PAGEPAGE2目錄設計原始數據 1第一章傳動裝置總體設計方案 11.1傳動方案 11.2該方案的優缺點 1第二章電動機的選擇 32.1計算過程 32.1.1選擇電動機類型 32.1.2選擇電動機的容量 32.1.3確定電動機轉速 32.1.4二級減速器傳動比分配 42.1.5計算各軸轉速 42.1.6計算各軸輸入功率、輸出功率 52.1.7計算各軸的輸入、輸出轉矩 52.2計算結果 6第三章傳動裝置的設計計算 73.1帶傳動的計算 73.2高速級齒輪傳動計算 103.3低速級齒輪傳動計算 14第四章軸的結構設計及校核 204.1軸的材料選擇及最小直徑的估算 204.2高速軸的結構設計與計算 204.2.1高速軸的結構設計 204.2.2高速軸強度校核 224.2.3高速軸鍵的選擇與校核 254.3中間軸的結構設計與計算 254.3.1中間軸的結構設計 254.3.2中間軸強度校核 264.3.3中間軸鍵的選擇與校核 304.4低速軸的結構設計與計算 304.4.1低速軸的結構設計 304.4.2低速軸強度校核 324.4.3低速軸鍵的選擇與校核 344.5軸承的選擇及校核 354.5.1軸承的選擇 354.5.2軸承的校核 354.6聯軸器的選擇 40第五章箱體的結構設計以及潤滑密封 415.1箱體的結構設計 415.2軸承的密封 425.3減速器潤滑方式 42第六章附件設計及選擇 436.1軸承端蓋 436.2窺視孔和視孔蓋 436.3通氣器 436.4放油堵 446.5油標 44設計小結 45參考文獻 46PAGE46設計原始數據參數符號單位數值工作機直徑Dmm400工作機轉速Vm/s1.2工作機拉力FN6500工作年限y年10第一章傳動裝置總體設計方案1.1傳動方案傳動方案已給定，外傳動為V帶傳動，減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器。方案簡圖如1.1所示。圖1.1傳動裝置簡圖展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，故要求軸有較大的剛度。1.2該方案的優缺點該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。第二章電動機的選擇2.1計算過程2.1.1選擇電動機類型按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。2.1.2選擇電動機的容量電動機所需的功率為由電動機到工作機的傳動總效率為式中、、、、分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯軸器和卷筒的傳動效率。取0.96（帶傳動），0.99（角接觸球軸承），0.97（齒輪效率），0.99（彈性聯軸器），0.96（卷筒效率，包含滑動軸承損失效率），則：=0.96×eq0.99\s(3)×eq0.97\s(2)×0.99×0.96=0.833所以=eq\f(6500×1.2,0.83)=9.36根據機械設計手冊可選額定功率為11kW的電動機。2.1.3確定電動機轉速工作機軸轉速為=eq\f(60×1000×1.2,3.14159×400)=57.30取V帶傳動的傳動比，二級圓柱齒輪減速器傳動比，則從電動機到卷筒軸的總傳動比合理范圍為。故電動機轉速的可選范圍為57.30=917—4584r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，選電動機型號為Y160M-4，將總傳動比合理分配給V帶傳動和減速器，就得到傳動比方案，如表2.1所示。表2.1電動機主要技術參數電動機型號額定功率kw電動機轉速r/min電動機重量kg傳動裝置的傳動比滿載轉速滿載電流總傳動比V帶減速器Y160M-411146022.60122.0025.482.5410.05電動機型號為Y160M-4，主要外形尺寸見表2.2。圖2.1電動機安裝參數表2.2電動機主要尺寸參數中心高外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G160605×385254×2101542×11012×372.1.4二級減速器傳動比分配按展開二級圓柱齒輪減速器推薦高速級傳動比,取1.4，得eq\r(,1.4×i)=eq\r(,1.4×10.05)=3.75eq\f(10.05,3.75)=2.682.1.5計算各軸轉速Ⅰ軸eq\f(1460.00,2.54)=575.77Ⅱ軸eq\f(575.77,3.75)=153.51Ⅲ軸eq\f(153.51,2.68)=57.30工作機軸57.302.1.6計算各軸輸入功率、輸出功率各軸輸入功率Ⅰ軸==9.36×0.96=8.99KWⅡ軸==4.56×0.99×0.97=8.63KWⅢ軸==8.63×0.99×0.97=8.29KW工作機軸=8.29×0.99×0.99=8.13KW各軸輸出功率Ⅰ軸==8.99×0.99=8.90KWⅡ軸==8.63×0.99=8.55KWⅢ軸==8.29×0.99=8.21KW工作機軸==8.13×0.99=8.04KW2.1.7計算各軸的輸入、輸出轉矩電動機的輸出轉矩為9.55×eq10\s(6)×eq\f(9.36,1460.00)=61.25Ⅰ軸輸入轉矩9.55×eq10\s(6)×eq\f(8.99,575.77)=149.10Ⅱ軸輸入轉矩9.55×eq10\s(6)×eq\f(8.63,153.51)=537.06Ⅲ軸輸入轉矩9.55×eq10\s(6)×eq\f(8.29,57.30)=1381.76工作機軸輸入轉矩9.55×eq10\s(6)×eq\f(8.13,57.30)=1354.27各軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.99。