二级直齿圆柱齿轮减速器课件

1、 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按齿面接触疲劳强度设计85.3确定传动尺寸105.4校核齿根弯曲疲劳强度115.5计算齿轮传动其它几

2、何尺寸125.6齿轮参数和几何尺寸总结12第六章 减速器低速级齿轮传动设计计算136.1选精度等级、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156.4校核齿根弯曲疲劳强度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17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379.1高速轴与联轴器键连接校核379.2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

3、校核389.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核389.5低速轴与联轴器键连接校核38第十章 联轴器的选择3910.1高速轴上联轴器3910.2低速轴上联轴器39第十一章 减速器的密封与润滑4011.1减速器的密封4011.2齿轮的润滑40第十二章 减速器附件设计4012.1油面指示器4012.2通气器4112.3放油孔及放油螺塞4112.4窥视孔和视孔盖4112.5定位销4112.6启盖螺钉4212.7螺栓及螺钉42第十三章 减速器箱体主要结构尺寸42第十四章 设计小结43第十五章 参考文献43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=4000N，速度v=1.6m/s，

4、直径D=400mm，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：250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

5、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=0.98 工作机效率：w=0.97 故传动装置的总效率a=122332w=0.8863.3选择电动机的容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=4000×1.61000=6.4kW3.4确定电动机参数 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=6.40.886=7.22kW 工作转速：nw=60×1000×V&#

6、215;D=60×1000×1.63.14×400=76.43rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，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：8-40。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(8-40)×76.43=611-3057r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M-4的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，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）1Y160L-87.5

7、7507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900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×G132515×315216×1781238×8010×333.5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=144076.43=18.841（2）分配传动装置传动比 高速级传动比i

8、1=1.3×ia=4.95 则低速级的传动比i2=3.81 减速器总传动比ib=i1×i2=18.8595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=7.22kW转速：n0=nm=1440rpm扭矩：T0=9.55×106×P0n0=9.55×106×7.221440=47882.64Nmm4.2高速轴的参数功率：P1=P0×1=7.22×0.99=7.15kW转速：n1=n0=1440rpm扭矩：T1=9.55×106×P1n1=9.55×106

9、15;7.151440=47418.4Nmm4.3中间轴的参数功率：P2=P1×2×3=7.15×0.99×0.98=6.94kW转速：n2=n1i1=14404.95=290.91rpm扭矩：T2=9.55×106×P2n2=9.55×106×6.94290.91=227826.48Nmm4.4低速轴的参数功率：P3=P2×2×3=6.94×0.99×0.98=6.73kW转速：n3=n2i2=290.913.81=76.35rpm扭矩：T3=9.55×106&#

10、215;P3n3=9.55×106×6.7376.35=841800.92Nmm4.5滚筒轴的参数功率：Pw=P3×w×1×2=6.73×0.97×0.99×0.99 =6.4kW转速：nw=n3=76.35rpm扭矩：Tw=9.55×106×Pwnw=9.55×106×6.476.35=800523.9Nmm 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7.2247882.64144010.99轴

11、7.157.0847418.446944.21614404.950.97轴6.946.87227826.48225548.2152290.913.810.97轴6.736.66841800.92833382.910876.3510.96工作机轴6.46.4800523.9800523.976.35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），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=30×4.95=149。实际传动比i=4.967（3）压力角=

12、20°。5.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH21）确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3T=9550000×Pn=9550000×7.151440=47418.4Nmm查表选取齿宽系数d=1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*=arccos30×cos20°30

13、+2×1=28.241°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos149×cos20°149+2×1=21.99°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=30×tan28.241-tan20°+149×tan21.99-tan20°2=1.772Z=4-3=4-1.7723=0.862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=600Mpa，Hlim2=550Mpa计

14、算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×1440×1×8×250×10=1.728×109NL2=NL1u=1.728×1094.95=3.491×108由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.965，KHN2=0.993取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.965×6001=579MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.993×5501=546MPa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=5

15、46MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2=32×1.3×47418.41×4.95+14.95×2.46×189.8×0.8625462=43.183mm（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=×43.183×144060×1000=3.254齿宽bb=d×d1t=1×43.183=43.1

16、83mm2）计算实际载荷系数KH查表得使用系数KA=1查图得动载系数Kv=1.117齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×47418.443.183=2196.161NKA×Ftb=1×2196.16143.183=51Nmm<100Nmm查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4查表得齿向载荷分布系数：KH=1.436 实际载荷系数为 KH=KA×KV×KH×KH=1×1.117×1.4×1.436=2.2463）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=43.183&

17、#215;32.2461.3=51.817mm4）确定模数m=d1z1=51.81730=1.727mm，取m=2mm。5.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=z1+z2×m2=179mm，圆整为179mm （2）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×m=30×2=60mmd2=z2×m=149×2=298mm （3）计算齿宽b=d×d1=60mm 取B1=65mm B2=60mm5.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2×K×Tb×m×d1×YFa×YSa

