一种二级直齿减速器（UG10.0）设计.zip

1 目 录 一、设计任务书.3 1.1 初始数据.3 1.2 设计步骤.3 二、传动装置总体设计方案.4 2.1 传动方案特点.4 2.2 计算传动装置总效率.4 三、电动机的选择.5 3.1 电动机的选择.5 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6 四、计算传动装置的运动和动力参数.7 五、V 带的设计.9 5.1 V 带的设计与计算.9 5.2 带轮结构设计.10 六 减速器高速级齿轮传动设计计算.13 6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.13 6.2 按齿面接触疲劳强度设计.13 6.3 确定传动尺寸.15 6.4 校核齿根弯曲疲劳强度.16 6.5 计算齿轮传动其它几何尺寸.18 6.6 齿轮参数和几何尺寸总结.18 七 减速器低速级齿轮传动设计计算.19 7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.19 7.2 按齿面接触疲劳强度设计.19 7.3 确定传动尺寸.21 7.4 校核齿根弯曲疲劳强度.22 7.5 计算齿轮传动其它几何尺寸.24 7.6 齿轮参数和几何尺寸总结.24 八 轴的设计与校核.25 8.1 高速轴设计计算.25 8.2 中间轴设计计算.30 8.3 低速轴设计计算.35 九 滚动轴承计算与校核.42 9.1 高速轴上的轴承计算与校核.42 9.2 中间轴上的轴承计算与校核.42 9.3 低速轴上的轴承计算与校核.43 十 键联接设计与校核.45 10.1 高速轴与大带轮键选择与校核.45 10.2 高速轴与小齿轮键选择与校核.45 10.3 中间轴与低速级小齿轮键选择与校核.45 10.4 中间轴与高速级大齿轮键选择与校核.45 2 10.5 低速轴与低速级大齿轮键选择与校核.46 10.6 低速轴与外设链接键的选择与校核.46 十一 联轴器的选型.47 十二 减速器的密封与润滑.48 12.1 减速器的密封.48 12.2 齿轮的润滑.48 12.3 轴承的润滑.48 十三 减速器附件及箱体主要尺寸.50 13.1 减速器附件的设计与选取.50 13.2 减速器箱体主要结构尺寸.54 设计小结 .56 参考文献 .57 3 一、设计任务书 1.1 初始数据 工作机所需运输带拉力 F=4874N，运输带工作速度 V=1.35m/s，直径 D=390mm；工作年限：10 年，每天工作班制：2 班制，每年工作天数：300 天， 每班工作小时数：8 小时。 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）计算传动装置的运动和动力参数 （4）V 带的设计 （5）齿轮传动的设计 （6）传动轴和传动轴承及联轴器的设计 （7）键联接的选择及校核计算 （8）轴承的选择及校核计算 （9）联轴器的选择 （10）减速器的润滑和密封 （11）减速器附件及箱体主要结构尺寸 4 二、传动装置总体设计方案 2.1 传动方案特点 （1）组成：传动装置由电机、V 带、减速器、工作机组成。 （2）特点：齿轮相对于轴承对称布置。 （3）确定传动方案：考虑到电机转速高，V 带具有缓冲吸振能力，将 V 带设置在高速级。选择 V 带传动和二级圆柱齿轮减速器。 2.2 计算传动装置总效率 a=123243w 式中 1、2、3、4和 w分别为 V 带、联轴器、齿轮、球轴承和工 作机的传动效率。查教材得各处的效率如下： 1=0.96(V 带) 2=0.99(联轴器) 3=0.98(齿轮) 4=0.99(球轴承) w=0.96(工作机) 则 a=123243w=0.960.990.9820.9930.96=0.85 5 三、电动机的选择 3.1 电动机的选择 工作机的功率： =48741.35/1000=6.58KW P w = F V 1000 电动机所需工作功率： =6.58/0.85=7.74KW P d = P w a 工作机的转速为: =6010001.35/(390)=66.11 r/min N w = 60 1000V D 经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i0=24，二级圆柱 齿轮减速器传动比 i=840，则总传动比合理范围为 ia=16160，电动机转速的 可选范围为 nd = ianw = (16160)66.11= 1057.7610577.6r/min。综合考虑 电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号 为 Y160M-4 的三相异步电动机，额定功率为 11KW,满载转速 nm=1460r/min，同 步转速 1500r/min。电动机主要外形尺寸： 图 3-1 电机尺寸图 6 表 3-1 电动机尺寸 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 H LHDAB K DEFG 160 605385254210 15 421101237 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比： 由选定的电动机满载转速 nm和工作机主动轴转速 nw，得传动装置总传动 比: =1460/66.11=22.08 i a = n m n w （2）传动装置传动比: ia=i0i 式中 i0、i 分别为带传动和减速器的传动比。