2.2計算結果運動和動力參數計算結果整理后填入表中。表2.3運動和動力參數計算結果軸名功率P（kw）轉矩T（N·m）轉速n傳動比效率輸入輸出輸入輸出r/miniη電動機軸9.3661.251460.002.540.96Ⅰ軸8.998.90149.10147.61575.773.750.96Ⅱ軸8.638.55537.06531.69153.512.680.96Ⅲ軸8.298.211381.761367.9457.301.000.98工作機軸8.138.041354.271340.7257.30第三章傳動裝置的設計計算3.1帶傳動的計算設計V帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工件條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率；小帶輪轉速；大帶輪帶輪轉速與初選傳動比=2.5。（1）確定計算功率查得工作情況系數KA=1.1。故有：=10.30kW（2）選擇V帶帶型據和選用A帶。（3）確定帶輪的基準直徑并驗算帶速1）初選小帶輪的基準直徑，取小帶輪直徑=140mm。2）驗算帶速v，有：=10.70m/s3）計算大帶輪基準直徑350mm取=355mm（4）確定V帶的中心距a和基準長度1)初定中心距=594mm2)計算帶所需的基準長度=1985mm選取帶的基準長度=2000mm3）計算實際中心距601.5m中心局變動范圍：571.50mm661.50mm（5）驗算小帶輪上的包角159.52>120（6）計算帶的根數z1）計算單根V帶的額定功率由140mm和1460.00r/min查得=2.28KW據1460.00r/min，=2.536和A型帶，查得=0.17KW查得=0.95，=1.03，于是：=(+)=2.40KW4.30故取5根。（7）計算單根V帶的初拉力最小值查得A型帶的單位長質量=0.1kg/m。所以=168.49N應使實際拉力大于（8）計算壓軸力壓軸力的最小值為：==1658.02N把帶傳動的設計結果記入表中，如表3.1。表3.1帶傳動的設計參數帶型A中心距601.5mm小帶輪直徑140mm包角159.52大帶輪直徑355mm帶長2000mm帶的根數5初拉力168.49N帶速10.70m/s壓軸力1658.02N（9）小帶輪的結構設計d=42mm因為小帶輪直徑=140mm<300mm因此小帶輪結構選擇為實心式。因此V帶尺寸如下：d1=1.8d=1.8×42=75.6mmL=1.6d=1.6×42=67.2mmB=(z-1)e+2f=(5-1)×15+2×9=78mmda=+2ha=140+2×2.75=145.5mm（10）大帶輪的結構設計d=30mm因為大帶輪直徑=355mm因此大帶輪結構選擇為輪輻式。因此V帶尺寸如下：d1=1.8d=1.8×30=54mmL=1.6d=1.6×30=48mmB=(z-1)e+2f=(5-1)×15+2×9=78mmda=+2ha=355+2×2.75=360.5mm3.2高速級齒輪傳動計算選用斜齒圓柱齒輪，齒輪1材料為45鋼（淬火），硬度為40-50HRC，齒輪2材料為45鋼（淬火）硬度為40-50HRC。齒輪1齒數20，齒輪2齒數76，初選螺旋角14°按齒面接觸強度：齒輪1分度圓直徑其中：——載荷系數，選1.6——齒寬系數，取0.8——端面重合度，，查得0.75，0.83，則1.58——齒輪副傳動比，=3.75——區域系數，查得2.433——材料的彈性影響系數，查得189.8——許用接觸應力，查得齒輪1接觸疲勞強度極限870。查得齒輪2接觸疲勞強度極限870。