机械减速器的设计

东海科学技术学院课程设计成果说明书题目：机械设计课程设计院系：东海科学技术学院海洋学院学生姓名：专业：机械制造及其自动化班级：一班指导教师：起止日期：2017．12.12-2018.1.3东海科学技术学院教学科研部目录1一设计说明书 41.2设计步骤 4二传动装置总体设计方案 42.1传动方案 42.2该方案的优缺点 43.1电动机类型的选择 53.2确定传动装置的效率 53.3选择电动机容量 53.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 6四计算传动装置运动学和动力学参数 74.1电动机输出参数 74.2高速轴的参数 74.3中间轴的参数 74.4低速轴的参数 84.5工作机的参数 8五减速器高速级齿轮传动设计计算 95.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 95.2按齿面接触疲劳强度设计 95.3按齿根弯曲疲劳强度设计 135.4确定传动尺寸 165.5校核齿面接触疲劳强度 175.6校核齿根弯曲疲劳强度 195.7计算齿轮传动其它几何尺寸 225.8齿轮参数和几何尺寸总结 23六减速器低速级齿轮传动设计计算 246.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 246.2按齿面接触疲劳强度设计 246.3按齿根弯曲疲劳强度设计 286.4确定传动尺寸 316.5校核齿面接触疲劳强度 326.6校核齿根弯曲疲劳强度 346.7计算齿轮传动其它几何尺寸 376.8齿轮参数和几何尺寸总结 38七轴的设计 387.1高速轴设计计算 387.2中间轴设计计算 457.3低速轴设计计算 52八滚动轴承寿命校核 6028.1高速轴上的轴承校核608.2中间轴上的轴承校核618.3低速轴上的轴承校核62九键联接设计计算639.1高速轴与联轴器键连接校核639.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核639.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核639.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核639.5低速轴与联轴器键连接校核64十联轴器的选择6410.1高速轴上联轴器6410.2低速轴上联轴器65十一减速器的密封与润滑6511.1减速器的密封6511.2齿轮的润滑6512.1油面指示器66显示箱内十二减速器附件6612.2通气器6612.3放油塞66十四设计小结67参考文献673设计及说明结果一设计说明书展开式二级斜齿圆柱减速器，拉力F=4500N，速度v=1.2m/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。设计及说明结果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：η1=0.99滚动轴承的效率：η2=0.99闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98工作机的效率：ηw=0.963.3选择电动机容量工作机所需功率为电动机所需额定功率:工作转速：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：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)×57.32=459--2293r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M-6的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=970r/min，同步转速为nt=1000r/min。设计及说明结果中心高外形尺寸地脚安装尺地脚螺栓孔轴伸尺寸键部位尺寸寸直径HL×HDA×BKD×EF×G160605×385254×21014.542×11012×37方案电机型号额定功率(kW)同步转速满载转速(r/min)(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900电机主要外形尺寸图3-1电动机3.4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：（2）分配传动装置传动比高速级传动比6设计及说明结果则低速级的传动比减速器总传动比四计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数4.2高速轴的参数4.3中间轴的参数设计及说明结果4.4低速轴的参数4.5工作机的参数各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(N•mm)电机轴9707.573840.21高速轴9707.4373151.03中间轴202.937.21339306.66低速轴57.3271166259.6工作机57.326.591097950.18设计及说明结果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、材料及齿数(1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°，初选螺旋角β=16°。(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20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为58～62HRC，大齿轮20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为58～62HRC(4)选小齿轮齿数z1=23，则大齿轮齿数z2=z1×i=23×4.78=110。5.2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1)确定公式中的各参数值①试选KHt=1.3②计算小齿轮传递的扭矩:③由表10-7选取齿宽系数φd=1④由图10-20查得区域系数ZH=2.45⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。9设计及说明结果⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为由式（10-15）计算应力循环次数：10设计及说明结果由图10-23查取接触疲劳系数取失效概率为1%，安全系数S=1，得取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2)试算小齿轮分度圆直径(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。①圆周速度ν11设计及说明结果②齿宽b2)计算实际载荷系数KH①由表10-2查得使用系数KA=1②根据v=1.321m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.025③齿轮的圆周力。查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=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KHβ=1.492由此，得到实际载荷系数3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径4)及相应的齿轮模数12设计及说明结果5.3按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式（10-20）试算齿模数，即1)确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KFt=1.3②由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε上式得③由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ13设计及说明结果④计算YFa×YSa/[σF]小齿轮当量齿数：大齿轮当量齿数：由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得14设计及说明结果两者取较大值，所以2)试算齿轮模数(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度ν②齿宽b③齿高h及齿宽比b/h15设计及说明结果2)计算实际载荷系数KF根据v=1.404m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.078查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2由表10-4用插值法查得KHβ=1.492，结合b/h=10.634查图10-13，得KFβ=1.095。则载荷系数为3)由式（10-13），按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.189mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=29.187mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1×cosβ/mn=14.03取z1=23，则z2=i×z1=4.78×23=109.94取Z2=110。