二级直齿圆柱齿轮减速器

1、目录TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark0 o Current Document 第一章设计任务书3 HYPERLINK l bookmark2 o Current Document 1.1设计题目3 HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 1.2设计步骤3 HYPERLINK l bookmark6 o Current Document 第二章传动装置总体设计方案3 HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 2.1传动方案3 HYPERLINK l bookmark10 o Cu

2、rrent Document 2.2该方案的优缺点3 HYPERLINK l bookmark12 o Current Document 第三章电动机的选择4 HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 3.1选择电动机类型4 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 3.2确定传动装置的效率4 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 3.3选择电动机的容量43.4确定电动机参数4 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 3.

3、5确定传动装置的总传动比和分配传动比5 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 第四章计算传动装置运动学和动力学参数6 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document 4.1电动机输出参数6 HYPERLINK l bookmark26 o Current Document 4.2高速轴I的参数6 HYPERLINK l bookmark28 o Current Document 4.3中间轴II的参数6 HYPERLINK l bookmark30 o Current Document 4.4低速轴III的参数6

4、 HYPERLINK l bookmark32 o Current Document 滚筒轴的参数7 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document 第五章减速器高速级齿轮传动设计计算8 HYPERLINK l bookmark36 o Current Document 选精度等级、材料及齿数8 HYPERLINK l bookmark38 o Current Document 按齿面接触疲劳强度设计8 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 确定传动尺寸10 HYPERLINK l bookmark44 o Cu

5、rrent Document 5.4校核齿根弯曲疲劳强度11 HYPERLINK l bookmark46 o Current Document 计算齿轮传动其它几何尺寸12 HYPERLINK l bookmark48 o Current Document 齿轮参数和几何尺寸总结12 HYPERLINK l bookmark50 o Current Document 第六章减速器低速级齿轮传动设计计算13 HYPERLINK l bookmark52 o Current Document 选精度等级、材料及齿数13 HYPERLINK l bookmark54 o Current Docum

6、ent 按齿面接触疲劳强度设计13 HYPERLINK l bookmark56 o Current Document 确定传动尺寸15 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document 6.4校核齿根弯曲疲劳强度156.5计算齿轮传动其它几何尺寸16 HYPERLINK l bookmark60 o Current Document 齿轮参数和几何尺寸总结17 HYPERLINK l bookmark62 o Current Document 第七章轴的设计17 HYPERLINK l bookmark64 o Current Document 高速轴设计计

7、算17 HYPERLINK l bookmark66 o Current Document 中间轴设计计算23 HYPERLINK l bookmark68 o Current Document 低速轴设计计算29 HYPERLINK l bookmark70 o Current Document 第八章滚动轴承寿命校核35 HYPERLINK l bookmark72 o Current Document 高速轴上的轴承校核35 HYPERLINK l bookmark74 o Current Document 中间轴上的轴承校核36 HYPERLINK l bookmark76 o Cur

8、rent Document 低速轴上的轴承校核37 HYPERLINK l bookmark78 o Current Document 第九章键联接设计计算37 HYPERLINK l bookmark80 o Current Document 9.1高速轴与联轴器键连接校核37 HYPERLINK l bookmark82 o Current Document 中间轴与低速级小齿轮键连接校核38 HYPERLINK l bookmark84 o Current Document 中间轴与高速级大齿轮键连接校核38 HYPERLINK l bookmark86 o Current Docume

9、nt 低速轴与低速级大齿轮键连接校核38 HYPERLINK l bookmark88 o Current Document 9.5低速轴与联轴器键连接校核38 HYPERLINK l bookmark90 o Current Document 第十章联轴器的选择39 HYPERLINK l bookmark92 o Current Document 10.1高速轴上联轴器39 HYPERLINK l bookmark94 o Current Document 低速轴上联轴器39 HYPERLINK l bookmark96 o Current Document 第十一章减速器的密封与润滑40

10、 HYPERLINK l bookmark98 o Current Document 11.1减速器的密封40 HYPERLINK l bookmark100 o Current Document 11.2齿轮的润滑40 HYPERLINK l bookmark102 o Current Document 第十二章减速器附件设计40 HYPERLINK l bookmark104 o Current Document 12.1油面指示器4012.2通气器41 HYPERLINK l bookmark106 o Current Document 放油孔及放油螺塞41 HYPERLINK l bo

