机械设计减速器设计说明书-开式二级直齿圆柱减速器设计.doc

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机械设计减速器设计说明书 系 别：测控技术与仪器 班 级：150131 姓 名：肖翛 学 号：15013108 指导教师：苏丽颖 职 称： 目 录 第一章 设计任务书 1 1.1设计题目 1 1.2设计步骤 1 第二章 传动装置总体设计方案 1 2.1传动方案 1 2.2该方案的优缺点 1 第三章 选择电动机 2 3.1电动机类型的选择 2 3.2确定传动装置的效率 2 3.3计算电动机容量 2 3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 3 第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 4 4.1电动机输出参数 4 4.2高速轴的参数 4 4.3中间轴的参数 4 4.4低速轴的参数 5 4.5工作机的参数 5 第五章 普通V带设计计算 5 第六章 减速器高速级齿轮传动设计计算 9 6.1齿轮参数和几何尺寸总结 10 第七章 减速器低速级齿轮传动设计计算 11 7.1齿轮参数和几何尺寸总结 13 第八章 轴的设计 14 8.1高速轴设计计算 14 8.2中间轴设计计算 20 8.3低速轴设计计算 26 第九章 滚动轴承寿命校核 32 9.1高速轴上的轴承校核 32 9.2中间轴上的轴承校核 33 9.3低速轴上的轴承校核 34 第十章 键联接设计计算 34 10.1高速轴与大带轮键连接校核 34 10.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核 35 10.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核 35 10.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核 35 10.5低速轴与联轴器键连接校核 35 第十一章 联轴器的选择 36 11.1低速轴上联轴器 36 第十二章 减速器的密封与润滑 36 12.1减速器的密封 36 12.2齿轮的润滑 36 12.3轴承的润滑 37 第十三章 减速器附件 37 13.1油面指示器 37 13.2通气器 37 13.3六角螺塞 37 13.4窥视孔盖 38 13.5定位销 39 13.6启盖螺钉 39 第十四章 减速器箱体主要结构尺寸 39 第十五章 设计小结 40 参考文献 40 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，扭矩T=800N•m，速度v=1.3m/s，直径D=370mm，每天工作小时数：8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.普通V带设计计算 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 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，前置外传动为普通V带传动，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 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 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。 第三章 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：η1=0.99 滚动轴承的效率：η2=0.99 V带的效率：ηv=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98 工作机的效率：ηw=0.97 ηa=η1η24η32ηvηw=0.85 3.3计算电动机容量 工作机所需功率为 Pw=Twnw9550=5.62kW 电动机所需额定功率: Pd=Pwηa=5.620.85=6.61kW 工作转速： nw=601000VπD=6010001.3π370=67.14rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4，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：16～160。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(16～160)67.14=1074--10742r/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 电机型号 额定功率(kW) 同步转速(r/min) 满载转速(r/min) 1 Y160L-8 7.5 750 720 2 Y160M-6 7.5 1000 970 3 Y132M-4 7.5 1500 1440 4 Y132S2-2 7.5 3000 2900 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 键部位尺寸 H LHD AB K DE FG 132 515315 216178 12 3880 1033 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： ia=nmnw=144067.14=21.448 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2 高速级传动比 i1=1.35iaiv=3.8 则低速级的传动比为 i2=2.82 减速器总传动比 ib=i1i2=10.716 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 P0=6.61kW n0=nm=1440rpm T0=9550000P0n0=95500006.611440=43837.15N•mm 4.2高速轴的参数 PⅠ=P0ηv=6.610.96=6.35kW nⅠ=n0i0=14402=720rpm TⅠ=9550000PⅠnⅠ=95500006.35720=84225.69N•mm 4.3中间轴的参数 PⅡ=PⅠη2η3=6.350.990.98=6.16kW nⅡ=nⅠi1=7203.8=189.47rpm TⅡ=9550000PⅡnⅡ=95500006.16189.47=310487.15N•mm 4.4低速轴的参数 PⅢ=PⅡη2η3=6.160.990.98=5.98kW nⅢ=nⅡi2=189.472.82=67.19rpm TⅢ=9550000PⅢnⅢ=95500005.9867.19=849962.79N•mm 4.5工作机的参数 PⅣ=PⅢη1η2η2ηw=5.980.990.990.990.97=5.63kW nⅣ=nⅢ=67.19rpm TⅣ=9550000PⅣnⅣ=95500005.6367.19=800215.81N•mm 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 1440 6.61 43837.15 高速轴 720 6.35 84225.69 中间轴 189.47 6.16 310487.15 低速轴 67.19 5.98 849962.79 工作机 67.19 5.63 800215.81 第五章 普通V带设计计算 （1）求计算功率Pc 查表13-9得KA=1，故 Pc=KAP=16.61=6.61kW （2）选V带型号 根据Pc=6.61kW、n1=1440r/min，由图13-15选用A型。 （3）求大、小带轮基准直径d2、d1 由图13-15，因传动比不大，取d1=95mm。 d2=n1n2d11-ε=1440720951-0.02=186.2mm 由表13-10，取d2=180mm。 n2=n1d11-εd2=1440951-0.02180=744.8rmin ∆n=∣n2-n2n2∣100％=∣744.8-720720∣100％=3.44％＜5％ （4）验算带速v v=πdd1n601000=π951440601000=7.16ms-1 带速在5～30m/s范围内，合适。 （5）求V带基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距 a0=1.5d1+d2=1.595+180=412.5mm。 取a0=410mm，符合0.7d1+d2120 合适。 （7）求V带根数z 由式（13-14）得 z=PcP0+△P0KαKL 今n1=1440r/min，d1=95，查表13-4得 P0=1.19kW 由式（13-8）得传动比 i=d2d11-ε=180951-0.02=1.93 查表13-6得 △P0=0.169kW 由α1=168.03查表13-8得Kα=0.972，表13-2得KL=0.93，由此可得 z=6.611.19+0.1690.9720.93=5.38 取6根。 （8）求作用在带轮轴上的压力FQ 查表13-1得q=0.105kg/m，故由式（13-16）得单根V带的初拉力 F0=5002.5-KαPcKαzv+qv2=5002.5-0.9726.610.97267.16+0.1057.162=126.32N 作用在轴上的压力 FQ=2zF0sinα12=26F0sin168.032=1507.58N （9）带轮结构设计 带型 A V带中心距 407mm 小带轮基准直径 95mm 包角 168.03 大带轮基准直径 180mm 带长 1250mm 带的根数 6 初拉力 126.32N 带速 7.16m/s 压轴力 1507.58N 4.带轮结构设计 （1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=38mm 因为小带轮dd1=95 因此小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下： d1=2.0d=2.038=76mm da=dd+2ha=95+22.75=100.5mm B=z-1e+2f=6-115+29=93mm L=2.0d≥B（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度） L=93mm 图5-1 带轮结构示意图 （2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=25mm 因为大带轮dd2=180mm 因此大带轮结构选择为腹板式。 因此大带轮尺寸如下： d1=2.0d=2.025=50mm da=dd+2ha=180+22.75=185.5mm B=z-1e+2f=6-115+29=93mm C=0.25B=0.2593=23.25mm L=2.0d=2.025=50mm 图5-2 带轮结构示意图 第六章 减速器高速级齿轮传动设计计算 （1）选择材料及确定许用应力 小齿轮选用20CrMnTi（渗碳淬火），齿面硬度56～62HRC，相应的疲劳强度取均值，σHlim1=1500MPa，σFE1=850MPa（表11-1），大齿轮选用20Cr（渗碳淬火），齿面硬度56～62HRC，σHlim2=1500MPa，σFE2=850由表11-5，取SH=1，SF=1.25，则 σF1=σFlim1SF=8501.25=680MPa σF2=σFlim2SF=8501.25=680MPa （2）按轮齿弯曲强度设计计算 设齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.3（表11-3），齿宽系数φd=0.8表（11-6） 小齿轮上的转矩取 T1=9.55106P0n0=9.551066.35720=84225.69N•mm 齿数 取Z1=27，则Z2=iZ1=3.827=103。故实际传动比 i=10327=3.815 查图11-8和11-9得齿形系数： YFa1=2.57，YFa2=2.168 YSa1=1.6，YSa2=1.802 YFa1YSa1σF1=2.571.6680=0.006＞YFa2YSa2σF2=2.1681.802680=0.0057 故应对小齿轮进行弯曲强度计算 模数 m≥32KT1φdz12YFa1YSa1σF1=321.384225.690.82722.571.6680=1.315mm 由表4-1取模数 m=2mm 中心距 a=z1+z2m2=27+10322=130mm，取130mm 齿轮分度圆直径 d1=z1m=272=54mm d2=z2m=1032=206mm 齿宽 b=φdd1=43.2mm 取b1=50mm b2=45mm （3）验算齿面接触强度 σH=2.5ZEKT1bd12u+1u=487MPa （4）齿轮的圆周速度 v=πd1tn601000=π54720601000=2.035 可知选用7级精度是合适的。 6.1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 mn 2 2 法面压力角 αn 20 20 法面齿顶高系数 ha* 1.0 1.0 法面顶隙系数 c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左000" 右000" 齿数 z 27 103 齿顶高 ha 2 2 齿根高 hf 2.5 2.5 分度圆直径 d 54 206 齿顶圆直径 da 58 210 齿根圆直径 df 49 201 齿宽 B 50 45 中心距 a 130 130 图6-1 高速级大齿轮结构图 第七章 减速器低速级齿轮传动设计计算 （1）选择材料及确定许用应力 小齿轮选用20CrMnTi（渗碳淬火），齿面硬度56～62HRC，相应的疲劳强度取均值，σHlim1=1500MPa，σFE1=850MPa（表11-1），大齿轮选用20Cr（渗碳淬火），齿面硬度56～62HRC，σHlim2=1500MPa，σFE2=850由表11-5，取SH=1，SF=1.25，则 σF1=σFlim1SF=8501.25=680MPa σF2=σFlim2SF=8501.25=680MPa （2）按轮齿弯曲强度设计计算 设齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.3（表11-3），齿宽系数φd=0.8表（11-6） 小齿轮上的转矩取 T1=9.55106P0n0=9.551066.16189.47=310487.15N•mm 齿数 取Z1=28，则Z2=iZ1=2.8228=79。