計算應力循環次數：（設1班制，一年工作300天，工作10年）575.771×8×300×108.29eq\f(8.29×eq10\s(8),3.75)=2.21查得接觸疲勞壽命系數0.89，0.91取失效概率為，安全系數1，得：eq\f(0.89×870,1)=774.3eq\f(0.91×870,1)=791.7則許用接觸應力=eq\f(774.3+791.7,2)=783有=eq\r(3,eq\f(2×1.6×149.10×1000,0.8×1.58)×eq\f(3.75+1,3.75)eq(eq\f(2.433×189.8,783))\s(2))=54.42圓周速度eq\f(3.14159×54.42×1440.00,60×1000)=1.64齒寬0.8×54.42=43.54模數eq\f(54.42×cos14°,20)=2.642.25×2.64=5.94eq\f(43.54,5.94)=7.33縱向重合度0.318×0.8×20×14°=1.27計算載荷系數：已知使用系數1.25；根據1.64，7級精度，查得動載系數1.08；用插值法查得7級精度、齒輪1相對支承非對稱布置時接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數1.29；查得彎曲強度計算齒向載荷分布系數1.25；查得齒間載荷分配系數1.2；故載荷系數1.25×1.08×1.2×1.29=2.09按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑54.42×eq\r(3,eq\f(2.09,1.6))=59.48計算模數：eq\f(59.48×cos14°,20)=2.89按齒根彎曲強度：計算載荷系數2.03根據縱向重合度1.27，查得螺旋角影響系數0.88計算當量齒數eq\f(20,eq(cos14°)\s(3))=21.89eq\f(76,eq(cos14°)\s(3))=83.20查取齒形系數：查得2.72，2.22查取應力校正系數：1.57，1.773查得齒輪1彎曲疲勞極限600查得齒輪2彎曲疲勞極限600取彎曲疲勞壽命系數0.93，0.95計算彎曲疲勞使用應力：取彎曲疲勞安全系數1.4，得eq\f(0.93×600,1.4)=398.57eq\f(0.95×600,1.4)=407.14計算齒輪的并加以比較eq\f(2.72×1.57,398.57)=0.0107eq\f(2.22×1.773,407.14)=0.0097齒輪1的數值大則有：=eq\r(3,eq\f(2×2.03×149.10×eq(cos14°)\s(2),0.8×eq20\s(2)×1.58)×0.0107)=2.17對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取模數2.5，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑59.48來計算應有的齒數。則有：eq\f(59.48×cos14°,2.5)=23.0823取23，則86.2786幾何尺寸計算計算中心距：=eq\f((23+86)×2.5,2×cos14°)=140.42將中心距圓整為141mm。按圓整后的中心距修正螺旋角：=arccoseq\f((23+86)×2.5,2×141)=14.91因值改變不多，故參數、、等不必修正。計算齒輪分度圓直徑：eq\f(23×2.5,cos14.91°)=59.50eq\f(86×2.5,cos14.91°)=222.50計算齒輪寬度：0.8×59.50=47.60圓整后取55。齒輪2寬度50。3.3低速級齒輪傳動計算選用斜齒圓柱齒輪，齒輪3材料為45鋼（淬火），硬度為40-50HRC，齒輪4材料為45鋼（淬火）硬度為40-50HRC。齒輪3齒數20，齒輪4齒數54，初選螺旋角14°。按齒面接觸強度：齒輪3分度圓直徑其中：——載荷系數，選1.6——齒寬系數，取0.8——端面重合度，，查得0.75，0.83，則1.58——齒輪副傳動比，=2.68——區域系數，查得2.433——材料的彈性影響系數，查得189.8——許用接觸應力，查得齒輪3接觸疲勞強度極限870。查得齒輪4接觸疲勞強度極限870。計算應力循環次數：（設1班制，一年工作300天，工作10年）153.511×8×300×102.210.83×eq10\s(8)查得接觸疲勞壽命系數0.9，0.91取失效概率為，安全系數1，得：eq\f(0.9×870,1)=783eq\f(0.91×870,1)=791.7則許用接觸應力=eq\f(783+791.7,2)=787.35有=eq\r(3,eq\f(2×1.6×537.06×1000,0.8×1.58)eq\f(2.68+1,2.68)eq(eq\f(2.433×189.8,787.35))\s(2))=86.28圓周速度eq\f(3.14159×86.28×153.51,60×1000)=0.69齒寬0.8×86.28=69.02模數eq\f(86.28×cos14°,20)=4.192.25×4.19=9.42eq\f(69.02,9.42)=7.33縱向重合度0.318×0.8×20×tan14°=1.27計算載荷系數：已知使用系數1.25；根據0.69，7級精度，查得動載系數1.01；用插值法查得7級精度、齒輪3相對支承非對稱布置時接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數1.29；查得彎曲強度計算齒向載荷分布系數1.3；查得齒間載荷分配系數1.2；故載荷系數1.25×1.01×1.2×1.29=1.96按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑86.28×eq\r(3,eq\f(1.96,1.6))=92.35