11、okmark108 o Current Document 窥视孔和视孔盖4112.5定位销41 HYPERLINK l bookmark110 o Current Document 12.6启盖螺钉42 HYPERLINK l bookmark112 o Current Document 12.7螺栓及螺钉42 HYPERLINK l bookmark114 o Current Document 第十三章减速器箱体主要结构尺寸42 HYPERLINK l bookmark116 o Current Document 第十四章设计小结43 HYPERLINK l bookmark118 o Cu

12、rrent Document 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，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。设计步骤传动装置总体设计方案电动机的选择确定传动装置的总传动比和分配传动比计算传动装置的运动和动力参数减速器内部传动设计计算传动轴的设计滚动轴承校核键联接设计联轴器设计润滑密封设计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

13、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。确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：n1=0.99一对滚动轴承的效率：n2=0.99闭式圆柱齿轮的传动效率：n3=0.98工作机效率：nw=0.97故传动装置的总效率选择电动机的容量工作机所需功率为FXV4000 x1.6P6.4kWW100010003.4确定电动机参数电动机所需额定功率:P6.4p-7.22kWd耳a0.886工作转速：60 x1000XV60 x1000 x1.6n=w兀xD76.43

14、rnm3.14X400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=iaXnw=(8-40)X76.43=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。、.1?万案电动机型号额定功率(kW)同步转速满载转速(r/min)(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y

15、132S2-27.530002900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HLxHDAxBKDxEFxG132515x315216x1781238x8010 x333.5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：14402）分配传动装置传动比高速级传动比i=m=18.841an7643wi=Jl.3xi=4.951a则低速级的传动比l23.81l23.81减速器总传动比S=2J=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=

16、7.22kW转速：n=n=1440rpmTOC o 1-5 h z0m厂,厶P7.22扭矩：T=9.55x106x-0=9.55x106x=47882.64Nmm0n144004.2高速轴I的参数扭矩：T1转速：n扭矩：T1转速：n1=9.55x106x乞=n1P0X1=7-22x0-99=7=n0=1440rpm7.159.55x106x1440=47418.4Nmm4.3中间轴II的参数功率：P2=mx偽xg=功率：P2=mx偽xg=转速：n2l17.15x0.99x0.98=14404=290.91rpm4.956.94kWP6.94扭矩：t2=9.55x106x=9.55x106x扭矩

17、：t2n290.9124.4低速轴III的参数功率：冬=笃x乃2x乃3=6.94x0.99x0.98=6.73kW、士n290.91功率：冬=笃转速：n3=t2=04=76.35rpml23.81P6.73扭矩：匚=9.55x106x=9.55x106x=841800.92Nmm3込76.354.5滚筒轴的参数功率：p=pxnXnXn=6.73x0.97x0.99x0.99=6.4kW人十w3w12转速：n=n=76.35rpmw3丄厶P6.4扭矩：T=9.55x106x=9.55x106x-=800523.9Nmmwn76.35w运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率轴名功率P(kW)转

18、矩T(Nr输入输出输入电动机轴7.22I轴7.157.0847418.4II轴6.946.87227826.48III轴6.736.66841800.92工作机轴6.46.4800523.9mm)转速(r/min)传动比i效率n输出47882.64144010.9946944.21144064.950.97225548.2290.911523.810.97833382.976.3510810.96800523.976.35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选小齿轮齿数Z1=3

19、0,则大齿轮齿数Z2=Z1Xi=30X4.95=149。实际传动比i=4.967压力角a=20。5.2按齿面接触疲劳强度设计由式试算小齿轮分度圆直径，即32xKXTu+1ZXZXZ2TOC o 1-5 h zd3吐XXHE_2J化u0丿确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3P7.15T=9550000X=9550000X=47418.4Nmmn1440查表选取齿宽系数d=111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ZEaalzxcosaarccosz+2xh*1an30 xcos20=aalzxcosaarccosz

20、+2xh*1an30 xcos20=arCC0S30+2X1=28241arccosz?xcosa+2Xhan149xcos20=arCC0S149+2X1=21.99勺xtan叫1tana+zxtanatana2a22n30 xtan28.2412n30 xtan28.241tan20+149xtan2l.99tan202n1.772448a41-772=0.862计算接触疲劳许用应力计算接触疲劳许用应力oH由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：HH叭1=600Mg认2=550Mpa计算应力循环次数N计算应力循环次数NLi=60XnXjXLh=60X1440X1x8x250X10=1.