故实际传动比 i=7928=2.821 查图11-8和11-9得齿形系数： YFa1=2.55，YFa2=2.222 YSa1=1.61，YSa2=1.768 YFa1YSa1σF1=2.551.61680=0.006＞YFa2YSa2σF2=2.2221.768680=0.0058 故应对小齿轮进行弯曲强度计算 模数 m≥32KT1φdz12YFa1YSa1σF1=321.3310487.150.82822.551.61680=1.981mm 由表4-1取模数 m=3mm 中心距 a=z1+z2m2=28+7932=160.5mm，取160mm 齿轮分度圆直径 d1=z1m=283=84mm d2=z2m=793=237mm 齿宽 b=φdd1=67.2mm 取b1=75mm b2=70mm （3）验算齿面接触强度 σH=2.5ZEKT1bd12u+1u=499MPa （4）齿轮的圆周速度 v=πd1tn601000=π84189.47601000=0.833 可知选用7级精度是合适的。 7.1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 mn 3 3 法面压力角 αn 20 20 法面齿顶高系数 ha* 1.0 1.0 法面顶隙系数 c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左000" 右000" 齿数 z 28 79 齿顶高 ha 3 3 齿根高 hf 3.75 3.75 分度圆直径 d 84 237 齿顶圆直径 da 90 243 齿根圆直径 df 76.5 229.5 齿宽 B 75 70 中心距 a 160 160 图7-1 低速级大齿轮结构图 第八章 轴的设计 8.1高速轴设计计算 1.已知的转速、功率和转矩 转速n=720r/min；功率P=6.35kW；轴所传递的转矩T=84225.69N•mm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用20Cr渗碳回火，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矩较小，故取A0=112。 d≥A03Pn=11236.35720=23.14mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% dmin=1+0.0523.14=24.3mm 查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25 4.确定轴的直径和长度 图8-1 高速轴示意图 (1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=25mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=48mm。选用普通平键，A型键，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，键长L=36mm。 (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 = 30 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为dDB = 357217mm，故d34 = d78 = 35 mm。 由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 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 = 50 mm，d56 = 58 mm。 (4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则 l23= δ+C1+C2+Δt+e+5+K-B-Δ= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 17 -10 = 62 mm (5)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=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Δ，取Δ = 10 mm，低速级小齿轮宽度b3=75mm，则 l34=l78=BΔ+ 2=17+10+2=29 mm l45=b3+ Δ3+ Δ1-2.5-2=75+ 15+ 10-2.5-2=95.5 mm l67=Δ1-2=10-2=8 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴段 1 2 3 4 5 6 7 直径 25 30 35 42 58 42 35 长度 48 62 29 95.5 50 8 29 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=2Td1=284225.6954=3119.47N 高速级小齿轮所受的径向力 Fr1=Ft1tanα=3119.47tan20=1135.394N 第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=94.5mm，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=141mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=53.5mm 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 带传动压轴力（属于径向力）Q=1507.58N a.在水平面内 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1507.58N 轴承A处水平支承力： RAH=Fr1l2-Ql1l2+l3=1135.394141-1507.5894.5141+53.5= 91N 轴承B处水平支承力： RBH=Q+Fr1-RAH=1507.58+1135.394-91=2552N b.在垂直面内 轴承A处垂直支承力： RAV=Ft1l2l2+l3=3119.47141141+53.5= 2261N 轴承B处垂直支承力： RBV=Ft1l3l2+l3=3119.4753.5141+53.5= 858N 轴承A的总支承反力为： RA=RAH2+RAV2=912+22612=2262.83N 轴承B的总支承反力为： RB=RBH2+RBV2=25522+8582=2692.37N c.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩： MAH=0N•mm 截面B在水平面上弯矩： MBH=Ql1=1507.5894.5=142466N•mm 截面C在水平面上的弯矩： MCH=RAHl3=9153.5=4868N•mm 截面D在水平面上的弯矩： MDH=0N•mm d.在垂直平面上： 截面A在垂直面上弯矩： MAV=0N•mm 截面B在垂直面上弯矩： MBV=0N•mm 截面C在垂直面上的弯矩： MCV=RAVl3=226153.5=120964N•mm 截面D在垂直面上弯矩： MDV=0N•mm e.