計算模數：eq\f(86.28×cos14°,20)=4.48按齒根彎曲強度：計算載荷系數1.25×1.01×1.2×1.3=1.97根據縱向重合度1.27，查得螺旋角影響系數0.88計算當量齒數eq\f(20,eqcos14°\s(3))=21.89eq\f(54,eqcos14°\s(3))=59.11查取齒形系數：查得2.72，2.28查取應力校正系數：1.57，1.727查得齒輪3彎曲疲勞極限600查得齒輪4彎曲疲勞極限600取彎曲疲勞壽命系數0.94，0.96計算彎曲疲勞使用應力：取彎曲疲勞安全系數1.4，得eq\f(0.94×600,1.4)=402.86eq\f(0.96×600,1.4)=411.43計算齒輪的并加以比較eq\f(2.72×1.57,402.86)=0.0106eq\f(2.28×1.727,411.43)=0.0096齒輪3的數值大則有：=eq\r(3,eq\f(2×1.97×537.06×1000×0.88×eq(cos14°)\s(2),0.8×eq20\s(2)×1.27)×0.0106)=3.32對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取模數4，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑92.35來計算應有的齒數。則有：eq\f(92.35×cos14°,4)=22.4022取22，則58.9459幾何尺寸計算計算中心距：=eq\f((22+59)×4,2×cos14°)=166.96將中心距圓整為167mm。按圓整后的中心距修正螺旋角：=arcoseq\f((22+59)×4,2×167)=14.06因值改變不多，故參數、、等不必修正。計算齒輪分度圓直徑：eq\f(22×4,cos14°)=90.72eq\f(59×4,cos14°)=243.28計算齒輪寬度：0.8×90.72=72.57圓整后取80。齒輪4寬度75。表3.2各齒輪主要參數名稱代號單位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm141167傳動比i3.752.68模數mnmm2.54螺旋角β°14.9114.06端面壓力角a°2020嚙合角a’°2020齒數z23862259分度圓直徑dmm59.50222.5090.72243.28齒頂圓直徑damm64.50227.5098.72251.28齒根圓直徑dfmm53.25216.2580.72233.28齒寬bmm55508075螺旋角方向左旋右旋右旋左旋材料45鋼（淬火）45鋼（淬火）45鋼（淬火）45鋼（淬火）齒面硬度40-50HRC40-50HRC40-50HRC40-50HRC第四章軸的結構設計及校核4.1軸的材料選擇及最小直徑的估算根據工作條件，初選軸的材料為45鋼，調質處理。按照扭轉強度法進行最小直徑估算，即：。算出軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段界面上有一個鍵槽時，d增大5%-7%，當該軸段界面上有兩個鍵槽時，d增大10%-15%。查得A=103—126，則取A=110。Ⅰ軸110×eq\r(3,eq\f(8.99,575.77))=27.49Ⅱ軸110×eq\r(3,eq\f(8.63,153.51))=42.14Ⅲ軸110×eq\r(3,eq\f(8.29,57.30))=57.75考慮鍵槽對各軸的影響，則各軸的最小直徑分別為：Ⅰ軸×(1+7%)=29.42Ⅱ軸×(1+10%)=46.36Ⅲ軸×(1+10%)=63.52將各軸的最小直徑分別圓整為5的倍數：d1=30mm，d2=50mm，d3=65mm。4.2高速軸的結構設計與計算4.2.1高速軸的結構設計高速軸的軸系零件如圖所示圖4.1高速軸的結構（1）各軸段直徑的確定d11：用于連接高速軸外傳動零件，直徑大小為軸1的最小直徑，d11=d1min=30mm。d12：密封處軸段，左端用于固定大帶輪或聯軸節軸向定位，根據大帶輪或聯軸節的軸向定位要求，軸的直徑大小較d11增大6mm，d12=d11+6=36mm。d13：滾動軸承處軸段，應與軸承內圈尺寸一致，且較d12尺寸大1-5mm，選取d13=40mm，選取軸承型號為角接觸球軸承7208C。d14：考慮軸承安裝的要求，查的7208C軸承安裝要求da=47，根據軸承安裝選擇d14=47。d15：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結構。d16：過渡軸段，要求與d14軸段相同，d16=d14=47mm。d17：滾動軸承軸段，要求與d13軸段相同，d17=d13=40mm。各軸段長度的確定l11：根據大帶輪或者聯軸器的尺寸規格確定，取l11=48mm。