二级圆锥-斜齿圆柱

1、机械设计减速器设计说明书 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计算电动机容量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 链传动设计计算6六 减速器高速级齿轮传动设计计算76.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数76.2按齿面接触疲劳强度设计76.3确定传动尺寸96.4校核齿根弯曲疲劳强度106.5计算锥齿轮传动其它几何参数116.6齿轮参数和几

2、何尺寸总结11七 减速器低速级齿轮传动设计计算127.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数127.2按齿面接触疲劳强度设计127.3确定传动尺寸157.4校核齿根弯曲疲劳强度157.5计算齿轮传动其它几何尺寸167.6齿轮参数和几何尺寸总结17八 轴的设计178.1高速轴设计计算178.2中间轴设计计算238.3低速轴设计计算29九 滚动轴承寿命校核359.1高速轴上的轴承校核359.2中间轴上的轴承校核369.3低速轴上的轴承校核37十 键联接设计计算3910.1高速轴与联轴器键连接校核3910.2高速轴与小锥齿轮键连接校核3910.3中间轴与低速级小齿轮键连接校核3910.4中间轴与大锥齿

3、轮键连接校核3910.5低速轴与低速级大齿轮键连接校核4010.6低速轴与链轮键连接校核40十一 联轴器的选择4011.1高速轴上联轴器40十二 减速器的密封与润滑4112.1减速器的密封4112.2齿轮的润滑4112.3轴承的润滑41十三 减速器附件4113.1油面指示器4113.2通气器4213.3六角螺塞4213.4窥视孔盖4213.5定位销4313.6启盖螺钉43十四 减速器箱体主要结构尺寸43十五 设计小结44参考文献45一 设计任务书1.1设计题目 二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力F=2000N，速度v=0.6m/s，直径D=280mm，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：10

4、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.链传动设计计算 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.箱体结构设计二 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2该方案的优缺点 二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。 和齿轮传动比较,链传

5、动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力;能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动比较,它能保证准确的平均传动比,传递功率较大,且作用在轴和轴承上的力较小;传递效率较高,一般可达0.950.97;链条的铰链磨损后,使得节距变大造成脱落现象;安装和维修要求较高。三 选择电动机3.1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。3.2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=0.98 滑动轴承的效率：k=0.97 闭式圆柱齿轮的效率：4=0.98 闭式圆锥齿轮的效率：3=0.97 链传动的

6、效率：c=0.96 工作机的效率：w=0.97a=1×23×4×3×c×k×w=0.83.3计算电动机容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=2000×0.61000=1.2kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=1.20.8=1.5kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×0.6×280=40.95rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，链传动比范围为：26，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：616，因此理论传动比范围为：1296。可

7、选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(1296)×40.95=491-3931r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y100L-6的三相异步电动机，额定功率Pen=1.5kW，满载转速为nm=940r/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)1132S-81.57507102Y100L-61.510009403Y90L-41.5150014004Y90S-21.530002840 电机主要尺寸参数图3-1 电动机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

8、寸HL×HDA×BKD×EF×G100380×245160×1401228×608×243.4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=94040.95=22.955 （2）分配传动装置传动比 取链传动比：ic=3 锥齿轮（高速级）传动比i1=0.25×i=2 则低速级的传动比为i2=3.83 减速器总传动比ib=i1×i2=7.66四 计算传动装置运动学和动力学参数 （1）各轴转速：

9、高速轴：n=n0=940rpm中间轴：n=ni1=9402=470rpm低速轴：n=ni2=4703.83=122.72rpm工作机：n=ni3=122.723=40.91rpm （2）各轴输入功率：高速轴：P=P0×1=1.5×0.99=1.48kW中间轴：P=P×2×3=1.48×0.98×0.97=1.41kW低速轴：P=P×2×4=1.41×0.98×0.98=1.35kW工作机：P=P×c×2×k×w=1.35×0.96×0.