z1与z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.4确定传动尺寸(1)计算中心距16设计及说明结果(2)按圆整后的中心距修正螺旋角β=15°28'13"(3)计算小、大齿轮的分度圆直径(4)计算齿宽取B1=55mmB2=50mm5.5校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为1)KH、T、φd和d1同前①由图查取区域系数ZH=2.45②查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa③由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε17设计及说明结果④由公式可得螺旋角系数Zβ。⑤计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：18设计及说明结果计算应力循环次数由图查取接触疲劳系数：取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力2)齿轮的圆周速度选用7级精度是合适的5.6校核齿根弯曲疲劳强度19设计及说明结果齿根弯曲疲劳强度条件为1)T、mn和d1同前齿宽b=b2=50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：大齿轮当量齿数：由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数①试选载荷系数KFt=1.3②由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε20设计及说明结果③由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ2)圆周速度3)宽高比b/h根据v=2.42m/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KFα=1.2由表10-4用插值法查得KHβ=1.493，结合b/h=55/4.5=12.222查图10-13，得KFβ=1.09。则载荷系数为由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22查取弯曲疲劳系数21设计及说明结果取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得齿根弯曲疲劳强度校核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)齿轮的圆周速度选用7级精度是合适的5.7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22设计及说明结果（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径5.8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αn2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角β左15°28'13"右15°28'13"齿数z23110齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d47.729228.271齿顶圆直径da51.73232.27齿根圆直径df42.73223.27齿宽B5550中心距a138138图5-1高速级大齿轮结构图23设计及说明 结 果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，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°，初选螺旋角β=14°。(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20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为58～62HRC，大齿轮20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为58～62HRC(4)选小齿轮齿数z1=28，则大齿轮齿数z2=z1×i=28×3.54=99。6.2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1)确定公式中的各参数值24设计及说明结果①试选KHt=1.3②计算小齿轮传递的扭矩:③由表10-7选取齿宽系数φd=1④由图10-20查得区域系数ZH=2.46⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。25设计及说明结果⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为由式（10-15）计算应力循环次数：由图10-23查取接触疲劳系数取失效概率为1%，安全系数S=1，得取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即26设计及说明结果(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。①圆周速度ν②齿宽b2)计算实际载荷系数KH①由表10-2查得使用系数KA=1②根据v=0.429m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.008③齿轮的圆周力。查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=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KHβ=1.491由此，得到实际载荷系数3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径4)及相应的齿轮模数27设计及说明结果6.3按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式（10-20）试算齿模数，即1)确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KFt=1.3②由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε上式得28设计及说明结果③由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ④计算YFa×YSa/[σF]小齿轮当量齿数：大齿轮当量齿数：由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得29设计及说明结果两者取较大值，所以2)试算齿轮模数(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度ν②齿宽b③齿高h及齿宽比b/h30设计及说明结果2)计算实际载荷系数KF根据v=0.517m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2由表10-4用插值法查得KHβ=1.491，结合b/h=12.824查图10-13，得KFβ=1.093。则载荷系数为3)由式（10-13），按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.724mm并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=45.098mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1×cosβ/mn=17.5取z1=28，则z2=i×z1=3.54×28=99.12取Z2=99。z1与z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。6.4确定传动尺寸(1)计算中心距(2)按圆整后的中心距修正螺旋角β=14°32'11"31设计及说明结果β=14°32'11"(3)计算小、大齿轮的分度圆直径(4)计算齿宽取B1=80mmB2=75mm6.5校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为1)KH、T、φd和d1同前①由图查取区域系数ZH=2.46②查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa③由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε32设计及说明结果④由公式可得螺旋角系数Zβ。⑤计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：计算应力循环次数由图查取接触疲劳系数：33设计及说明结果取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力2)齿轮的圆周速度选用7级精度是合适的6.6校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为1)T、mn和d1同前齿宽b=b2=75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：34设计及说明结果大齿轮当量齿数：由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数①试选载荷系数KFt=1.3②由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε③由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ2)圆周速度35设计及说明结果3)宽高比b/h根据v=0.77m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.015查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2由表10-4用插值法查得KHβ=1.496，结合b/h=80/5.625=14.222查图10-13，得KFβ=1.091。