1、.5.計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數 mt=mn/cos=2.5/cos14.362omm=2.58065mm齒頂高 ha= ha*mn=1×2.5mm=2.5mm齒根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)×2.5mm=3.125mm全齒高 h= ha hf=2.5mm3.125mm=5.625mm頂隙 c=c8mn=0.25×2.5mm=0.625mm齒頂圓直徑為 da1=d12ha=59.355mm2×2.5mm=61.355mm da2=d22ha=260.645mm2×2.5mm=265.645mm齒根圓直徑為 df1=d12

2、hf=59.355mm2×3.125mm=53.105mm df2=d22hf=260.645mm2×3.125mm=254.395mmmt=2.58065mmha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mmc=0.625mmda1=61.355mmda2=265.645mmdf1=53.105mmdf2=254.395mm低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算見表。5.計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數 mt=mn/cos=3.5/cos9.76omm=3.55140mm齒頂高 ha= ha*mn=1×3.5mm=3.5mm齒根高 hf= (ha*c*)mn=(10.

3、25)×3.5mm=4.375mm全齒高 h= ha hf=3.5mm4.375mm=7.875mm頂隙 c=c8mn=0.25×3.5mm=0.875mm齒頂圓直徑為 da3=d32ha=88.785mm2×3.5mm=95.785mm da4=d42ha=291.215mm2×3.5mm=298.215mm齒根圓直徑為 df3=d32hf=88.785mm2×4.375mm=80.035mm df4=d42hf=291.215mm2×4.375mm=282.465mmmt=3.55140mmha=3.5mmhf=4.375mmh=

4、7.875mmc=0.875mmda3=95.785mmda4=298.215mmdf3=80.035mmdf4=282.465mm三、斜齒圓柱齒輪上作用力的計算齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設計和校核、鍵的選擇和驗算及軸承的選擇和校核提供數據，其計算見表。計算項目計算及說明計算結果1.高速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件 高速軸傳遞的轉矩T1=54380N·mm,轉速n1=576r/min,高速級齒輪的螺旋角=14.362o,小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑d1=59.355mm(2)齒輪1的作用力 圓周力為 Ft1=2T1/d1=2×54380/59.355N=1

5、832.4N其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為 Fr1=Ft1tanan/cos=1832.4×tan20o/cos14.362oN=688.4N其方向為由力的作用點指向輪1的轉動中心軸向力為 Fa1= Ft1tan=1832.4×tan14.362oN=469.2N其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并使四Ft1=1832.4NFr1=688.4NFa1=469.2N指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力方向法向力為 Fn1=Ft1/cosancos=1832.4/(cos20o×cos14.362o)N= 2012.9N(3)齒輪2

6、的作用力 從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的力大小相等，作用方向相反Fn1=2012.9N 2.低速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件 中間軸傳遞的轉矩T2=229810N·mm,轉速n2=130.9r/min,低速級齒輪的螺旋角=9.76o。為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑d3=88.785mm(2)齒輪3的作用力 圓周力為 Ft3=2T2/d3=2×229810/88.785N=5176.8N其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為 Fr3=Ft3tanan/cos=5176.8×tan20o/

7、cos9.76oN=1911。9N其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心軸向力為 Fa3= Ft3tan=5176.8×tan9.76oN=890.5N其方向可用右手法則確定，即用右手握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力方向法向力為 Fn3=Ft3/cosancos=5176.8/(cos20o×cos9.76o)N=5589.9N(3)齒輪4的作用力 從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，作用方向相反Ft3=5176.8NFr3=1911。9 NFa3=890.5NFn3=5589.9N四、軸的設計計算4.1中間軸的設計計算中間

8、軸的設計計算見下表計算項目計算及說明1.已知條件中間軸傳遞的功率P2=3.15KW,轉速n2=130.9r/min,齒輪分度圓直徑d2=260.645mm,d3=88.785mm,齒輪寬度b2=66mm,b3=105mm2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表8-26選用的材料45鋼，調質處理45鋼，調質處理3.初算軸徑查表9-8得c=106135,考慮軸端不承受轉矩，只承受少量的彎矩，故取較小值c=110,則 dmin=c(P2/n2)1/3=110×(3.15/130.9)1/3mm=31.76mmdmin=31.76mm4.結構設計軸的結構構想如下