18、5;YF1） K、T、m和d1同前齿宽b=b2=60齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查表得：YFa1=2.506，YFa2=2.132YSa1=1.625，YSa2=1.844查图得重合度系数Y=0.673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由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.762，KFN2=0.867取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1×Flim1S=0.762×5001.4=272.143MPaF2=KFN2×Flim2S=0.867×3801.4=235.329M

19、PaF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y=55.581MPa<F1=272.143MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=53.659MPa<F2=235.329MPa故弯曲强度足够。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

20、15;ha=m×z1+2han*=64mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=302mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=55mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=293mm 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齿数z30149齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d

21、60298齿顶圆直径da64302齿根圆直径df55293齿宽B6560中心距a179179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），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=30×3.81=115。实际传动比i=3.833（3）压力角=20°。6.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH21）确定公式

22、中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3T=9550000×Pn=9550000×6.94290.91=227826.48Nmm查表选取齿宽系数d=1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*=arccos30×cos20°30+2×1=28.241°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos115×cos20°115+2×1=22.

23、537°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=30×tan28.241-tan20°+115×tan22.537-tan20°2=1.76Z=4-3=4-1.763=0.864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=600Mpa，Hlim2=550Mpa计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×290.91×1×8×250×10=3.491×108NL2

24、=NL1u=3.491×1083.81=9.163×107由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.993，KHN2=0.998取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.993×6001=596MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.998×5501=549MPa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=549MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×ZH2=32×1.3×22782

25、6.481×3.81+13.81×2.46×189.8×0.8645492=73.912mm（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=×73.912×290.9160×1000=1.125齿宽bb=d×d1t=1×73.912=73.912mm2）计算实际载荷系数KH查表得使用系数KA=1查图得动载系数Kv=1.073齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×227826.4873.912=6164.80

26、4NKA×Ftb=1×6164.80473.912=83Nmm<100Nmm查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4查表得齿向载荷分布系数：KH=1.455 实际载荷系数为 KH=KA×KV×KH×KH=1×1.073×1.4×1.455=2.1863）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=73.912×32.1861.3=87.892mm4）确定模数m=d1z1=87.89230=2.93mm，取m=3mm。6.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=z1+z2×m2

27、=217.5mm，圆整为218mm （2）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×m=30×3=90mmd2=z2×m=115×3=345mm （3）计算齿宽b=d×d1=90mm 取B1=95mm B2=90mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2×K×Tb×m×d1×YFa×YSa×YF1） K、T、m和d1同前齿宽b=b2=90齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查表得：YFa1=2.506，YFa2=2.148YSa1=1.625，YSa2=1.822

28、查图得重合度系数Y=0.676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由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.867，KFN2=0.979取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1×Flim1S=0.867×5001.4=309.643MPaF2=KFN2×Flim2S=0.979×3801.4=265.729MPaF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y=79.173MPa<F1=309.643MPa

29、F2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=76.09MPa<F2=265.729MPa故弯曲强度足够。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*=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*=96mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=351mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1

30、-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=82.5mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=337.5mm 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齿数z30115齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d90345齿顶圆直径da96351齿根圆直径df82.5337.5齿宽B9590中心距a218218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

31、参数 转速n=1440r/min；功率P=7.15kW；轴所传递的转矩T=47418.4Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用40Cr（调质），齿面硬度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=112×37.151440=19.11mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×19.11=20.07mm查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30（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

32、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，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(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.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=10mm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=30mm。 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

33、，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=35mm 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=40mm，选取轴承型号为深沟球轴承6208 d4：轴肩段，选择d4=45mm。 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=45mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=40mm。各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=80mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=65mm。 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=30

34、mm。 L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=115.5mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=65mm。 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=30mm。轴段1234567直径(mm)30354045644540长度(mm)806530115.565830（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=2×4741

35、8.460=1581N齿轮1所受的径向力Fr1=Ft1×tan=1581×tan20°=575N第一段轴中点到轴承中点距离La=114mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=169mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=61.5mm 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，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关在水平面内轴承A处水平支承力：RAH=Fr1×LbLb+Lc=575×169169+61.5= 422N

36、轴承B处水平支承力：RBH=Fr1-RAH=575-422=153N在垂直面内轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1×LbLb+Lc=1581×169169+61.5= 1159N轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1×LcLb+Lc=1581×61.5169+61.5= 422N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=4222+11592=1233.44N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=1532+4222=448.88Nd.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=0Nmm截面C在水平面上的弯矩

37、：MCH=RAH×Lc=422×61.5=25953Nmm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×Lc=1159×61.5=71278Nmm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=0Nmm截面C处合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=259532+712782=75856Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmm转矩和扭矩图T1=46944.22Nmm截面A处当