初步取 V 带的传动比 i0=2.5， 则减速器传动比为: i=ia/i0=22.08/2.5=8.83 高速轴传动比 3.39 i 1 =1.3i =1.3 8.83 = 低速轴传动比 i2=2.6 减速器总传动比 ib=i1i2=8.81 7 四、计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴转速: 高速轴：n1 = nm/i0 =1460/2.5 = 584 r/min 中间轴：n2 = n1/i1= 584/3.39= 172.27 r/min 低速轴：n3 = n2/i= 172.27/2.6= 66.26 r/min 工作机轴：n4 = n3 = 66.26 r/min （2）各轴输入功率: 高速轴：P=Pd1=7.740.96=7.43kW 中间轴：P=P34=7.430.980.99=7.21kW 低速轴：P=P34=7.210.980.99=7kW 工作机轴：P=P245=70.990.990.96=6.59kW （3）各轴输入转矩: 高速轴： =95507.43/584=121.5N.m T 1 = 9550 P 1 n 1 中间轴： =95507.21/172.27=399.7N.m T 2 = 9550 P 2 n 2 低速轴： =95507/66.26=1008.9N.m T 3 = 9550 P 3 n 3 工作机轴： 8 =95506.59/66.26=949.81N.m T 4 = 9550 P 4 n 4 运动和动力参数列表如下： 表 4-1 各轴动力学参数表 编号高速轴中间轴低速轴工作机轴 功率 7.43kw7.21kw7kw6.59kw 转速 584r/min172.27r/min66.26r/min66.26r/min 转矩 121.5Nm399.7Nm1008.9Nm949.81Nm 传动比 3.392.61 效率 0.960.990.99 9 五、V 带的设计 5.1 V 带的设计与计算 (1)确定计算功率 Pca 由表查得工作情况系数 KA = 1.1，故 Pca = KAPd = 1.17.74 kW =8.51 kW (2)选择 V 带的带型 根据 Pca、nm由图选用 A 型。 (3)确定带轮的基准直径 dd并验算带速 v 1）初选小带轮的基准直径 dd1。由表取小带轮的基准直径 dd1 =125mm。 2）验算带速 v。按课本公式验算带的速度 =1251460/(601000)=9.56 m/s V = d d1 n m 60 1000 因为 5 m/s v 120 (6) 计算带的根数 z 1）计算单根 V 带的额定功率 Pr。 由 dd1 =125mm 和 nm =1460r/min，查表得 P0 =1.92kW。 根据 nm =1460r/min，i0 =2.5 和 A 型带，查表得 P0 = 0.17 kW。 查表得 K= 0.92，查表得 KL = 0.96，于是 Pr = (P0+P0)KKL = (1.92+ 0.17)0.920.96 kW =1.85kw 2）计算 V 带的根数 z z = Pca/Pr =8.51/1.85=4.6 取 5 根。 (7)计算单根 V 带的初拉力 F0 由表查得 A 型带的单位长度质量 q = 0.105 kg/m，所以 500(2.5- F 0 = 500 (2.5 - K)P ca K z v + qv = 0.92)8.51/(0.9259.56)+0.1059.562=162.47 N (8)计算压轴力 FP FP = 2zF0sin(1/2) = 25162.47sin(149.33/2) =1566.85N (9)主要设计结论 表 5-1 带轮设计结果 带型：A 型根数：5 小带轮基准直径 dd1： 125mm 大带轮基准直径 dd2： 315mm v 带中心距 a：355mm带基准长度 Ld：1430mm 小带轮包角 1： 149.33 带速：9.56m/s 单根 V 带初拉力 F0： 162.47N压轴力 Fp：1566.85N 11 5.2 带轮结构设计 (1)小带轮的结构设计和主要尺寸计算 5-1 小带轮结构图 小带轮轴孔直径 d=42mm；分度圆直径 dd1=125mm；结构选择为腹板式。 尺寸计算如下： d1=2d=242=84mm da=dd+2ha=125+22.75=130.5mm B=(z-1)e+2f=(5-1)15+29=78mm L=2d=242=84mm 孔板内径 dr=dd-2(hf+)=125-2(8.7+6)=95.6mm C=0.25B=0.2578=19.5mm (2)大带轮的结构设计和主要尺寸计算 12 5-2 大带轮结构图 大带轮轴孔直径 d=28mm；分度圆直径 dd2=315mm；结构选择为轮辐式。 尺寸计算如下： d1=2d=228=56mm da=dd+2ha=315+22.75=320.5mm B=(z-1)e+2f=(5-1)15+29=78mm L=2d=228=56mm 孔板内径 dr=dd-2(hf+)=315-2(8.7+6)=285.6mm C=0.25B=0.2578=19.5mm 13 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)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为 =20。 2)参考精度选用表，选用 7 级精度。 