9、圖4-1（1） 軸承部件的結構設計 軸不長，故軸承采用兩端固定方式，然后，按軸上零件的安裝順序，從dmin開始設計（2） 軸承的選擇與軸段及軸段的設計 該軸段上安裝軸承，其設計應與軸承的選擇同步進行。考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段、上安裝軸承，其直徑既應便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列。暫取軸承為7207C,經過驗算，軸承7207C的壽命不滿足減速器的預期壽命要求，則改變直徑系列，取7210C進行設計計算，由表11-9得軸承內徑d=50mm,外徑D=90mm,寬度B=20mm，定位軸肩直徑da=57mm,外徑定位直徑Da=83mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離a3=19.4

10、mm,故d1=50mm,通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d5=50mm（3） 軸段和軸段的設計 軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2，為便于齒輪的安裝，d2和d4應分別略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm 齒輪2輪轂寬度范圍為（1.21.5）d2=62.478mm,取其輪轂寬度與齒輪寬度b2=66mm相等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度b3=105mm相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸端和軸端的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故L2=102mm，L4=64mm(4)軸端 該段為中間軸

11、上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.070.1）d2=3.645.2mm,取其高度為h=5mm,故d3=62mm齒輪3左端面與箱體內壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內壁距離均取為1=10mm,齒輪2與齒輪3的距離初定為3=10mm,則箱體內壁之間的距離為BX=213b3(b1b2)/2=(2×1010105(7566)/2)mm=205.5mm,取3=10.5mm,則箱體內壁距離為BX=206mm.齒輪2的右端面與箱體內壁的距離2=1（b1b2）/2=10(7566)/2mm=14.5mm,則軸段的長度為L3=3=10.5mm(5)軸段及軸段的長度 該減速器齒輪的圓周速度小于2

12、m/s,故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內潤滑油漸入軸承座，軸承內端面距箱體內壁的距離取為=12mm,中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為 L1=B13mm=(2012103)mm=45mm軸段的長度為 L5=B22mm=(201214.52)mm=48.5mm（6）軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=19.4mm,則由圖4-1可得軸的支點及受力點距離為 l1=L1b3/2a33mm=(45105/219.43)mm=75.1mm l2=L3(b2b3)/2=10.5(66105)/2=96mm l3=L5b2/2a33mm=(48.566/2

13、19.42)mm=60.1mmd1=50mmd5=50mmd2=d4=52mmL2=102mmL4=64mmd3=62mmBX=206mmL3=10.5mmL1=45mmL5=48.5mml1=75.1mml2=96mml3=60.1mm5.鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查表8-31得鍵的型號分別為鍵16×100GB/T1096-1990和鍵16×63GB/T1096-19906.軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖4-2b所示（2）計算支撐反力 在水平面上為R1H=Fr2l3Fr3(l2l3)Fa2d2/2Fa3d3/2/( l1l2l3) R1H=

14、-1547.4N =688.4×60.11911.9×(9660.1)890.5×88.785/2469.2×260.645/2/( 75.19660.1)N=-1547.4NR2H= Fr2R1HFr3=688.4N1547.4N1911.9N=323.9N式中負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為R1V=Ft3(l2l3)Ft2l3/( l1l2l3) =5176.8×(9660.1)1832.4×60.1/( 75.19660.1)=3971.6NR2V= Ft3Ft2R1V =5176.8N1832.4N3971.6N=

15、3037.6N軸承1的總支撐反力為R1=R1H2R1V2=1547.423971.62N=4262.4N軸承2的總支撐反力為R2=R2H2R2V2=323.923037.62N=3054.8N(3)畫彎矩圖 彎矩圖如圖4-2c、d和e所示在水平面上，a-a剖面圖左側為MaH=R1Hl1=-1547.4×75.1N·mm=-116209.7N·mma-a剖面圖右側為MaH= MaHFa3d3/2=-116209.7N·mm890.5×88.785/2N·mm =-76678.2N·mmb-b剖面圖右側為MbH=R2Hl3=32

16、3.9×60.1N·mm=19466N·mmMbH= MbhFa2d2/2=19466.4N·mm469.2×260.645/2N·mm =-41680.9N·mm在垂直平面上為MaV=R1Vl1=3971.6×75.1N·mm=298267.2N·mmMbV=R2Vl3=3037.6×60.1N·mm=182559.8N·mm合成彎矩，在a-a剖面左側為Ma=M2aHM2av=116209.72298267.22N·mm=320106.3N·m