10、98×0.97×0.97=1.2kW 则各轴的输出功率：高速轴：P'=P×0.98=1.45kW中间轴：P'=P×0.98=1.38kW低速轴：P'=P×0.98=1.32kW工作机：P'=P×0.98=1.18kW （3）各轴输入转矩：电机轴：T0=9550000×P0n0=9550000×1.5940=15239.36Nmm高速轴：T=9550000×Pn=9550000×1.48940=15036.17Nmm中间轴：T=9550000×Pn=955

11、0000×1.41470=28650Nmm低速轴：T=9550000×Pn=9550000×1.35122.72=105056.23Nmm工作机：T=9550000×Pn=9550000×1.240.91=280127.11Nmm 则各轴输出转矩：高速轴：T'=9550000×P'n=9550000×1.45940=14731.38Nmm中间轴：T'=9550000×P'n=9550000×1.38470=28040.43Nmm低速轴：T'=9550000×

12、;P'n=9550000×1.32122.72=102721.64Nmm工作机：T'=9550000×P'n=9550000×1.1840.91=275458.32Nmm 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9401.515239.36高速轴9401.4815036.17中间轴4701.4128650低速轴122.721.35105056.23工作机40.911.2280127.11五 链传动设计计算 （1）确定链轮齿数 由传动比取小链轮齿数Z1=25，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿

13、数Z2=i×Z1=75，所以取Z2=77。 实际传动比i=z2/z1=3.08 （2）确定链条型号和节距 查表得工况系数KA=1.1 小链轮齿数系数：Kz=1.22 取单排链,则计算功率为:Pca=KA×Kz×P=1.1×1.22×1.35kW=1.812kW 选择链条型号和节距： 根据Pca=1.812kW，n1=122.72r/min，查图选择链号10A-1，节距p=15.875mm。 （3）计算链长 初选中心距a0=40×p=40×15.875=635mm 则，链长为:Lp=2×a0p+z1+z22+pa0&

14、#215;z1-z22×2=2×63515.875+25+772+15.875635×25-772×2=132.714节 取Lp=133节 采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大中心距为：amax=f1×p×2×Lp-z1+z2=0.24532×15.875×2×132.714-25+77=636.46mm 计算链速v，确定润滑方式v=z1×n×p60×1000=25×122.72×15.87560×10

15、00=0.812，合适 按v=0.812m/s，链号10A，查图选用滴油润滑。 （4）作用在轴上的力 有效圆周力F=1000×Pv=1000×1.350.812=1663N 作用在轴上的力Fp1.15×F=1.15×1663=1912N 链轮尺寸及结构 分度圆直径d1=psin180°z1=15.875sin180°25=126.73mmd2=psin180°z2=15.875sin180°77=389.4mm六 减速器高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)选用直齿圆锥齿轮传动，压力

16、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=33，则大齿轮齿数z2=z1×i=33×2=67。6.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即d1t34×KHt×TR×1-0.5×R2×u×ZH×ZEH2 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&

17、#215;Pn=9.55×106×1.48940=15036.17Nmm 查表选取齿宽系数R=0.3 由图10-20查得区域系数ZH=2.5 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 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=60×940×1×8×300×10=1.354×109NL2=NL1u=1.354×

18、1092=6.768×108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=0.994，KHN2=1.054 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.994×6001=596MPaH2=KHN2×Hlim2S=1.054×5501=580MPa 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=580MPa 2)试算小齿轮分度圆直径d1t34×KHt×TR×1-0.5×R2×u×ZH×ZEH2=34×1.3×15036.17

19、0.3×1-0.5×0.32×2×2.5×189.85802=49.42mm (2)计算圆周速度vdm1=d1t×1-0.5×R=49.42×1-0.5×0.3=42.01mmvm=×dm1×n60×1000=×42.01×94060×1000=2.07 (3)计算当量齿宽系数db=R×d1t×u2+12=0.3×49.42×22+12=16.576mmd=bdm1=16.57642.01=0.39 (4)

20、计算载荷系数 查表得使用系数KA=1.25 查图得动载系数KV=1.092 取齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.26 实际载荷系数为 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.092×1×1.26=1.72 (5)按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=49.42×31.721.3=54.254mm (6)计算模数mt=d1z1=54.25433=1.64mm 取标准模数m=3mm。6.3确定传动尺寸 （1）实际传动比u=z2z1=6733=2.03mm （2）大端分