3)根据材料齿轮常用材料数据，选择小齿轮 40Cr(调质)，齿面硬度为 241- 286HBW，大齿轮 45(调质)，齿面硬度为 217-255HBW 4)选小齿轮齿数 z1=39，则大齿轮齿数 z2=z1i=393.39=132.21；取 z2=133 6.2 按齿面接触疲劳强度设计 1)试算小齿轮分度圆直径，公式如下： d 1t 3 2K HtT d u + 1 u ( Z HZ EZ H ) 2)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=121.5Nm 根据齿宽系数选择信息，选取齿宽系数 d=1 查得区域系数 ZH=2.5 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa。 根据公式，计算接触疲劳强度用重合度系数 Z。 26.64 a1 = arccos( z 1cos z 1 + 2h an) = arccos(39 cos20 39 + 2 1 ) = 14 22.22 a2 = arccos( z 2cos z 2 + 2h an) = arccos(133 cos20 133 + 2 1 ) = = z 1(tan a1 - tan)+ z 2(tan a2 - tan) 2 = 1.797 39(tan26.64 - tan20) + 133(tan22.22 - tan20) 2 = 0.857 Z = 4 - 3 = 4 - 1.797 3 = 计算接触疲劳许用应力H 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=60njLh=6058411023008=1.682109 4.961108 N L2 = N L1 u = 1.682 10 3.39 = 查取接触疲劳系数: KHN1=0.92,KHN2=0.96 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得: 552MPa H1 = Hlim1K HN1 S H = 600 0.92 1 = 528MPa H2 = Hlim2K HN2 S H = 550 0.96 1 = 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=528MPa 15 d 1t 3 2K HtT d u + 1 u ( Z HZ EZ H ) = 62. 3 2 1.3 121.5 1000 1 3.41 + 1 3.41 (2.5 189.8 0.857 528 ) = 34 (1)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 1.91 m/s v = d 1tn 60 1000 = 62.34 584 60 1000 = 齿宽 b b=d d1t=162.34=62.34mm 2)计算实际载荷系数 KH。 查得使用系数 KA=1.25 根据 v=1.91 m/s、7 级精度，查得动载系数 Kv=1.05 齿轮的圆周力。 3897.98 N F t = 2 T d 1 = 2 121.5 1000 62.34 = KAFt/b=1.253897.98/62.34=78.16N/mm=100 N/mm 查得齿间载荷分配系数 KH=1 用插值法查得 7 级精度、小齿轮布置方式，得齿向载荷分布系数 KH=1.43 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKvKHKH=1.251.02511.43=1.83 按实际载荷系数算得的分度圆直径: 106.57 mm d 1 = d 1t 3 K H K Ht = 95.09 3 1.83 1.3 = 4)确定模数 2.96 mm,取 m=3mm m = d 1 z 1 = 106.57 36 = 23 7.3 确定传动尺寸 (1)计算中心距 196.5 mm a = (zsdo(1) + zsdo(2) m 2 = (2)计算小、大齿轮的分度圆直径： d1=z1m=363=108mm d2=z2m=953=285mm (3)计算齿宽 b=dd1=108mm 取 B1=115mm B2=110mm 7.4 校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 F = 2K F T Y Fa Y Sa Y dmz 1 F 1)T、m 和 d1同前 齿宽 b=b2=110 齿形系数 YFa和应力修正系数 YSa： 查得齿形系数 YFa1=2.4;YFa2=2.18 查得应力修正系数: YSa1=1.67;YSa2=1.79 试选 KFt=1.3 计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y。 0.673 Y = 0.25 + 0.75 = 0.25 + 0.75 1.771 = 2)圆周速度 0.97 m/s v = d 1n 60 1000 = 108 172.27 60 1000 = 24 3)宽高比 b/h h=(2ha*+c*)m=(21+0.25)3=6.75 mm 16.3 b h = 110 6.75 = 根据 v=0.97m/s，7 级精度，查得动载系数 Kv=1.025 查得齿间载荷分配系数 KF=1 查得 KH=1.43，结合 b/h=16.3 查得 KF=1.43。 