17、ma-a剖面右側為Ma=M2aHM2av=76678.22298267.22N·mm=307965.7N·mmb-b剖面左側為Mb=M2bHM2bv=41680.92182559.82N·mm=187257.5N·mmb-b剖面右側為Mb=M2bHM2bv=19466.42182559.82N·mm=183594.7N·mm(4)畫轉矩圖 轉矩圖如圖4-2f所示，T2=229810 N·mmR2H=323.9NR1V=3971.6NR2V=3037.6NR1=4262.4NR2=3054.8NMa=320106.3N

18、3;mmMa=307965.7N·mmMb=187257.5N·mmMb=183594.7N·mmT2=229810 N·mm7.校核軸的強度雖然a-a剖面左側彎矩大，但a-a剖面右側除作用有彎矩外還作用有轉矩，故a-a剖面兩側均有可能為危險剖面，故分別計算a- a剖面的抗彎截面系數為W=d32/32bt(d2t)2/2d2=×523/32mm316×6(526)2/2×52mm3=11843.8mm3抗扭截面系數為WT=d32/16bt(d2t)2/2d2=×523/16mm316×6(526)2/2&

19、#215;52mm3=25641.1mm3a-a剖面左側彎曲應力為 b=Ma/W=320106.3/11843.8MPa=27.0MPaa-a剖面右側彎曲應力為 b=Ma/W=307965.7/11843.8MPa=26.0MPa扭剪應力為 =T2/WT=229810/25641.1MPa=9.0MPa按彎矩合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數=0.6，則當量應力為 e=b 24()2=26.024×(0.6×9.0)2 MPa=28.2MPae b,故a-a剖面右側為危險截面由表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限B=650MPa,

20、由表8-32查得軸的許用彎曲應力【-1b】=60MPa, e-1b,強度滿足要求軸的強度滿足要求8.校核鍵連接的強度齒輪2處鍵連接的擠壓應力為 p=4T2/d4hl=4×229810/52×10×(6316)MPa=37.6MPa取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由表8-33查得【】p=125150MPa, p【】p,強度足夠齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度要求也足夠鍵連接的強度要求也足夠9.校核軸承壽命（1）計算軸承的軸向力 由表11-9查7210C=42800N,CO=32000N.由表9-10查得7210C軸承內部軸向力計算公式，則軸承1、2的內部軸向力分別

21、為 S1=0.4R1=0.4×4262.4N=1705.0N S2=0.4R2=0.4×3054.8N=1221.9N外部軸向力A=Fa3Fa2=890.5N469.2N=421.3N,各軸向力方向如圖4-3所示 S2A=1221.9N421.3N=1643.2NS1則兩軸承的軸向力分別為 Fa1=S1=1705.0N Fa2=S1A=1705.0N421.3N=1283.7N因R1R2，Fa1Fa2，故只需校核軸承1的壽命（2）計算軸承1的當量動載荷 由Fa1/ CO=1705.0/32000=0.053，查得11-9得e=0.43,因Fa1/ R1=1705.0/426

22、2.4=0.4e,故X=1，Y=0，則當量動載荷為 P=XR1YRA1=1×4262.4N0×1705.0N=4262.4N(3)校核軸承壽命 軸承在100oC以下工作，查表8-34得fT=1.對于減速器，查得8-35得載荷系數fP=1.5軸承1的壽命為 Lh=106/(60n2)fTC/(fPP)3=106/(60×130.9)1×42800/(1.5×4262.4)3h=38195h減速器預期壽命為 Lh=2×8×250×8h=32000hLhLh,故軸承壽命足夠軸承壽命滿足要求4.2高速軸的設計計算高速軸的設

23、計計算見下表計算項目計算及說明1.已知條件高速軸傳遞的功率P1=3.28KW,轉速n1=576r/min，小齒輪分度圓直徑d1=59.355mm,齒輪寬度b1=75mm,2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表8-26選用的材料45鋼，調質處理45鋼，調質處理3.初算軸徑查表9-8得c=106135,考慮軸端即承受轉矩，又承受彎矩，故取較小值c=120,則 dmin=c(P1/n1)1/3=120×(3.28/576)1/3mm=21.43mm軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%5%，軸端最細處直徑為 d121.43mm21.43×(0.0