21、度圆直径d1=z1×m=33×3=99mmd2=z2×m=67×3=201mm （3）齿宽中点分度圆直径dm1=d1×1-0.5×R=99×1-0.5×0.3=84.15mmdm2=d2×1-0.5×R=201×1-0.5×0.3=170.85mm （4）锥顶距为R=d12×u2+1=992×2.032+1=112.02mm （5）齿宽为b=R×R=0.3×112.02=33.606mm 取b=34mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度F=K&

22、#215;Ft0.85×b×m×1-0.5R×YFa×YSaF 1)K、b、m和R同前 2)圆周力为Ft=2×T1d1×1-0.5R=2×15036.1799×1-0.5×0.3=357N 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数:Zv1=z1cos1=33cos26.222°=36.78 大齿轮当量齿数:Zv2=z2cos2=67cos63.778°=151.46 查表得：YFa1=2.432，YFa2=1.855YSa1=1.657，YSa2=2.

23、16 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=0.88，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=277MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=K×Ft0.85×b×m×1-0.5R×YFa1×YSa1=24.071MPa<F1=3

24、52MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=24.051MPa<F2=277MPa 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。6.5计算锥齿轮传动其它几何参数 （1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 ha=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.6mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.6mm s=m2=4.712mm （2）分锥角（由前面计算） 1=26.222° 2=63.778° （2）计算齿顶圆直径 da1=d1+2×ha&

25、#215;cos1=104.38mm da2=d2+2×ha×cos2=203.65mm （3）计算齿根圆直径 df1=d1-2×hf×cos1=92.54mm df2=d2-2×hf×cos2=197.82mm 注：han*=1.0，cn*=0.2 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=1°32'2" （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=1°50'26" （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=27°45'21" a2=2+

26、a2=65°18'43" （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=24°22'52" f2=2-f2=61°56'14"6.6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模数m33压力角n2020齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.20.2齿数z3367齿顶高ha33齿根高hf3.63.6分度圆直径d99201齿顶圆直径da104.38203.65齿根圆直径df92.54197.82分锥角 26°13'19"63°46'40"齿顶角a1

27、6;32'2"1°32'2"齿根角f1°50'26"1°50'26"中心距R112.016112.016七 减速器低速级齿轮传动设计计算7.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为=20°，初选螺旋角=13°。 (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=32，则大齿轮齿数z2=z

28、1×i=32×3.83=123。7.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×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=9.55×106×1.41470=28650Nmm 由表10-7选取齿宽系数d=1 由图10-20查得区域系数ZH=2.46 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 由式（10-9）计

29、算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctantanncos=arctantan20°cos13°=20.483°at1=arccosz1×costz1+2×han*×cos=arccos32×cos20.48332+2×1×cos13=27.993°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos123×cos20.483123+2×1×cos13=22.755°=z1×tanat1-ta

30、nt+z2×tanat2-tant2=32×tan27.993°-tan20.483°+123×tan22.755°-tan20.4832=1.703=d×z1×tan=1×32×tan13°=2.352Z=4-3×1-+=4-1.7033×1-2.352+2.3521.703=0.588 由公式可得螺旋角系数Z。Z=cos=cos13°=0.987 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，H

31、lim2=550Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60×n×j×Lh=60×470×1×8×300×10=6.768×108NL2=NL1u=6.768×1083.83=1.767×108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1.054，KHN2=1.137 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=1.054×6001=632.4MPaH2=KHN2×Hlim2S=1.137×5501=625.35

32、MPa 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=625.35MPa 2)试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3×286501×3.83+13.83×2.46×189.8×0.588×0.987625.352=26.031mm (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。 圆周速度v=×d1t×n60×1000=×26.031&#

33、215;47060×1000=0.64 齿宽bb=d×d1t=1×26.031=26.031mm 2)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1.25 根据v=0.64m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.012 齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×2865026.031=2201.222NKA×Ftb=1.25×2201.22226.031=106Nmm>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

