4)确定轴的直径和长度图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

46、并根据dmin = 31.22 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B = 35×72×17mm，故d12 = d56 = 35 mm。 2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 40 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。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 = 40 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 50 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 15

47、 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=40mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =50mm，为了使挡油环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=48mm，d45=40mm。 5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离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

48、内壁一段距离，取 = 10 mm，则l12=B+1+2=17+10+10+2= 39 mml56=B+2+2=17+10+12.5+2= 41.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径35405040350长度3978154841.50 (5)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=2×191101.47206=1855.354N 高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2×tan=1855.354×tan20°=675.294N 低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级

49、小齿轮的分度圆直径）Ft3=2×Td3=2×191101.4775=5096.039N 低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3×tan=5096.039×tan20°=1854.807N 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=69.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=80mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=57mm 计算支承反力 在水平面上为R1H=Fr2×l3-Fr3×l2+ l3l1+ l2+ l3=675.294×57-1854.807×80 + 5769.5+80+57

50、=-1044.15NR2H=Fr2- R1H- Fr3=675.294-1044.15-1854.807=-135.36N 式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为R1V=Ft3× l2+ l3+ Ft2× l3l1+ l2+ l3=5096.039× 80 +57+1855.354×5769.5 + 80 +57=3893.04NR2V=Ft3+ Ft2- R1V=5096.039+1855.354-3893.04=3058.35N 轴承1的总支承反力为R1=R1H2+R1V2=-1044.152+3893.042=4030.63N 轴承2的

51、总支承反力为R2=R2H2+R2V2=-135.362+3058.352=3061.34N 1)计算弯矩 在水平面上，a-a剖面为MaH=R1H×l1=-1044.15×69.5N·mm=-72568.42N·mm b-b剖面为MbH=R2H× l3=-135.36×57N·mm=-7715.52N·mm 在垂直平面上为MaV=R1V×l1=3893.04×69.5N·mm=270566.28N·mmMbV=R2V×l3=3058.35×57N·

52、mm=174325.95N·mmN·mm 合成弯矩，a-a剖面为Ma=MaH2+MaV2=-72568.422+270566.282N·mm=280129.05N·mm b-b剖面为Mb=MbH2+MbV2=-7715.522+174325.952N·mm=174496.61N·mm 2)转矩 T2=191101.47N·mm图7-4 中间轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因a-a左侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×50332=12265.62mm3 抗扭

53、截面系数为WT=×d316=24531.25mm3 最大弯曲应力为=MW=22.84MPa 剪切应力为=TWT=7.79MPa 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=24.68MPa 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，ca<-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=71.71r/min；功率P=4.39kW；轴所传递的转矩T=584639.52Nmm (2)轴的材料选择并确

54、定许用弯曲应力 由表选用45调质，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=112×34.3971.71=44.14mm 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+0.07×44.14=47.23mm 查表可知标准轴孔直径为48mm故取dmin=48 (4)确定轴的直径和长度图7-5 低速轴示意图 1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1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

55、×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则:Tca=KA×T=760.03Nm 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42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，b×h = 14×9mm(GB T 1096-2003)，键长L=100mm。 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 = 53 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211，其尺寸为d×D

56、5;B = 55×100×21mm，故d34 = d78 = 55 mm。 轴承挡油环定位，由手册上查得6211型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 64 mm 3)取安装齿轮处的轴段的直径d67 = 64 mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4 = 75 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l67 = 73 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d67 = 64 mm，故取h = 7.5 mm，则轴环处的直径d56 = 79 mm，取l56=10mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2

57、，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=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 21 -10 = 58 mm 5)取低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l34= B+s1=21+22.5= 43.5 mml78= B+2+2=21+10+12.5+2= 45.5 mml45=b2+3+2+2.5-l56-s1=50+15+12.5+10+2.5-10-22.5= 57.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345678直径485355647964550长度1125843.557.5107345.50 (5)轴的受力分析 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=2×584639.52237=4933.667N 低速