l12：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取l12=67mml13：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l13=31mml14：根據箱體的結構和小齒輪的寬度確定，取l14=92.5mml15：由小齒輪的寬度確定，取l15=55mml16：根據箱體的結構和小齒輪的寬度確定，取l16=5mml17：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l17=33mm圖4.2高速軸的尺寸圖表4.1高速軸各段尺寸直徑d11d12d13d14d15d16d17mm3036404759.504740長度l11l12l13l14l15l16l17mm48673192.5555334.2.2高速軸強度校核已知條件：高速軸傳遞的扭矩=147.61，，轉速=575.77，齒輪的螺旋角=14.91°，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑=59.50。齒輪1的作用力圓周力4961.41徑向力1868.76軸向力1321.45齒輪2的作用力與齒輪1的作用力大小相等，方向相反。（1）畫出軸的受力簡圖，受力簡圖如下圖所示；（2）高速軸結構圖所示=98,=144,=56.5支撐反力,在水平面上為-722.70=-1146.06式中負號表示與圖中所示力的方向相反，以下同。在垂直平面上為1398.103563.30軸承1的總支承反力為1573.84軸承2的總支承反力為3743.07（3）彎矩計算在水平面上a-a剖面左側-64752.39在水平面上a-a剖面右側-104068.57在垂直面上a-a剖面為-201326.65合成彎矩，a-a剖面左側211483.55合成彎矩，a-a剖面右側226633.37（4）畫出彎矩圖如下圖所示（5）轉矩和轉矩圖147613.18因a-a剖面左側彎矩較大，同時截面還作用轉矩，因此此截面為危險剖面。已知d14=47，其抗彎截面系數為10192.79抗扭截面系數為20385.58最大彎曲應力為20.75扭剪應力為7.24按彎扭合成進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數0.6，查得60，則當量應力為22.49<，故強度滿足要求。圖4.3軸的載荷分析圖4.2.3高速軸鍵的選擇與校核軸1上的鍵選擇的型號為鍵8×40GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=40-8=32mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=5mm，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度62.13MPa150MPa，滿足強度要求。4.3中間軸的結構設計與計算4.3.1中間軸的結構設計中間軸的軸系零件如圖所示圖4.4中間軸的結構（1）各軸段直徑的確定d21：滾動軸承處軸段為軸2的最小直徑，根據軸2的最小直徑，d21=50mm，選取軸承型號為角接觸球軸承7210C。d22：低速級小齒輪軸段，端面用于固定套筒，因此取d22=57mm。d23：用于固定低速小齒輪的軸向定位，取d23比d22大8mm，根據齒輪的定位要求d23=65mm。d24：高速級大齒輪軸段，取d24=57mm。d25：滾動軸承處軸段，與d21處軸的直徑相同d25=50mm。各軸段長度的確定l21：由滾動軸承以及裝配關系確定，取l21=40mm。l22：由低速級小齒輪的寬度確定，取l22=80mml23：軸環寬度，取l23=10mml24：由高速級大齒輪的寬度確定，取l24=48mml25：由滾動軸承以及裝配關系確定，取l25=44.5mm圖4.5中間軸的尺寸圖表4.2中間軸各段尺寸直徑d21d22d23d24d25mm5057655750長度l21l22l23l24l25mm4080104844.54.3.2中間軸強度校核已知條件：中間傳遞的扭矩=531.69，，轉速=153.51，高速齒輪的螺旋角=14.91°，低速齒輪的螺旋角=14.06°，高速小齒輪左旋，高速大齒輪右旋，低速小齒輪右旋，低速大齒輪左旋，高速小齒輪分度圓直徑=59.50。低速小齒輪分度圓直徑=90.72齒輪2的作用力與齒輪1的作用力大小相等方向相反圓周力4961.41徑向力1868.76軸向力1321.45齒輪3：11722.14N4398.19N2934.77N（1）畫出軸的受力簡圖，受力簡圖如下圖所示；（2）中間軸結構圖所示=70,=75,=57.5支撐反力,在水平面上為-3730.52=1201.09式中負號表示與圖中所示力的方向相反，以下同。在垂直平面上為9078.837604.71軸承1的總支承反力為9815.40軸承2的總支承反力為7698.97（3）彎矩計算在水平面上a-a剖面左側-261136.47在水平面上a-a剖面右側-128020.92在水平面上b-b剖面右側69062.60-77945.69在垂直面635518.33437270.67合成彎矩，a-a剖面左側687077.73合成彎矩，a-a剖面右側648284.59合成彎矩，b-b剖面左側444163.45合成彎矩，b-b剖面右側442690.96（4）畫出彎矩圖如下圖所示（5）轉矩和轉矩圖531692.91雖然a-a剖面左側彎矩較大，但a-a剖面右側同時還作用轉矩，因此a-a剖面右側為危險剖面。