则载荷系数为 KF=KAKvKFKF=1.251.02511.43=1.83 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: Flim1=500MPa 、 Flim2=360MPa 查得弯曲疲劳寿命系数： KFN1=0.96 ， KFN2=0.96 取弯曲疲劳安全系数 S=1.25，可得： 384MPa F1 = Flim1 K FN1 S = 500 0.96 1.25 = 276.48MPa F2 = Flim2 K FN2 S = 360 0.96 1.25 = 齿根弯曲疲劳强度校核 F1 = 2K F T Y Fa1 Y Sa1 Y dmz 1 = 112.769MPa 2 1.83 399.7 1000 2.4 1.67 0.673 1 3 36 = F1MPa F2 = 2K F T Y Fa2 Y Sa2 Y dmz 2 = 15.766MPa 2 1.83 399.7 1000 2.18 1.79 0.673 1 3 95 = F2MPa 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 25 齿轮。 4)齿轮的圆周速度 0.97 m/s v = d 1n 60 1000 = 108 172.27 60 1000 = 选用 7 级精度是合适的。 主要设计结论: 齿数 z1=36，z2=95，模数 m=3mm，压力角 =20，中心距 a=196.5mm，齿宽 B1=115mm、B2=110mm 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=mhan*=31=3mm hf=m(han*+cn*)=3(1+0.25)=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+2ha=108+23=114mm da2=d2+2ha=285+23=291mm 3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=108-23.75=100.5mm df2=d2-2hf=285-23.75=277.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 7.6 齿轮参数和几何尺寸总结 表 7-1 齿轮主要结构尺寸 名称/代号：计算公式小齿轮大齿轮 中心距 a196.5196.5 齿数 z： 3695 模数 m 33 齿宽 B 115110 螺旋角 左旋转 000右旋转 000 齿顶高系数 ha* 1.01.0 顶隙系数 c* 0.250.25 26 齿顶高 ha mha*33 齿根高 hf m(ha*+c*)3.753.75 全齿高 h ha+hf6.756.75 分度圆直径 d 108285 齿顶圆直径 da 114291 齿根圆直径 df 100.5277.5 27 八 轴的设计与校核 8.1 高速轴设计计算 1)高速轴上的功率 P1、转速 n1和转矩 T1 P1=7.43kW；n1=584r/min；T1=121.5Nm 2)初步确定轴的最小直径： 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr(调质)，硬度为 241- 286HBW，根据表，取 A0=112，于是得 26.15mm d min A 0 3 P n = 112 3 7.43 584 = 高速轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大 5% dmin=(1+0.05)26.15=27.46mm 故选取：d12=28mm 3)轴的结构设计图 图 8.1 高速轴示意图 为了满足大带轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取- 段的直径 d23=30mm。大带轮轮毂宽度 L=56mm,为了保证轴端挡圈只压在大 带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比大带轮轮毂宽度 L 略短一些， 现取 l12=54mm。 4)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照 工作要求并根据 d23=30mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承 16007，其尺寸 28 为 dDB=35629mm，故 d34=d78=35mm；由于采用阶梯轴，取 d34到 d45 的轴肩高 h=2，故 d45=39mm 5)取安装齿轮处的轴段的直径 d67=39mm；已知高速级小齿轮轮毂的宽度为 b=85mm，为了使定距环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l67=83mm。齿轮的左端采用轴肩定位，取 h=-3mm，则轴径 d56=45mm。 6)根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定 距离，取 l23=77mm。 7)取齿轮距箱体内壁之距离 =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 s，取 s=8mm，已知滚动轴承的宽度 B=9mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮间的距离 2=8mm，低速级小齿轮齿宽 b3=115mm，则 l34=B+s+=9+8+10=32 mm l45=b3=115mm，故 l56=2-2.5=8-2.5=5.5mm l78=B+s+2=9+8+10+2=34 mm 8)轴上零件的周向定位 大带轮与轴的周向定位采用平键链接,大带轮与轴的联接选用 A 型键，按 机械设计手册查得截面尺寸 bh=87mm，长度 L=45mm。 