24、30.05)mm=22.0722.5mm,取dmin=23mmdmin=23mm4.結構設計軸的結構構想如圖4-4(1)軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處開始設計（2）軸段 軸段上安裝帶輪，此段軸的設計應與帶輪輪轂軸孔的設計同步進行。根據第三步初算的結果，考慮到如該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預期壽命的要求，初定軸段的軸徑d1=30mm,帶輪輪轂的寬度為（1.52.0）d1=（1.52.0）×30mm=45mm60mm,結合帶輪結構L帶輪=4256mm

25、,取帶輪輪轂的寬度L帶輪=50mm，軸段的長度略小于轂孔寬度，取L1=48mm(3)密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時，應考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.070.1)d1=（0.070.1）×30mm=2.13mm.軸段的軸徑d2=d12×(2.13)mm=34.136mm,其最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s,可選用氈圈油封，查表8-27選氈圈35 JB/ZQ4606-1997，則d2=35mm(4)軸承與軸段及軸段 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應符合軸承內徑系列。暫取軸承為7208C,經過驗

26、算，由表11-9得軸承內徑d=40mm,外徑D=80mm,寬度B=18mm，內圈定位軸肩直徑da=47mm,外圈定位直徑Da=73mm,在軸上力作用點與外圈大端面的距離a3=17mm,故軸段的直徑d3=40mm。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內壁的端面距箱體內壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內側面凸出箱體內壁12mm,擋油環(huán)軸孔寬度初定為B1=15mm,則L3=BB1=(1815)mm=33mm.通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d7=40mm,L7=BB1=1815=33mm(5)齒輪與軸段 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝

27、，d5應略小于d3，可初定d5=42mm,則由表8-31知該處的鍵的截面尺寸為b×h=12mm×8mm,輪轂鍵槽深度為t1=3.3mm,則該處齒輪上齒根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為e=df1/2d5/2t1=(53.105/2-42/2-3.3)mm=2.26mm2.5mn=2.5×2.5mm=6.25mm,故軸設計成齒輪軸，則有d5= df1，L5=b1=75mm. (6)軸段和軸段的設計 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則d4=d6=48mm,齒輪右端距箱體內壁距離為1，則軸段的長度L6=1B1=(121015)mm=7mm.軸段的長度為L4=BX1b1B

28、1=(20612107515)mm=118mm(7)軸段的長度 該軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為L=C1C2(58)mm,由表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a23mm=(0.025×1903)mm=7.75mm8mm,取=8mm,a1a2=(160190)mm=350mm400mm,取軸承旁連接螺栓為M16，則c1=24mm,c2=20mm,箱體軸承座寬度L=82420(58)mm=5760mm,取L=58mm;可取箱體凸緣連接螺栓為M12，地腳螺栓為d=M20,則有軸承端蓋連接螺釘為0.4 d=0.4×20mm=8m

29、m,由表8-30得軸承端蓋凸緣厚度取為Bd=10mm;取端蓋與軸承座間的調整墊片厚度為1=2mm;端蓋連接螺釘查表8-29采用螺釘GB/T5781M8×25;為方便不拆缷帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣端面距軸承端蓋表面距離K=28mm,帶輪采用腹板式，螺釘的拆裝空間足夠。則 L2=LBdK1(B帶輪L帶輪)/2B=5810282(65-50)/2-12-18mm=75.5mm（8）軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=17mm,則由圖4-4可得軸的支點及受力點距離為 l1=L帶輪/2L2a3=(50/275.517)mm=117.5mm

30、l2=L3L4L5/2a3=3311875/2-17mm=171.5mm l3=L5/2L6L7-a3=(75/273317)mm=60.5mmd1=30mmL1=48mmd2=35mmd3=40mmL3=33mmd7=40mm, L7=33mmb=12mmh=8mm齒輪軸d5= df1L5=75mmd4=d6=48mmL6=7mmL4=118mm=8mmL=58mmL2=75.5mml1=117.5mml2=171.5mml3=60.5mm5.鍵連接帶輪與軸段采用A型普通平鍵連接，查表8-31得鍵的型號分別為鍵8×45GB/T1096-19906.軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖

31、軸的受力簡圖如圖4-5b所示（2）計算軸承支撐反力 在水平面上為R1H=Q(l1l2l3)Fr1l3Fa1d1/2/( l1l2l3) =972.7×(117.5117.560.5)-688.4×60.5469.2×59.355/2/( 171.560.5)N=1225.8NR2H= QR1HFr1=972.7N-1225.8N688.4N=-941.5N式中負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為R1V=Ft1l3/( l2l3) =(1832.4×60.5)/( 171.560.5)N=477.8NR2V= Ft1-R1V =1832.4N477

32、.8N=1354.6N軸承1的總支撐反力為R1=R1H2R1V2=1225.82477.82N=1315.7N軸承2的總支撐反力為R2=R2H2R2V2=941.521354.62N=1649.6N(3)畫彎矩圖 彎矩圖如圖4-5c、d和e所示在水平面上，a-a剖面圖右側為MaH=R2Hl3=-941.5×60.5N·mm=-56961.4N·mma-a剖面圖左側為MaH= MaH-Fa1d1/2=-56961.4N·mm-469.2×59.355/2N·mm =-70887.4N·mmb-b剖面為MbH=-Ql1=-932

33、.72×117.5N·mm=-109592.3N·mm在垂直平面上為MaV=-R1Vl2=-477.8×171.5N·mm=-81942.7N·mmMbV=0N·mm合成彎矩，在a-a剖面左側為Ma=M2aHM2av=(-70887.4)2(-81942.7)2N·mm=108349.6N·mma-a剖面右側為Ma=M2aHM2av=(-56961.4)2(-81942.7)2N·mm=99795.8N·mmb-b剖面為Mb=M2bHM2bv=109592.3202N·mm=

34、109592.3N·mm(4)畫轉矩圖 轉矩圖如圖4-5f所示，T1=54380 N·mmR1H=1225.8NR2H=-941.5NR1V=477.8NR2V=1354.6NR1=1315.7NR2=1649.6NMa=108349.6N·mmMa=99795.8N·mmMb=109592.3N·mmT1=54380 N·mm7.校核軸的強度因b-b剖面彎矩大，且作用有轉矩，其軸頸較小，故b-b剖面為危險剖面其抗彎截面系數為W=d33/32=×403/32mm3=6280mm3抗扭截面系數為WT=d33/16=×

35、403/16mm3=12560mm3彎曲應力為 b=Mb/W=109592.3/6280MPa=17.5MPa扭剪應力為 =T1/WT=54380/12560MPa=4.3MPa按彎矩合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數=0.6，則當量應力為 e=b24()2=17.524×(0.6×4.3)2 MPa=18.2MPa由表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限B=650MPa,由表8-32查得軸的許用彎曲應力【-1b】=60MPa, e-1b,強度滿足要求軸的強度滿足要求8.校核鍵連接的強度帶輪處鍵連接的擠壓應力為 p=4T1/d1hl

36、=4×54380/30×7×(458)MPa=28.0MPa鍵、軸及帶輪的材料都選為鋼，由表8-33查得【】p=125150MPa, p【】p,強度足夠鍵連接的強度足夠9.校核軸承壽命（1）計算軸承的軸向力 由表11-9查7208C軸承得C=36800N,Co=25800N.由表9-10查得7208C軸承內部軸向力計算公式，則軸承1、2的內部軸向力分別為 S1=0.4R1=0.4×1315.7N=526.3N S2=0.4R2=0.4×1649.6N=659.8N外部軸向力A=469.2N,各軸向力方向如圖4-6所示 S2A=659.8N469

37、.2N=1129.0NS1則兩軸承的軸向力分別為 Fa1=S2A =1129.0N Fa2=S2=659.8N（2）計算當量動載荷 由Fa1/ Co=1129.0/25800=0.044，查表得11-9得e=0.42,因Fa1/ R1=1129.0/1315.7=0.86e,故X=0.44，Y=1.35，則軸承1的當量動載荷為 P1=XR1YFa1=0.44×1315.7N1.35×1129.0N=2103.1N由Fa2/ Co=659.8/25800=0.026，查表得11-9得e=0.40,因Fa2/ R2=659.8/1649.6=0.40=e,故X=1，Y=0，則軸