21、728x1091.728X109=3491X101.728X109=3491X1084.95由图查取接触疲劳系数：由图查取接触疲劳系数：KHNlKHNl=0.965,Kg=0.993HN2取失效概率为取失效概率为1%,安全系数S=1,得如1Kxo如1KxoHN1Him1=s0965X=579嘶取取OH1和OH2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即oH=546MPa2）试算小齿轮分度圆直径ZZ132xKhiXTxU+1xZhXZfXZr2J化丁叫2X1.3X47418.44.95+1X2X1.3X47418.44.95+1X14.95546=4m183诡（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实

22、际载荷系数前的数据准备。圆周速度V兀XdXnnX43.183X1440p=325460X100060X1000齿宽bb=化X址=1X43.183=43.183mm2）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。T47418.4F=2x-；-=2x=2196.161Ntd43.1831F2196.16151N100NKX=1X=Ab43.183mmmm查表得齿间载荷分配系数：KHa=1.4查表得齿向载荷分布系数：KHB=1.436实际载荷系数为KH=EXKyXKHaXKH0=1x2.246=51.817mm1.3.117x14x1.42.246=51.8

23、17mm1.33）按实际载荷系数算得的分度圆直径=%严3孕=43.183X“K4）确定模数51.817吉51.817吉=1.727mm?取m=2mmo5.3确定传动尺寸1）计算中心距咕咕05皿1a=勺+勺）771=179mm，圆整为179mm2）计算小、大齿轮的分度圆直径di=Zixm=30 x2=60mmd2=Z2Xm=l49x2=298mm3）计算齿宽0=化Xd10=化Xd1=60mm取B1=65mmB2=60mm校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2XKXTF=2XKXTF=bXmXJ乙X：XY/0f1）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

24、得：2.506，益22.506，益2=2-1321.625，J=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:勺时1=5mpq、仏2=38mpq由图查取弯曲疲劳系数：隔1=762,KfN2=0.867取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得许用弯曲应力切10.762X販=272.143MFa切10.762X販=272.143MFa1.4讥gN2咖2=0.867X380=235.329MPa1.42XKXTXY2XKXTXYFa1XYXY=55.581MPa1F1YXYF2=，“2x，“2=53.659MPa0F2=Fa1Sq1故弯曲强度足够。5.5计算齿轮传动其它

25、几何尺寸计算齿顶高、齿根高和全齿高h=mxh*=2mmaanhz=mx(h*+c*)=2.5mm/annh=(h+h=mx(2h*+c*)=4.5mm=af，ann计算小、大齿轮的齿顶圆直径d=d+2xh=mx(z+2h*)=64mmal1a1andr=心+2xh=mx(z+2h*)=302mma22a2an计算小、大齿轮的齿根圆直径dz=d-2xh=mx(z2h*2c*)=55mmfl1fv1and=d2xh=mx(z2h*2c*)=293mmf22/v2anny注：*=1.0,c*=0.25ann5.6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an202

26、0法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z30149齿顶咼ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d60298齿顶圆直径da64302齿根圆直径df55293齿宽B6560中心距a17917922兀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选小齿轮齿数Z1=30,则大齿轮齿数Z2=Z1Xi=30X3.81=115o实际传动比i=3.833压力角a=20o6.2按齿面接触疲劳强度设计由式试算小齿轮分度圆直径，即32XKH1XTXU+1XZJ21)确定公式中

27、的各参数值试选载荷系数KHt=1.3P6.94丁=9550000Xn=9550000X290=227826讪查表选取齿宽系数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Ze化1=arccoszXcosa1z+2Xh*化1=arccoszXcosa1z+2Xh*1an=arccos30Xcos2030+2X1=28.241an=arccosa2z_Xcosaz2+2Xh=arccos*an115Xcos20115+2X1=22.537勺X上劝粘加皿+Z2X加皿2兀30X如28.241一如20+115X如22.537一如20=1

28、.76=j4_1.76=0.864计算接触疲劳许用应力0H由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：勺畑i=600M,勺伽2=55M计算应力循环次数Li=60 xnx7-xL=60 x290.9lxix8x250 xi0=2xi.3x227826.483.8i+i2.46xi89.8x0.8642=2xi.3x227826.483.8i+i2.46xi89.8x0.8642=xxJi3.8i549=73.9i2mm（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兀xdxnnx73.9i2x290.9iu=1=ii2560 xiOOO60 xiOOO齿宽bb=x址=ix7