合成弯矩，有： 截面A处合成弯矩： MA=0N•mm 截面B处合成弯矩： MB=142466N•mm 截面C处合成弯矩： MC=MCH2+MCV2=48682+1209642=121062N•mm 截面D处合成弯矩： MD=0N•mm 转矩和扭矩图 T1=84225.69N•mm 截面A处当量弯矩： MVA=0N•mm 截面B处当量弯矩： MVB=MB2+αT2=1424662+0.684225.692=151163N•mm 截面C处当量弯矩： MVC=MC2+αT2=1210622+0.684225.692=131186N•mm 截面D处当量弯矩： MVD=MD2+αT2=02+0.684225.692=50535N•mm f.画弯矩图 弯矩图如图所示： 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=πd332=π35332=4207.11mm3 抗扭截面系数为 WT=πd316=8414.22mm3 最大弯曲应力为 σ=MW=35.93MPa 剪切应力为 τ=TWT=10.01MPa 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 σca=σ2+4ατ2=37.88MPa 查表得20Cr渗碳回火处理，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。 8.2中间轴设计计算 1.已知的转速、功率和转矩 转速n=189.47r/min；功率P=6.16kW；轴所传递的转矩T=310487.15N•mm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45钢调质，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=115。 d≥A03Pn=11536.16189.47=36.7mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=40mm 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 = 36.7 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6208，其尺寸为dDB = 408018mm，故d12 = d56 = 40 mm。 (2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 45 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 = 45 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 43 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R，由轴径d45 = 45 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 55 mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34 = 15 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=45mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =45mm，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=43mm，d45=45mm。 (5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 =12.5 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=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Δ，取Δ = 10 mm，则 l12=BΔ+Δ1+2=18+10+10+2= 40 mm l56=BΔ+Δ2+2=18+10+12.5+2= 42.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴段 1 2 3 4 5 直径 40 45 55 45 40 长度 40 73 15 43 42.5 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） Ft2=2Td2=2310487.15206=3014.438N 高速级大齿轮所受的径向力 Fr2=Ft2tanα=3014.438tan20=1097.166N 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=2Td3=2310487.1584=7392.551N 低速级小齿轮所受的径向力 Fr3=Ft3tanα=7392.551tan20=2690.669N 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=67.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=75mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=55mm 轴承A在水平面内支反力 RAH=Fr3l1-Fr2l1+l2l1+l2+l3=2690.66967.5-1097.16667.5+7567.5+75+55= 128N 轴承B在水平面内支反力 RBH=Fr3-RAH-Fr2=2690.669-128-1097.166=1466N 轴承A在垂直面内支反力 RAV=Ft3l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=7392.55167.5+3014.43867.5+7567.5+75+55= 4702N 轴承B在垂直面内支反力 RBV=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=7392.55175+55+3014.4385567.5+75+55= 5705N 轴承A的总支承反力为： RA=RAH2+RAV2=1282+47022=4703.74N 轴承B的总支承反力为： RB=RBH2+RBV2=14662+57052=5890.35N a.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=-RAHl3=-12855=-7040N•mm 截面C左侧在水平面内弯矩 MCH左=-RAHl3=-12855=-7040N•mm 截面D右侧在水平面内弯矩 MDH右=RBHl1=146667.5=98955N•mm 截面D左侧在水平面内弯矩 MDH左=RBHl1=146667.5=98955N•mm e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩 MAV=MBV=0N•mm 截面C在垂直面内弯矩 MCV=RAVl3=470255=258610N•mm 截面D在垂直面内弯矩 MDV=RBVl1=570567.5=385088N•mm f.