38、承2的當量動載荷為 P2=XR2YFa2=1×1649.6N0×659.8N=1649.6N(3)校核軸承壽命 因P1P2，故只需校核軸承1的壽命，P=P1.軸承.在1000C以下工作，查表8-34得fT=1.查得8-35得載荷系數fP=1.5軸承1的壽命為 Lh=106/(60n1) fTC/(fPP)3=106/(60×576)1×36800/(1.5×2103.1)3h=45931hLhLh,故軸承壽命足夠軸承壽命滿足要求4.3低速軸的設計計算低速軸的設計計算見表計算項目計算及說明1.已知條件低速軸傳遞的功率P1=3.02KW,轉速n3=

39、40.15r/min，齒輪4分度圓直徑d4=291.215mm,齒輪寬度b4=98mm,2.選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表8-26選用的材料45鋼，調質處理45鋼，調質處理3.初算軸徑查表9-8得c=106135,考慮軸端只承受轉矩，故取較小值c=106,則 dmin=C(P3/n3)1/3=106×(3.02/40.15) 1/3mm=44.75mm軸與聯軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%5%，軸端最細處直徑為 d144.75mm44.75×(0.030.05)mm=46.0946.98mm,dmin=44.75mm4.結構設計軸的結

40、構構想如圖4-7所示(1)軸承部件的結構設計 該減速器發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處開始設計（2）聯軸器及軸段 軸段上安裝聯軸器，此段軸的設計應與聯軸器選擇同步進行。為補償聯軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯軸器。查表8-37，取KA=1.5，則計算轉矩TC=KAT3=1.5×718330N·mm=1077495 N·mm由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX3型聯軸器符合要求：公稱轉矩為1250N·mm,許用轉速4750r/min,軸孔范圍為3048mm.考慮d46.98mm,取聯

41、軸器轂孔直徑為48mm,軸孔長度84mm,J型軸孔，A型鍵，聯軸器主動端代號為LX3 48×84GB/T5014-2003，相應的軸段的直徑d1=48mm,其長度略小于轂孔寬度，取L1=82mm.(3)密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時，應考慮聯軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈的尺寸。聯軸器用軸肩定位，軸肩高度h=(0.070.1)d1=（0.070.1）×48mm=2.364.8mm.軸段的軸徑d2=d12×h=52.7257.8mm,最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s,可選用氈圈油封，查表8-27選氈圈55JB/ZQ4606-1997，則d2=55mm(

42、4)軸承與軸段及軸段的設計 軸段和軸段上安裝軸承，其直徑應即便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列。考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。暫取軸承為7212C,由表11-9得軸承內徑d=60mm,外徑D=110mm,寬度B=22mm，內圈定位軸肩直徑da=69mm,外圈定位直徑Da=101mm,軸上定位端面圓角半徑最大為ra=1.5mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離a3=22.4mm,故軸段的直徑d3=60mm。軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)，擋油環(huán)寬度初定為B1,故L3=BB1=(2215)mm=37mm.通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d6=60mm,(5)齒輪與軸段 該段上安裝齒輪4

43、，為便于齒輪的安裝，d5應略小于d6，可初定d5=62mm,齒輪4輪轂的寬度范圍為（1.21.5）d5=74.493mm,小于齒輪寬度b4=98mm,取其輪轂寬度等于齒輪寬度，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段的長度應比輪轂略短，故取L5=96mm (6)軸段 該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩的高度為h=(0.070.1) d5=4.346.2mm,取h=5mm,則d4=72mm,齒輪左端距箱體內壁距離為4=1（b3-b4）/2=10mm(105-98)/2mm=13.5mm，則軸段的長度L4=BX-4-b4B1=(206-13.5-981215)

44、mm=91.5mm.(7)軸段與軸段的長度 軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承端蓋連接螺栓為螺栓GB/T5781 M8×25，其安裝圓周大于聯軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的裝拆空間干涉，故取聯軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為K2=10mm.則有 L2=L1BdK2-B-=(5821010-22-12)mm=46mm則軸段的長度L6=B42mm=(221213.52)mm=49.5mm（8）軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a3=22.4mm,則由圖4-7可得軸的支點及受力點距離為 L1=L6L5-b4/2-a3=(4