34、KH=1.417 由此，得到实际载荷系数 KH=KA×KV×KH×KH=1.25×1.012×1.2×1.417=2.151 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=26.031×32.1511.3=30.789mm 4)确定模数mn=d1×cosz1=30.789×cos13°32=0.937mm，取mn=2mm。7.3确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2×mn2×cos=159.08mm，圆整为160mm （

35、2）按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=14.3688° =14°22'7" （3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×mncos=32×2cos14.3688=66.067mmd2=z2×mncos=123×2cos14.3688=253.944mm （4）计算齿宽 b=d×d1=66.07mm 取B1=75mm B2=70mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2×K×T×YFa×YSa×Y

36、×Y×cos2d×m3×z12F 试选载荷系数KFt=1.3 1)K、T、mn和d1同前 齿宽b=b2=70 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数：Zv1=z1cos3=32cos314.3688°=35.201 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=123cos314.3688°=135.305 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.492，YFa2=2.102 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.635，YSa2=1.896 由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arcta

37、ntan×cost=arctantan14.3688°×cos20.592°=13.485°v=cos2b=1.688cos213.485°=1.783Y=0.25+0.75v=0.67 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-×120°=1-2.609×14.3688120°=0.688 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

38、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×Flim2S=0.918×3801.25=279.07MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2×K×T×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2d×m3×z12=18.85 MPa <F1F2=2×K×T×YFa2×YSa2×Y×Y×cos2d×m3&

39、#215;z12=19.097 MPa <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。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*=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=70.07mm da2=d2+2×ha=257.94mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=61.07mm df2=d2-2×hf=248

40、.94mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6齿轮参数和几何尺寸总结代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数m22螺旋角左14°22'7"右14°22'7"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿数z32123齿宽B7570齿顶高ham×ha*22齿根高hfm×(ha*+c*)2.52.5分度圆直径d66.067253.944齿顶圆直径dad+2×ha70.07257.94齿根圆直径dfd-2×hf61.07248.94八 轴的设计8.1高速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转

41、矩 转速n=940r/min；功率P=1.48kW；轴所传递的转矩T=15036.17Nmm (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=112×31.48940=13.03mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×13.03=13.68mm 查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25 (4)确定各轴段的直径和长度。图8-1 高速轴示意图 1)输入轴的最小直径显然是安装联

42、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=19.55Nmm 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LX2型联轴器。半联轴器的孔径为25mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm。选用普通平键，A型键，b×h = 8×7mm(GB T 1096-2003)，键长L=45mm。 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，故选用圆锥滚子轴承

43、。参照工作要求并根据d23 = 30 mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d×D×T = 35×72×18.25mm，故d34 = d56 = 35 mm。由手册上查得30207型轴承的定位轴肩高度h =15mm，则d67=30mm。 3)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，则l23=t+e+12+K=2+12+12+24=50 mm 4)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10mm。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=10mm，小

44、齿轮轮毂宽度L=36mm，则l34=T=18.25 mml56=B-2=15 mml67=+1+L=10+10+36= 57.25 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径253035403530长度605018.274.21557.2 (5)轴的受力分析 高速级小齿轮所受的圆周力Ft1=2×T1dm1=357N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tan×cos1=117N 高速级小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1×tan×sin1=57N Fae=Fa1=57N 第一段轴中点到轴承中点距离l1=89.12mm，轴承

45、中点到齿轮中点距离l2=91.25mm，齿轮受力中点到轴承中点距离l3=48.75mm 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 计算作用在轴上的支座反力 轴承A在水平面内的支反力RAH=Fa1×dm12-Fr1×l3l2=57×84.152-117×48.7591.25=-36.22N 轴承B在水平面内的支反力RBH=Fr1-RAH=117-36.22= 153.22N