为了保证传动平稳可靠,大带轮与轴的配合为 r6,滚动轴承与轴的周向定位 是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6 9)确定轴上圆角和倒角尺寸 根据表，取轴端倒角为 C2,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 表 8.1 轴的直径和长度 轴段1234567 直径28303539453935 长度5477321155.58334 小齿轮所受的圆周力(d1为小齿轮的分度圆直径) 29 3115.38N F t1 = 2 T d 1 = 2 121500 78 = 小齿轮所受的径向力 Fr1=Ft1tan=3115.38tan20=1133.91N 根据 16007 深沟球查手册得压力中心 a=4.5mm，因齿轮倒角为 2，齿轮齿 宽 b1 为 85 第一段轴中点到轴承压力中心距离： 111mm l 1 = L 1 2 + L 2 + a = 54 2 + 77 + 4.5 = 轴承压力中心到齿轮支点距离： l 2 = l 34 + l 45 + l 56 + b 1 2 - a - 2 = 32 + 115 + 5.5 + 85 2 - 4.5 - 2 = 186mm 齿轮中点到轴承压力中心距离： l3=l78+b1/2-2=34+85/2-2=74.5mm 计算轴的支反力 高速轴上外传动件压轴力 Fp=1566.85 水平支反力 890.96N F NH1 = F tl 3 l 2 + l 3 = 3115.38 74.5 186 + 74.5 = 2224.42N F NH2 = F tl 2 l 2 + l 3 = 3115.38 186 186 + 74.5 = 垂直支反力 F NV1 = F rl 3 + F p(lsdo(1) + lsdo(2) + lsdo(3) l 2 + l 3 = 1133.91 74.5 + 1566.85 (111 + 186 + 74.5) 186 + 74.5 = 2558.78N 30 141.98N F NV2 = F rl 2 - F pl 1 l 2 + l 3 = 1133.91 186 - 1566.85 111 186 + 74.5 = 计算轴的弯矩，并做弯矩图 截面 C 处的水平弯矩 MH1=FNH1l2=890.96186=165718.56Nmm 截面 B 处的垂直弯矩 MBV=Fpl1=1566.85111=173920.35Nmm 截面 C 处的垂直弯矩 Mv1=FNV1l2-Fp(l1+l2)=2558.78186-1566.85(111+186)=10578.63Nmm Mv2=Mv1=10578.63Nmm 分别作水平面的弯矩图（图 b）和垂直面弯矩图（图 c） 截面 B 处的合成弯矩 173920.35Nmm M B =M BH + M BV =0 + 173920.35 = 截面 C 处的合成弯矩 166055.86Nmm M 1 =M H1 + M V1 =165718.56 + 10578.63 = 作合成弯矩图（图 d） T=121500N 作转矩图（图 e） 31 图 8.2 高速轴弯矩图 10)校核轴的强度 32 因 B 弯矩大，且作用有转矩，故 B 为危险剖面 抗弯截面系数为 4209.24mm3 W = d 32 = 35 32 = 抗扭截面系数为 8418.49mm3 W T = d 16 = 35 16 = 最大弯曲应力为 41.32MPa = M W = 173920.35 4209.24 = 剪切应力为 14.43MPa = T W T = 121500 8418.49 = 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 44.8MPa ca = + 4() =41.32 + 4(0.6 14.43) = 查表得 40Cr(调质)，抗拉强度极限 B=735MPa，则轴的许用弯曲应力 -1b=70MPa，ca-1b，所以强度满足要求。 8.2 中间轴设计计算 1)求中间轴上的功率 P2、转速 n2和转矩 T2 P2=7.21kW；n2=172.27r/min；T2=399.7Nm 2)初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45(调质)，硬度为 217- 255HBW，根据表，取 A0=112，得: 38.89mm d min A 0 3 P n = 112 3 7.21 172.27 = 3)轴的结构设计图 33 图 8.3 中间轴示意图 4)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， 因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 dmin=38.89mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承 6308，其尺寸为 dDB=409023mm，故 d12=d56=40mm。 5)取安装大齿轮处的轴段的直径 d45=45mm；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=80mm，为了可靠的压紧齿轮， 此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l45=78mm。齿轮的左端采用轴肩定位,由轴径 d45=45mm 查表，取 h=3mm，则轴环处的直径 d34=51mm。