绘制合成弯矩图 截面A和截面B处合成弯矩 MA=MB=0N•mm 截面C右侧合成弯矩 MC右=MCH右2+MCV2=-70402+2586102=258706N•mm 截面C左侧合成弯矩 MC左=MCH左2+MCV2=-70402+2586102=258706N•mm 截面D右侧合成弯矩 MD右=MDH右2+MDV2=989552+3850882=397599N•mm 截面D左侧合成弯矩 MD左=MDH左2+MDV2=989552+3850882=397599N•mm b.转矩 T2=310487.15N•mm c.计算当量弯矩 截面A和截面B处当量弯矩 MVA=MVB=0N•mm 截面C右侧当量弯矩 MVC右=MC右2+αT2=2587062+0.6310487.152=318800N•mm 截面C左侧当量弯矩 MVC左=MC左2+αT2=2587062+0.6310487.152=318800N•mm 截面D右侧当量弯矩 MVD右=MD右2+αT2=3975992+0.6310487.152=439078N•mm 截面D左侧当量弯矩 MVD左=MD左2+αT2=3975992+0.6310487.152=439078N•mm 图8-4 中间轴受力及弯矩图 6.校核轴的强度 因D弯矩大，且作用有转矩，故D为危险剖面 其抗弯截面系数为 W=πd332=π40332=6280mm3 抗扭截面系数为 WT=πd316=12560mm3 最大弯曲应力为 σ=MW=10.6MPa 剪切应力为 τ=TWT=24.72MPa 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 σca=σ2+4ατ2=31.5MPa 查表得45钢调质处理，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。 8.3低速轴设计计算 1.已知的转速、功率和转矩 转速n=67.19r/min；功率P=5.98kW；轴所传递的转矩T=849962.79N•mm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45钢调质，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=112。 d≥A03Pn=11235.9867.19=50.01mm 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+0.0750.01=53.51mm 查表可知标准轴孔直径为55mm故取dmin=55 4.确定轴的直径和长度 图8-5 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 = KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则: Tca=KAT=1104.95N•mm 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LX4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，bh = 1610mm(GB T 1096-2003)，键长L=90mm。 (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 = 60 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6213，其尺寸为dDB = 6512023mm，故d34 = d78 = 65 mm。 轴承挡油环定位，由手册上查得6213型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 74 mm (3)取安装齿轮处的轴段的直径d67 = 74 mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4 = 70 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 = 68 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R，由轴径d67 = 74 mm，故取h = 8 mm，则轴环处的直径d56 = 89 mm，取l56=10mm。 (4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=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 l23= δ+C1+C2+Δt+e+5+K-B-Δ= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 23 -10 = 56 mm (5)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 =12.5 mm， mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=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Δ，取Δ = 10 mm，则 l34= B+s1=23+22.5= 45.5 mm l78= B+Δ+Δ2+2=23+10+12.5+2= 47.5 mm l45=b2+Δ3+Δ2+Δ+2.5-l56-s1=45+15+12.5+10+2.5-10-22.5= 52.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴段 1 2 3 4 5 6 7 直径 55 60 65 74 89 74 65 长度 110 56 45.5 52.5 10 68 47.5 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） Ft4=2Td4=2849962.79237=7172.682N 低速级大齿轮所受的径向力 Fr4=Ft4tanα=7172.682tan20=2610.643N 齿轮中点到轴承压力中心距离l1=71mm，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=131.5mm，第一段中点到轴承压力中心距离l3=122.5mm 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH RAH=Frl1l1+l2=2610.6437171+131.5= 915N RBH=Fr-RAH=2610.643-915=1696N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV RAV=Ftl1l1+l2=7172.6827171+131.5= 2515N RBV=Ftl2l1+l2=7172.682131.571+131.5= 4658N 轴承A的总支承反力为： RA=RAH2+RAV2=9152+25152=2676.28N 轴承B的总支承反力为： RB=RBH2+RBV2=16962+46582=4957.15N a.