46、轴承A在垂直面内的支反力RAV=Ft1×l3l2=357×48.7591.25= 190.73N 轴承B在垂直面内的支反力RBV=-Ft1+RAV=-357+190.73= -547.73N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-36.222+190.732=194.14N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=153.222+-547.732=568.76N 绘制水平面弯矩图 截面A在水平面内弯矩MAH=0Nmm 截面B在水平面内弯矩MBH=-Fr1×l3+Fa1×dm12=-117×48.75+57×84.1

47、52=-3305.48Nmm 截面C在水平面内弯矩MCH=Fa1×dm12=57×84.152=2398.28Nmm 截面D在水平面内弯矩MDH=0Nmm 绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩MAV=0Nmm 截面B在垂直面内弯矩MBV=RAV×l2=190.73×91.25=17404.11Nmm 截面C在垂直面内弯矩MCV=0Nmm 截面D在垂直面内弯矩MDV=0Nmm 绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm 截面B处合成弯矩MB=MBH2+MBV2=-3305.482+17404.112=17715.23N

48、mm 截面C处合成弯矩MC=MCH2+MCV2=2398.282+02=2398.28Nmm 截面D处合成弯矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmm 绘制扭矩图T=15036.17Nmm 计算当量弯矩图 截面A处当量弯矩MVA=MA2+T2=02+0.6×15036.172=9021.7Nmm 截面B处当量弯矩MVB=MB2+T2=17715.232+0.6×15036.172=19880.15Nmm 截面C处当量弯矩MVC=MC2+T2=2398.282+0.6×15036.172=9335.03Nmm 截面C处当量弯矩MVD=MD2+T2=02+0.6

49、×15036.172=9021.7Nmm图8-2 高速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×35332=4207.11mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=8414.22mm3 最大弯曲应力为=MW=4.73MPa 剪切应力为=TWT=1.79MPa 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=5.19MPa 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

50、=60MPa，ca<-1b，所以强度满足要求。8.2中间轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=470r/min；功率P=1.41kW；轴所传递的转矩T=28650Nmm (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=115×31.41470=16.59mm 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8-3 中间轴示意图 1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安

51、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，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin = 16.59 mm，由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d×D×T = 35×72×18.25mm，故d12 = d56 = 35 mm。 2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 42 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 = 42 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 40 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 4

52、2 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 52 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 33 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= 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l23 = 73 mm，d23=42mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =42mm，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=40mm，d45=42mm。 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 =

53、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=l56=T+1+2=18.25+10+10+2= 40.25 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径3542524235长度40.27332.640.440.2 (5)轴的受力分析 高速级大齿轮所受的圆周力Ft1=2×T1dm1=335N 高速级大齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tan×cos1=54N 高速级大齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1×tan×sin1=109N

54、 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=2×2865066.067=867.301N 低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3×tancos=867.301×tan20°cos14.3688°=325.865N 低速级小齿轮所受的轴向力Fa3=Ft3×tan=867.301×tan14.3688°=222N Fae=Fa2-Fa3=-113N 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=68.2mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=89.3mm，高速级大齿轮中

55、点到轴承压力中心距离l3=52mm 轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3×l1-Fr2×l1+l2+Fa2×d22-Fa3×d32l1+l2+l3=325.865×68.2-54×68.2+89.3+109×170.852-222×66.067268.2+89.3+52= 75N 轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=325.865-75-54=197N 轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3×l1+Ft2×l1+l2l1+l2+l3=867.301×68.2+335&#

56、215;68.2+89.368.2+89.3+52= 534N 轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3×l2+l3+Ft2×l3l1+l2+l3=867.301×89.3+52+335×5268.2+89.3+52= 668N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=752+5342=539.24N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=1972+6682=696.44N 计算水平面弯矩 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×l3=-75×52=-3900Nmm 截

57、面C左侧在水平面内弯矩MCH左=Fa2×d22-RAH×l3=109×170.852-75×52=5411Nmm 截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBH×l1-Fa3×d32=197×68.2-222×66.0672=6102Nmm 截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBH×l1=197×68.2=13435Nmm 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×l3=534×52=27768Nmm 截面D在垂直面内弯矩MDV=RBV×l1=668×68.2=45558Nmm 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=-39002+277682=28041Nmm 截面C左侧合成弯矩MC