轴环宽度 b1.4h， 取 l34=8mm。 6)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。 7)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=115mm，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=113mm，d23=45mm。 8)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=8mm。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 34 =8mm，则 l12=B+1+2=23+8+10+2=43mm l56=B+2+2=23+8+12.5+2=45.5mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 表 8.2 中间轴的直径和长度 轴段12345 直径4045514540 长度4311387845.5 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) 3005.26N F t2 = 2 T d 2 = 2 399700 266 = 高速轴大齿轮所受的径向力 Fr2=Ft2tan=3005.26tan20=1093.83N 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) 7401.85N F t3 = 2 T d 3 = 2 399700 108 = 低速轴小齿轮所受的径向力 Fr3=Ft3tan=7401.85tan20=2694.05N 根据 6308 深沟球查手册得压力中心 a=11.5mm，并且，低速级小齿轮齿宽 b3=115mm，高速级大齿轮齿宽 b2=80mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮间的 距离 s=8mm 根据中间轴示意图，轴承压力中心距离到低速级小齿轮中心距离： 87mm l 1 = b 3 2 + l 12 - a - 2 = 115 2 + 43 - 11.5 - 2 = 低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离： 105.5mm l 2 = b 2 2 + s + b 3 2 = 80 2 + 8 + 115 2 = 高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离： 35 72mm l 3 = b 2 2 + l 56 - a - 2 = 80 2 + 45.5 - 11.5 - 2 = 计算轴的支反力 水平支反力 F NH1 = F t3(lsdo(2) + lsdo(3) + F t2l 3 l 1 + l 2 + l 3 = 7401.85 (72 + 105.5) + 3005.26 72 87 + 105.5 + 72 = 5785.28N F NH2 = F t2(lsdo(1) + lsdo(2) + F t3l 1 l 1 + l 2 + l 3 = 3005.26 (87 + 105.5) + 7401.85 87 87 + 105.5 + 72 = 4621.83N 垂直支反力 F NV1 = F r2l 3 - F r3(lsdo(2) + lsdo(3) l 1 + l 2 + l 3 = 1093.83 72 - 2694.05 (105.5 + 72) 87 + 105.5 + 72 = -1510.16N FNV2=Fr2-FNV1-Fr3=1093.83-1510.16-2694.05=-90.06N 计算轴的弯矩，并做弯矩图 截面 B 处的水平弯矩 MBH1=FNH1l1=5785.2887=503319.36Nmm 截面 C 处的水平弯矩 MCH1=FNH2l3=4621.8372=332771.76Nmm 截面 C 处的垂直弯矩 Mcv1=FNV2l3=-90.0672=-6484.32Nmm 截面 B 处的垂直弯矩 MBV1=FNV1l1=-1510.1687=-131383.92Nmm 分别作水平面的弯矩图（图 b）和垂直面弯矩图（图 c） 截面 B 处的合成弯矩 520184.69Nmm M B1 =M BH1 + M BV1 =503319.36 + 131383.92 = 36 截面 C 处的合成弯矩 332834.93Nmm M C1 =M CH1 + M CV1 =332771.76 + 6484.32 = 作合成弯矩图（图 d） T=399700Nmm 作转矩图（图 e） 37 图 8.4 中间轴弯矩图 11)校核轴的强度 38 因 B 弯矩大，且作用有转矩，故 B 为危险剖面 抗弯截面系数为 8946.18mm3 W = d 32 = 45 32 = 抗扭截面系数为 17892.35mm3 W T = d 16 = 45 16 = 最大弯曲应力为 58.15MPa = M W = 520184.69 8946.18 = 剪切应力为 22.34MPa = T W T = 399700 17892.35 = 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 51.03MPa ca = + 4() =58.15 + 4(0.6 22.34) = 查表得 45(调质)，抗拉强度极限 B=640MPa，则轴的许用弯曲应力- 1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。 