计算弯矩 在水平面上，轴截面A处所受弯矩： MAH=0N•mm 在水平面上，轴截面B处所受弯矩： MBH=0N•mm 在水平面上，齿轮4所在轴截面C处所受弯矩： MCH=RAHl1=91571=64965N•mm 在水平面上，轴截面D处所受弯矩： MDH=0N•mm 在垂直面上，轴截面A处所受弯矩： MAV=0N•mm 在垂直面上，轴截面B处所受弯矩： MBV=0N•mm 在垂直面上，齿轮4所在轴截面C处所受弯矩： MCV=RBVl1=465871=330718N•mm 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩： MDV=0N•mm 截面A处合成弯矩弯矩： MA=MAH2+MAV2=02+02=0N•mm 截面B处合成弯矩： MB=0N•mm 合成弯矩，齿轮4所在截面C处合成弯矩为 MC=MCH2+MCV2=649652+3307182=337038N•mm 截面D处合成弯矩： MD=0N•mm 转矩为： T=849962.79N•mm 截面A处当量弯矩： MVA=MA+αT2=0+0.6849962.792=509978N•mm 截面B处当量弯矩： MVB=MB=0N•mm 截面C处当量弯矩： MVC=MC2+αT2=3370382+0.6849962.792=611287N•mm 截面D处当量弯矩： MVD=MD+αT2=0+0.6849962.792=509978N•mm 图8-6 低速轴受力及弯矩图 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 W=πd332=π74332=39762.61mm3 抗扭截面系数为 WT=πd316=79525.21mm3 最大弯曲应力为 σ=MW=15.37MPa 剪切应力为 τ=TWT=10.69MPa 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 σca=σ2+4ατ2=20.02MPa 查表得45钢调质处理，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。 第九章 滚动轴承寿命校核 9.1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) 6207 35 72 17 25.5 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=17mm 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=24000h。 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=912+22612=2262.83N Fr2=RBH2+RBV2=25522+8582=2692.37N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=12262.83+00=2262.83N Pr2=X2Fr2+Y2Fa2=12692.37+00=2692.37N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 Lh=10660nftCrfpPr3=26812.83h>24000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。 9.2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) 6208 40 80 18 29.5 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，额定静载荷C0r=18kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=24000h。 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=1282+47022=4703.74N Fr2=RBH2+RBV2=14662+57052=5890.35N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=14703.74+00=4703.74N Pr2=X2Fr2+Y2Fa2=15890.35+00=5890.35N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 Lh=10660nftCrfpPr3=27850h>24000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。 9.3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) 6213 65 120 23 57.2 根据前面的计算，选用6213深沟球轴承，内径d=65mm，外径D=120mm，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，额定静载荷C0r=40kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=24000h。 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=9152+25152=2676.28N Fr2=RBH2+RBV2=16962+46582=4957.15N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=12676.28+00=2676.28N Pr2=X2Fr2+Y2Fa2=14957.15+00=4957.15N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 Lh=10660nftCrfpPr3=381097h>24000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。 第十章 键联接设计计算 10.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长36mm。 键的工作长度 l=L-b=28mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力 σp=4Thld=23MPa<σp=60MPa 10.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,键长56mm。 键的工作长度 l=L-b=42mm 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 σp=4Thld=73MPa<σp=120MPa 10.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,键长32mm。 键的工作长度 l=L-b=18mm 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 σp=4Thld=83MPa<σp=120MPa 10.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=20mm12mm（GB/T 1096-2003）,键长56mm。 键的工作长度 l=L-b=36mm 低速级大齿