38、量弯矩：MVA=0Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=02+0.6×46944.222=28167Nmm截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=758562+0.6×46944.222=80917Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.6×46944.222=28167Nmme.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=8941.64mm3抗扭截面系数为WT=×d316=17883.28mm3最大弯曲应力为=MW=9.05MPa剪切应力为=TWT=2.65MPa按弯扭合成强

39、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=9.59MPa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。7.2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=290.91r/min；功率P=6.94kW；轴所传递的转矩T=227826.48Nmm（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

40、小，故取A0=115。dA0×3Pn=115×36.94290.91=33.11mm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

41、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：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=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=93mm。 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=5

42、8mm。 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)3993155841.5（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齿轮2所受的圆周力（d2为齿轮2的分度圆直径）Ft2=2×T2d2=2×227826.48298=1529N齿轮2所受的径向力Fr2=Ft2×tan=1529×tan20°=556N齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）Ft3=2×T2'

43、d3=2×227826.4890=5063N齿轮3所受的径向力Fr3=Ft3×tan=5063×tan20°=1842Nc.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=77.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=92.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=62.5mm轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3×La-Fr2×La+LbLa+Lb+Lc=1842×77.5-556×77.5+92.577.5+92.5+62.5= 207N轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr

44、2=1842-207-556=1079N轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3×La+Ft2×La+LbLa+Lb+Lc=5063×77.5+1529×77.5+92.577.5+92.5+62.5= 2806N轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=5063×92.5+62.5+1529×62.577.5+92.5+62.5= 3786N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=2072+28062=2813.62N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=107

45、92+37862=3936.75Nd.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=-207×62.5=-12938Nmm截面C左侧在水平面内弯矩MCH左=-RAH×Lc=-207×62.5=-12938Nmm截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBH×La=1079×77.5=83622Nmm截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBH×La=1079×77.5=83622Nmme.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

46、面内弯矩MCV=RAV×Lc=2806×62.5=175375Nmm截面D在垂直面内弯矩MDV=RBV×La=3786×77.5=293415Nmmf.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=-129382+1753752=175852Nmm截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=-129382+1753752=175852Nmm截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=836222+2934152=305098Nmm截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=83622

47、2+2934152=305098Nmmf.绘制扭矩图T2=225548.22Nmmg.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=1758522+0.6×225548.222=221896Nmm截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+T2=1758522+0.6×225548.222=221896Nmm截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+T2=3050982+0.6×225548.222=333764Nmm截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+T2=3050982+0.6×225548.222

48、=333764Nmmh.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最大弯曲应力为=MW=53.15MPa剪切应力为=TWT=18.14MPa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=57.43MPa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）已经确定

49、的运动学和动力学参数转速n=76.35r/min；功率P=6.73kW；轴所传递的转矩T=841800.92Nmm（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=112×36.7376.35=49.84mm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+0.07×49.84=53.33mm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a

50、.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=20×12mm(GB/T 1096-2003)，长L=70mm；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。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=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

51、较d2尺寸大1-5mm，选取d3=65mm，选取轴承型号为深沟球轴承6213 d4：轴肩段，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。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=67.5mm。 L5：轴肩，选取L5=10mm。 L6：由低速级大齿轮宽

52、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=88mm。 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)1106045.567.5108847.5（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=2×T3d4=2×841800.92345=4880N齿轮4所受的径向力Fr4=Ft4×tan=4880×tan20°

53、;=1775Nc.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=80.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=156mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=149.5mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×LaLa+Lb=1775×80.580.5+156= 604NRBH=Fr-RAH=1775-604=1171N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×LaLa+Lb=4880×80.580.5+156= 1661NRBV=Ft×LbLa+Lb=4880×15680.5+156=

54、 3219N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=6042+16612=1767.41N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=11712+32192=3425.38Ne.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=RBH×La=1171×80.5=94266Nmm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，大齿轮所在轴

55、截面C处所受弯矩：MCV=RAV×La=1661×80.5=133710Nmm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmm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合成弯矩，大齿轮所在截面C处合成弯矩为MC=MCH2+MCV2=942662+1337102=163598Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmm转矩为：T=833382.91Nmm截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6×833382.912=500030Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C处当量弯矩：MVC=MC2+

56、T2=1635982+0.6×833382.912=526112Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6×833382.912=500030Nmmh.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=33656.88mm3抗扭截面系数为WT=×d316=67313.75mm3最大弯曲应力为=MW=15.63MPa剪切应力为=TWT=12.51MPa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×

57、15;2=21.67MPa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。第八章 滚动轴承寿命校核8.1高速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)620840801829.5带轮结构设计根据前面的计算，选用6208深沟球轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=29.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=20000h。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=4222+11

58、592=1233.44NFr2=RBH2+RBV2=1532+4222=448.88N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×1233.44+0×0=1233.44NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×448.88+0×0=448.88N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=158343h>20000h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