已知低速小齒輪鍵槽=16,=6。該軸段直徑d22=57其抗彎截面系數為15990.95抗扭截面系數為34172.21最大彎曲應力為40.54扭剪應力為15.56按彎扭合成進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數0.6，則當量應力為44.63查得60<，故強度滿足要求。圖4.6軸的載荷分析圖4.3.3中間軸鍵的選擇與校核軸2上低速級小齒輪的鍵選擇的型號為鍵16×70GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=70-16=54mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=5mm，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度69.79MPa150MPa，滿足強度要求。高速級大齒輪的鍵選擇的型號為鍵16×40GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=40-16=24mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=5mm，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度157.04MPa150MPa，滿足強度要求。4.4低速軸的結構設計與計算4.4.1低速軸的結構設計低速軸的軸系零件如圖所示圖4.7低速軸的結構圖（1）各軸段直徑的確定d31：滾動軸承軸段，d31=d35=75mm，選取軸承型號為角接觸球軸承7215C。d32：齒輪處軸段，d32=84。d33：軸環，根據齒輪的定位要求取d33比d32大6mm，則d33=90mm。d34：考慮軸承安裝的要求，查的7215C軸承安裝要求da=84，根據軸承安裝選擇d34=84mm。d35：滾動軸承處軸段，應與軸承內圈尺寸一致，且較d36尺寸大1-5mm，選取d35=75mm。d36：密封處軸段，右端用于固定聯軸器軸向定位，根據聯軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d37增大6mm，d36=71mm。d37：為軸3的最小直徑處，取d37=d3min=65mm。各軸段長度的確定l31：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l31=47.5mm。l32：由低速級大齒輪的寬度確定，取l32=75mml33：軸環寬度，取l33=10mml34：根據箱體的結構和大齒輪的寬度確定，取l34=60mml35：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l35=38mml36：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取l36=60mml37：根據減速器的具體規格確定，取l37=107mm圖4.8低速軸的尺寸圖表4.3低速軸各段尺寸直徑d31d32d33d34d35d36d37mm75849084757165長度l31l32l33l34l35l36l37mm47.575106038601074.4.2低速軸強度校核齒輪4的作用力與齒輪3的作用力大小相等，方向相反。圓周力11722.14徑向力4398.19軸向力2934.77（1）畫出軸的受力簡圖，受力簡圖如下圖所示；（2）支撐反力，在水平面上為如低速軸結構圖所示=72.5=135=1241141.033257.16在垂直平面上為7626.454095.69軸承A、B的總支承反力為7711.335232.95（3）彎矩計算在水平面上a-a剖面左側82724.78在水平面上a-a剖面右側439716.50在垂直面上a-a剖面為-552917.59合成彎矩，a-a剖面左側559071.78合成彎矩，a-a剖面右側706447.78（4）畫出彎矩圖如下圖所示（5）轉矩和轉矩圖1367944.72因a-a剖面右側彎矩較大，同時截面還作用轉矩，因此此截面為危險剖面。已知低速大齒輪鍵槽=22,=9。該軸段直徑d32=84其抗彎截面系數為51559.07抗扭截面系數為109747.60最大彎曲應力為13.70扭剪應力為12.46按彎扭合成進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數0.6，則當量應力為20.28查得60<，故強度滿足要求。圖4.9軸的載荷分析圖4.4.3低速軸鍵的選擇與校核大齒輪鍵選擇的型號為鍵22×63GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=63-22=41mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=7mm，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度114.63MPa150MPa，滿足強度要求。