则载荷系数为由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22查取弯曲疲劳系数取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得齿根弯曲疲劳强度校核36设计及说明结果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)齿轮的圆周速度选用7级精度是合适的6.7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（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径37设计及说明结果6.8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mn2.52.5法面压力角αn2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角β左14°32'11"右14°32'11"齿数z2899齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d72.315255.685齿顶圆直径da77.32260.68齿根圆直径df66.06249.44齿宽B8075中心距a1641646-1低速级大齿轮结构图轴的设计高速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速n=970r/min；功率P=7.43kW；轴所传递的转矩T=73151.03N•mm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用20Cr（渗碳淬火），齿面硬度58～62HRC，许用弯曲应力为[σ]=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据38设计及说明结果(4)确定轴的直径和长度图7-1 高速轴示意图1)输入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:按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为24mm，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=8×7mm(GBT1096-2003)，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用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=29mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，故d34=d78=35mm。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=42mm。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=55mm，d56=51.73mm。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=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则39设计及说明结果5)取小齿轮距箱体内壁之距离 1=10mm，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 ，=10mm，低速级小齿轮宽度b3=80mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径2429354251.734235长度526229100.555829(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）高速级小齿轮所受的径向力高速级小齿轮所受的轴向力第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=96.5mm，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=148.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=56mm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40设计及说明结果①在水平面内轴承A处水平支承力：轴承B处水平支承力：②在垂直面内轴承A处垂直支承力：轴承B处垂直支承力：轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：③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：41设计及说明结果截面C左侧在水平面上弯矩：截面C右侧在水平面上弯矩：截面D在水平面上的弯矩：④绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面上弯矩：截面B在垂直面上弯矩：截面C在垂直面上弯矩：截面D在垂直面上弯矩：⑤绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩：截面B处合成弯矩：截面C左侧合成弯矩：42设计及说明结果截面C右侧合成弯矩：截面D处合成弯矩：g.转矩和扭矩图h.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：截面B处当量弯矩：截面C左侧当量弯矩：截面C右侧当量弯矩：截面D处当量弯矩：图7-2 高速轴受力及弯矩图43设计及说明结果44设计及说明结果(6)校核轴的强度因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为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α=0.6，则当量应力为查表得20Cr(渗碳淬火)处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-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=202.93r/min；功率P=7.21kW；轴所传递的转矩T=339306.66N•mm(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217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=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=90。45设计及说明结果由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm(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。参照工作要求并根据dmin=29.59mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6206，其尺寸为d×D×B=30×62×16mm，故d12=d56=30mm。2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45=35mm；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=50mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=48mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=35mm查表，取h=5mm，则轴环处的直径d34=45mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34=15mm。46设计及说明结果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=80mm，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=78mm，d23=35mm。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=35mm。5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离 1=10mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离2=12.5mm，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=10mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径3035453530长度3878154840.5(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）高速级大齿轮所受的径向力高速级大齿轮所受的轴向力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）47设计及说明结果低速级小齿轮所受的轴向力轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=69mm，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=56.5mm轴承A在水平面内支反力轴承B在水平面内支反力轴承A在垂直面内支反力轴承B在垂直面内支反力轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：48设计及说明结果①计算水平面弯矩截面A和截面B在水平面内弯矩截面C右侧在水平面内弯矩截面C左侧在水平面内弯矩截面D右侧在水平面内弯矩截面D左侧在水平面内弯矩e.