45、9.596-98/2-22.4)mm=74.1mm L2=L3L4b4/2-a3=(3791.598/2-22.4)mm=155.1mm L3= a3L284/2=(22.44642)mm=110.4mmd1=48mmL1=82mmd2=55mm d3=60mm L3=37mmd6=60m, d5=62mmL5=96mmd4=72mmL4=91.5mmL2=46mmL6=49.5mmL1=74.1mmL2=155.1mmL3=110.4mm5.鍵連接聯軸器與軸段及齒輪4與軸段均采用A型普通平鍵連接，查表8-31得鍵的型號分別為鍵14×80GB/T1096-1990和鍵18×

46、18GB/T1096-19906.軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖4-8b所示（2）計算軸承支撐反力 在水平面上為R1H=(Fr4l2Fa4d4/2)/( l1l2) =(1911.9×155.1-890.5×291.215/2)(74.1155.1)N=728.1NR2H= Fr-4R1H=1911.9N-728.1N=1183.8N在垂直平面上為R1V=Ft4l2/( l1l2) =(5176.8×155.1)/( 74.1155.1)N=3503.2NR2V= Ft4-R1V =5176.8N3503.2N=1673.6N軸承1的總支撐反力

47、為R1=R1H2R1V2=728.123503.22N=3578.1N軸承2的總支撐反力為R2=R2H2R2V2=1183.821673.62N=2050.0N(3)畫彎矩圖 彎矩圖如圖4-8c、d和e所示在水平面上，a-a剖面圖右側為MaH=R1Hl1=728.1×74.1N·mm=53952.2N·mma-a剖面圖左側為MaH= R2Hl2=1183.8×155.1N·mm=183607.4N·mm在垂直平面上, a-a剖面為MaV=- R1vl1=-3503.2×74.1N·mm=-259587.1N

48、3;mm合成彎矩，在a-a剖面左側為Ma=M2aHM2av=5395.22(-259587.1)2N·mm=265134.5N·mma-a剖面右側為Ma=M2aHM2av=183607.42(-259587.1)2N·mm=317957.8N·mm(4)畫轉矩圖 轉矩圖如圖4-8f所示，T3=718330 N·mmR1H=728.1NR2H=1183.8NR1V=3503.2NR2V=1673.6NR1=3578.1NR2=2050.0NMa=265134.5N·mmMa=317957.8N·mmT3=718330 N

49、83;mm7.校核軸的強度因a-a剖面右側彎矩大，且作用有轉矩，故a-a剖面右側為危險剖面其抗彎截面系數為W=d35/32-bt(d5-t)/2d5=×623/32mm3-18×7×(62-7)2/(2×62) mm3=20312mm3抗扭截面系數為WT=d35/16- bt(d5-t)/2d5=×623/32mm3-18×7×(62-7)2/(2×62) mm3=43698 mm3彎曲應力為 b=Ma/W=317957.8/20312MPa=15.7MPa扭剪應力為 =T3/WT=718330/43698MPa=

50、16.4MPa按彎矩合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數=0.6，則當量應力為 e=b24()2=15.724×(0.6×16.4)2 MPa=25.2MPa由表8-26查得45鋼調質處理抗拉強度極限B=650MPa,由表8-32查得軸的許用彎曲應力【-1b】=60MPa, e-1b, 強度滿足要求軸的強度滿足要求8.校核鍵連接的強度聯軸器處鍵連接的擠壓應力為 p1=4T3/d1hl=4×718330/48×9×(8014)MPa=100.8MPa齒輪4處鍵連接的擠壓應力為 p2=4T3/d5hl=4

51、15;718330/62×11×(8018)MPa=68.0MPa取鍵、軸，齒輪及聯軸器的材料都選為鋼，由表8-33查得【】p=125150MPa, p1【】p,強度足夠鍵連接的強度足夠9.校核軸承壽命（1）計算軸承的軸向力 由表11-9查7212C軸承得C=61000N,Co=48500N.由表9-10查得7212C軸承內部軸向力計算公式，則軸承1、2的內部軸向力分別為 S1=0.4R1=0.4×3578.1N=1431.2N S2=0.4R2=0.4×2050N=820N外部軸向力A=890.5N,各軸向力方向如圖4-9所示 S1A=1431.2N890.5N=2321.7NS2則兩軸承的軸向力分別為 Fa1=S1=1431.2N Fa2= S1A =2321.7N（2）計算當量動載荷 由Fa1/ Co=1431.2/48500=0.030，查表得11-9得e=0.4,因Fa1/ R1=1431.2/3578.1=0.4=e,故X=1，Y=0，則軸承1的當量動載荷為