29、3.9i2=73.9i2mm2）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。N3.49ixi08叫2=3.8i=9.i63xi07由图查取接触疲劳系数：%i=.%i=.993.7=0-998取失效概率为1%,安全系数S=1,得993X600=596叭KxoKxoHN2八Hm2=s_0-998X550=549嘶取oH1和oH2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即oH=549MPa2）试算小齿轮分度圆直径32xxTxu+ixzn2FtKA1X6164.80473.91283NFtKA1X6164.80473.91283Nmm100NmmT227826

30、48=2Xr=2X73.912=6164-804查表得齿间载荷分配系数：KHa=1.4查表得齿向载荷分布系数：KHB=1.455实际载荷系数为KH=KAXKvXKHaXKHp=1x1073xK、T、m和di同前齿宽K、T、m和di同前齿宽b=b2=903）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1=dnX孕=73.912X3Ht、2.186盲=87.892讪4）确定模数Z187.89230=2.93mmZ187.89230=2.93mm,取m=3mmo6.3确定传动尺寸1）计算中心距圆整为218mm(z+z)X圆整为218mma=-=217.5讪计算小、大齿轮的分度圆直径d=zXm=30X3=9

31、0mm11=z2Xm=115X3=345mm计算齿宽取B1=95mmB2=90mm校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2xKxTxybxmxd%1x1y3叫齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查表得：亿1=2-506,g=2-148也=倔5,也=!-822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:咕m=5MPa、作伽2=380MPa由图查取弯曲疲劳系数：Kfni=0-867,Kfn2=0-979取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得许用弯曲应力Sb=0.867X500=309.643MPaSb=0.867X500=309.643MPa1.40.979X380=2

32、65.729MPa1.42XKXTo=X/XYXY=79.173MPa0=309.643MPaF1bXmXdFa1SalL11YxYFa2”F2=F1X，也X，血=76.09MPaA0 x=112x31=19.11mmJnJ1440由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=（1+.5）X19.11=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，bXh=8X7mm(GB/T1096-2003

33、),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，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=35mmd3：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6208d4：轴肩段，选择d4=

34、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=30mm。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

35、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计算作用在轴上的力（di为齿轮1的分度圆直径）齿轮1所受的圆周力（di为齿轮1的分度圆直径）T474184F=2xH=2x=1581Ndi60齿轮1所受的径向力Fn=Jxtana=1581x伽20=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

36、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FXL,575x169时記=422FXL,575x169时記=422nRAH厶+厶bc轴承B处水平支承力：在垂直面内轴承A处垂直支承力：轴承B处垂直支承力：Rbh=FnRAH在垂直面内轴承A处垂直支承力：轴承B处垂直支承力：Rbh=FnRAH=Ft1XRbv=略=575(422)=153N169TT=1581x_=1159NL+L169+61.5bc厶61.5x-=1581x-_-=422NL+L169

37、+61.5bc轴承A的总支承反力为：匕=J站+%=J(422)2+匕=J站+%=J(422)2+(1159)2=123344N轴承B的总支承反力为:d.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：截面B在水平面上弯矩:截面C在水平面上的弯矩+RlvJ(153)2+(422)2=448.88NMAH=0NmmMBH=0NmmMch=Rah叫=422X61-5=25953N讪截面D在水平面上的弯矩e.在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩：截面B在垂直面上弯矩：截面C在垂直面上的弯矩：MDH=0NmmMAv=0NmmMBv=0NmmM=RXL=1159X61.5=71278NmmCVAVc截面D在垂直面上弯

38、矩：M=0NmmDV合成弯矩，有：截面A处合成弯矩：M=0NmmA截面B处合成弯矩：Mb=ONmm截面C处合成弯矩：J(25953)2+(71278)2=75856Nmm截面D处合成弯矩：Md=ONmm转矩和扭矩图T=46944.22Nmm1截面A处当量弯矩：MvA=ON-mm截面B处当量弯矩：Mvb=JM2+(aT)2=J(0)2+(0.6x46944.22)2=28167Nmm截面C处当量弯矩：Myc=Jm2+(aT)2=J(75856)2+(0.6x46944.22)2=80917Nmm截面D处当量弯矩：M肋=+(af)2=J(0)2+(0.6x46944.22)2=28167Nmme.

39、画弯矩图弯矩图如图所示：FrlMCHiITllbt4111llri,-rrlllh扭铤圍H平面弯拒图平面弯拒圉IfRBHIfRBV合欣弯拒图MYC左MVC右当里弯拒图巩铀承）Lb巩外传动件）La口小吿轮）Lc*f.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为兀xd3W=8941.64mm332抗扭截面系数为nxd3W=“=17883.28mm3t16最大弯曲应力为Mo=9.05MPaW剪切应力为Tt=2.65MPaT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a=0.6，则当量应力为ca=+4x(axt)2=9.59MPa查表得调质处理，抗拉强度极限oB=64

40、0MPa,则轴的许用弯曲应力。-1b=60MPa,。eA0 xV_=115X厶2“=33.11mmn290.91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.