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩截面C在垂直面内弯矩截面D在垂直面内弯矩f.绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩49设计及说明结果截面C右侧合成弯矩截面C左侧合成弯矩截面D右侧合成弯矩截面D左侧合成弯矩②转矩③计算当量弯矩截面A和截面B处当量弯矩截面C右侧当量弯矩截面C左侧当量弯矩截面D右侧当量弯矩50设计及说明结果51设计及说明结果(6)校核轴的强度因D左侧弯矩大，且作用有转矩，故D左侧为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为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α=0.6，则当量应力为查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-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=57.32r/min；功率P=7kW；轴所传递的转矩T=1166259.6N•mm(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217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=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=90。52设计及说明结果由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%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×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA=1.3，则:53设计及说明结果按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT4323-2002或设计手册，选用LT8型联轴器。半联轴器的孔径为48mm，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(GBT1096-2003)，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=53mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211，其尺寸为d×D×B=55×100×21mm，故d34=d78=55mm。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=4.5mm，因此，取d45=64mm3)取安装齿轮处的轴段的直径d67=64mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4=75mm，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=73mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d67=64mm，故取h=7.5mm，则轴环处的直径d56=79mm，取l56=10mm。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=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则5)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离 2=12.5mm，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 =10mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。设计及说明结果54轴段1234567直径48535564796455长度1125843.557.5107345.5(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）低速级大齿轮所受的径向力低速级大齿轮所受的轴向力齿轮中点到轴承压力中心距离l1=72.5mm，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=138mm，第一段中点到轴承压力中心距离l3=124.5mm轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV轴承A的总支承反力为设计及说明结果55轴承B的总支承反力为：①计算弯矩在水平面上，轴截面A处所受弯矩：在水平面上，轴截面B处所受弯矩：在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩：在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩：在水平面上，轴截面D处所受弯矩：在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：在垂直面上，齿轮4所在轴截面C处所受弯矩：在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：56设计及说明结果②绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：截面B处合成弯矩：截面C左侧合成弯矩：截面C右侧合成弯矩：截面D处合成弯矩：③绘制扭矩图④绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：截面B处当量弯矩：截面C左侧当量弯矩：57设计及说明结果截面C右侧当量弯矩：截面D处当量弯矩：图7-6 低速轴受力及弯矩图5859设计及说明结果(6)校核轴的强度因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为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α=0.6，则当量应力为查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。八滚动轴承寿命校核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)620735721725.5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=17mm60设计及说明结果由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=25.5kN，额定静载荷C0r=15.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。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：查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式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)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)620630621619.5根据前面的计算，选用6206深沟球轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=19.5kN，额定静载荷C0r=11.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。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61设计及说明结果查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。8.3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)6211551002143.2根据前面的计算，选用6211深沟球轴承，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=29.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。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：62设计及说明结果九键联接设计计算9.1高速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长40mm。键的工作长度 l=L-b=32mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长63mm。键的工作长度 l=L-b=53mm低速级小齿轮材料为20Cr，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长36mm。键的工作长度 l=L-b=26mm高速级大齿轮材料为20Cr，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核63设计及说明结果选用A型键，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T1096-