8.3 低速轴设计计算 1)求低速轴上的功率 P3、转速 n3和转矩 T3 P3=7kW；n3=66.26r/min；T3=1008.9Nm 2)初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45(调质)，硬度为 217- 255HBW，根据表，取 A0=112，得: 52.95mm d min A 0 3 P n = 112 3 7 66.26 = 低速轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大 5% dmin=(1+0.05)52.95=55.6mm 低速轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径 d12，为了使所选的轴直径 d12 39 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 Tca=KAT3，查表，考虑轻微冲击，故取 KA=1.3，则: Tca=KA T3=1311.57Nm 按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用 LX5 型联轴器。半联轴器的孔径为 56mm，故取 d12=56mm，半联轴器与轴配合 的毂孔长度为 112mm。 3)轴的结构设计图 图 8.5 低速轴示意图 为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径 d23=60mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度 L=112mm,为了保证轴 端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比 L 略短一些， 现取 l12=110mm。 4)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照 工作要求并根据 d23=60mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承 6313，其尺寸 为 dDB=6514033mm，故 d34=d78=65mm。 5)取安装齿轮处的轴段的直径 d67=70mm；已知大齿轮轮毂的宽度为 b4=110mm，为了使定距环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故 取 l67=108mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由轴径 d56=76mm，故取 h=3mm， 则轴环处的直径 d45=70mm。 40 6)根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定 距离，取 l23=39mm。 7)取齿轮距箱体内壁之距离 2=12.5mm，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 s，取 s=8mm，已知滚动轴承的宽度 B=33mm，高速机大齿轮和低速级小齿轮间的距离 3=8mm，高速级大齿轮宽 度 b2=80mm，低速级大齿轮宽度 b4=110mm 则 l34=B+s+2=33+8+12.5=53.5 mm 取 l56=8mm，则 l45=b2+3-l56+2.5=80+8-8+2.5=82.5 mm l67=b4-2=108mm l78=B+2+s+2=33+12.5+8+2=55.5mm 8)确定轴上圆角和倒角尺寸 根据表，取轴端倒角为 C2,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 表 8.3 轴的直径和长度 轴段1234567 直径56606570767065 长度1103953.582.5810855.5 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) 7080N F t4 = 2 T d 4 = 2 1008900 285 = 大齿轮所受的径向力 Fr4=Ft4tan=7080tan20=2576.91N 根据 6313 深沟球查手册得压力中心 a=16.5mm 因齿轮倒角为 2mm，低速 级大齿轮齿宽 b 为 110mm 根据低速轴示意图，第一段轴中点到轴承压力中心距离： 110.5mm l 1 = l 12 2 + l 23 + a = 110 2 + 39 + 16.5 = 轴承压力中心到齿轮支点距离： 41 l 2 = l 34 + l 45 + l 56 + b 2 - a = 53.5 + 82.5 + 8 + 110 2 - 16.5 = 182.5mm 齿轮中点到轴承压力中心距离： l3=l78+b/2-a-2=55.5+110/2-16.5-2=92mm 计算轴的支反力 低速轴上外传动件压轴力 Fp=0 水平支反力 2372.9N F NH1 = F tl 3 l 2 + l 3 = 7080 92 182.5 + 92 = 4707.1N F NH2 = F tl 2 l 2 + l 3 = 7080 182.5 182.5 + 92 = 垂直支反力 863.66N F NV1 = F rl 3 l 2 + l 3 = 257