41、确定各轴段的长度和直径。确定各段轴直径di: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6207d2：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di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=58mm。L

42、5：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）3993155841.55）弯曲-扭转组合强度校核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=2XT22782648-2=2X=1529Nd2982齿轮2所受的径向力Fr2=Ft2XtaUa=1529XtaU20=556N齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）7=2XT227826.482=2X=5063Nd390齿轮3所受的径向力Fr3=XtaUa=5063Xta

43、U20=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FXL_F乂(厶+厶,)1842X77.5-556X(77.5+92.5)R=ar2直=乙=207N力hL+厶+厶77.5+92.5+62.5abc轴承B在水平面内支反力R=F-R-F=1842(207)556=1079NBHr3r2丿轴承A在垂直面内支反力FX厶+FX(厶+厶J5063X77.5+1529x(77.5+92.5)厶+厶+厶77.5+92.5+62.5abc

44、=2806N轴承B在垂直面内支反力=-3X5+S+7xY=5063x(92.5+62.5)+1529x62.5=3786N77.5+92.5+62.5轴承A的总支承反力为：J(207)2+(2806)2=2813.62N轴承B的总支承反力为:=1(1079)2+(3786)2=1(1079)2+(3786)2=3936.75N绘制水平面弯矩图截面A和截面B在水平面内弯矩截面C右侧在水平面内弯矩%右=-RahXLc=-(207x62.5)=-12938Nmm截面C左侧在水平面内弯矩M.=RXL=-(207X62.5)=12938NmmCH左AHcy丿截面D右侧在水平面内弯矩M亠=RXL=1079

45、X77.5=83622NmmDH右BHa截面D左侧在水平面内弯矩M亠=RXL=1079X77.5=83622NmmDH左BHa绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩M=M=0NmmAVBV截面C在垂直面内弯矩M=RXL=2806X62.5=175375NmmCVAVc截面D在垂直面内弯矩M=RXL=3786X77.5=293415NmmDVB卩a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J(12938)2J(12938)2+(175375)2=175852Nmm截面C左侧合成弯矩J(12938)2+(175375)2=175852Nmm截面D右侧合成弯矩叫右J(

46、83622)叫右J(83622)2+(293415)2305098Nmm截面D左侧合成弯矩M亠=m2+M2=(83622)2+(293415)2=305098D左JDH左D卩7绘制扭矩图T=225548.22Nmm2绘制当量弯矩图截面A和截面B处当量弯矩截面C右侧当量弯矩M卩c右=Jm2右+(曲)2=(1758522+(0.6X225548.22)2=221896Nmm截面C左侧当量弯矩M卩c左=J2左+(曲)2=Jl758522+(0.6X225548.22)2=221896Nmm截面D右侧当量弯矩M右=Jm2右+(af)2=(3050982+(0.6X225548.22)2=333764m

47、m截面D左侧当量弯矩M亠=(M2+(af)2=(3050982+(0.6X225548.22)2=333764Nmm卩D左7d左Ii7r2MaJLILILiLiucUDrfflfilllit”IlTz扭铤圍JRBHH平面弯拒图平面弯拒圉合欣弯拒图当里弯拒图M吿轮3）LbB（轴承）La口吿轮2)Lc*h.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nxd3W=6280mm332抗扭截面系数为nxd3W=12560mm3t16最大弯曲应力为Mg=53.15MPaW剪切应力为Tt=18.14MPaT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

48、脉动循环处理，故取折合系数a=0.6，则当量应力为ca=J。?+4x(axt)2=57.43MPa查表得调质处理，抗拉强度极限oB=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=841800.92Nmm2）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o=60MPa3）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 x-=112x目767

49、5=49.84mmn76.35由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%d.=(1+0.07)X49.84=53.33mmmin查表可知标准轴孔直径为55mm故取dmin=554）设计轴的结构并绘制轴的结构草图轴的结构分析。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。由输出端选用A型键,Xh=20X12mm(GB/T1096-2003),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。确定各轴段的长度和直径。匸日l-b亠Lc各轴段直径的确定di：用于连接联轴器，直径

50、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=60mmd3：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，选取轴承型号为深沟球轴承6213d4：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

51、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）T8

52、41800.92F=23=2=4880Nt4d4345齿轮4所受的径向力F=Fxtana=4880 xtan20=1775Nr4t4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=149.5mm支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHFXL1775x80.5TCAHL+L=80.5+156abAHRBHFr-RAH1775-（604）1171N轴承a和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV厶80.5RFX4880X1661N刘t厶+厶，80.5+156abL156RFX4880X3219NBV

53、tL+80.5+156ab轴承A的总支承反力为:匕=血+%=J(604)2+(1661)2=1767A1N轴承B的总支承反力为:Rb=卡爲+吗卩=(1171)2+(3219)2=3425.38Ne.画弯矩图弯矩图如图所示：在水平面上，e.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:MMAH=0Nmm在水平面上，轴截面在水平面上，轴截面B处所受弯矩:MMBH=0Nmm在水平面上，大齿轮所在轴截面在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩:MMch=RbhxLa=1111%80-5=94266Nmm在水平面上，轴截面在水平面上，轴截面D处所受弯矩:MMDH=0Nmm在垂直面上，轴截面在垂

54、直面上，轴截面A处所受弯矩:MMAv=ON-mm在垂直面上，轴截面在垂直面上，轴截面B处所受弯矩:MMsv=ON-mm在垂直面上，大齿轮所在轴截面在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩:MMcv=RavxLa=1661%80-5=133710Nmm在垂直面上，轴截面在垂直面上，轴截面D处所受弯矩:MDv=0Nmm截面A处合成弯矩弯矩:Ma=+M2v=J(0)2+(0)2=0Nmm截面B处合成弯矩:MB=ON-mm合成弯矩，大齿轮所在截面C处合成弯矩为Mc=+M务=(94266)2+(133710)2=163598Nmm截面D处合成弯矩:Md=0Nmm转矩为:T=833382.91Nmm截面A

55、处当量弯矩：Mva=QMa+T)2=Jo+(0.6x833382.91)2=500030Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C处当量弯矩：Mvc=4M2+(aT)2=J(163598)2+(0.6x833382.91)2=526112Nmm截面D处当量弯矩：Mvd=JMd+(aT)2=J0+(0.6x833382.91)2=500030NmmMCtthfillrill广T川TmH平面弯拒图平面弯拒圉合欣弯拒图扭铤圍当里弯拒图D（外传动件）JRBHRBVMCH口吿轮4）Lb1ITieB（轴承）LaA（轴和Lch.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

56、为危险截面。其抗弯截面系数为兀xd3W=33656.88mm332抗扭截面系数为nxd3W=67313.75mm3t16最大弯曲应力为Mg=15.63MPaW剪切应力为Tt=-=12.51MPaT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a=0.6，则当量应力为冬口=J02+4x(axt)2=21.67MPa查表得调质处理，抗拉强度极限oB=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.

57、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：F=JR2+R2=J(422)2+(1159)2=1233.44Nr1vAHAVvv、丿Fr2Fr2=J*爲+%=(153)2+(422)2=448.88N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0匕El】*/匕El】*/=1X1233.44+0 x0=1233.44NPr2Pr2=2XF.2+y2XF2取两轴承当量动载荷较

58、大值带入轴承寿命计算公式106fXC3-XGf=158343b2000%60nVXP7PT由此可知该轴承的工作寿命足够。中间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)620735721725.5带轮结构设计根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，内径d=35mm,外径D=72mm,宽度B=17mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=25.5kN,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：J(207)2+(2806)2=2813.62Nr2J(1079)2r2J(1079)2+(378

59、6)2=3936.75N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1P=XXF+yXF=1X2813.62+0 x0=2813.62Nr11r11alP=XXF+YXF=1X3936.75+0X0=3936.75Nr22r22a2取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式106fXC3厶,X(9=54936.2b20000bh60nVXPJPT由此可知该轴承的工作寿命足够。低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)6213651202357.2带轮结构设计根据前面的计算，选用6213深沟球轴承，内径d=65mm,外径D=12

60、0mm,宽度B=23mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=57.2kN,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：F=IR2+R2=(604)2+(1661)2二1767.41Nr1AHAVr2+Rlvr2+Rlvj(1171)2+(3219)2=3425.38N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1P=XXF+YXF=1X1767.41+0 x0=1767.41r11r11a1P=XXF+YXF=1X3425.38+0 x0=3425.38r22r22a2取两轴承当量动载荷较大值带入轴