輸出軸端鍵選擇的型號為鍵18×100GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=100-18=82mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=5.5mm，根據齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強度91.47MPa150MPa，滿足強度要求。4.5軸承的選擇及校核4.5.1軸承的選擇Ⅰ軸選軸承為：7208C；Ⅱ軸選軸承為：7210C；Ⅲ軸選軸承為：7215C。所選軸承的主要參數見表4.4。表4.4所選軸承的主要參數軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/kNdDBdaDa動載荷Cr靜載荷C0r7208C408018477336.825.87210C509020578342.8327215C75130258412179.265.84.5.2高速軸軸承查滾動軸承樣本可知，7208C軸承的基本額定動載荷Cr=36.8kN，基本額定靜載荷Cr0=25.8kN。1.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中軸承1的總支承反力為1573.84軸承2的總支承反力為3743.072.求兩軸承的軸向力Fa軸承派生軸向力Fd=efr其中，e為判斷系數，其值由的大小確定，由于現軸向力Fa未知，故先初選e=0.4，因此可估算629.54N1497.23N軸向力1321.45因此2818.68N1497.23N=0.1093=0.0580利用插值法得0.47,0.43。再計算：736.56N1609.52N2930.97N1609.52N=0.1136=0.0624兩次計算的值相差不大，因此確定0.47,0.43，2930.97N，1609.52N。3.求軸承的當量動載荷P1.86>0.43=利用插值法得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承1X1=0.44,Y1=1.200663對軸承2X2=1,Y2=0根據工況，查得載荷系數fP=1.2。P1=fP（X1Fr1+Y1Fa1）=5053.92NP2=fP（X2Fr2+Y2Fa2）=4491.69N4.驗算軸承壽命因P1>P2，故只需驗算1軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為10（年）×300（天）×8（小時）=24000h。=40273.12h>24000h軸承具有足夠壽命。中間軸軸承查滾動軸承樣本可知，7210C軸承的基本額定動載荷Cr=42.8kN，基本額定靜載荷Cr0=32kN。1.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中軸承1的總支承反力為9815.40軸承2的總支承反力為7698.972.求兩軸承的軸向力Fa軸承派生軸向力Fd=efr其中，e為判斷系數，其值由的大小確定，由于現軸向力Fa未知，故先初選e=0.4，因此可估算3926.16N3079.59N軸向力1321.452934.77N因此合理1613.32N因此3926.16N2312.83N=0.1227=0.0723利用插值法得0.47,0.44。再計算：4642.49N3418.34N4642.49N3029.16N=0.1451=0.0947兩次計算的值相差不大，因此確定0.47,0.44，4642.49N，3029.16N。3.求軸承的當量動載荷P0.47=0.39<利用插值法得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承1X1=1,Y1=0對軸承2X2=1,Y2=0根據工況，查得載荷系數fP=1.2。P1=fP（X1Fr1+Y1Fa1）=11778.48NP2=fP（X2Fr2+Y2Fa2）=9238.77N4.驗算軸承壽命因P1>P2，故只需驗算1軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為10（年）×300（天）×8（小時）=24000h。=57671.77h>24000h軸承具有足夠壽命。低速軸承查滾動軸承樣本可知，軸承7215C的基本額定動載荷Cr=79.2kN，基本額定靜載荷Cr0=65.8kN。1.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中A點總支反力7711.33NB點總支反力5232.95N。2.求兩軸承的軸向力Fa軸承派生軸向力Fd=efr其中，e為判斷系數，其值由的大小確定，由于現軸向力Fa未知，故先初選e=0.4，因此可估算3084.53N2093.18N軸向力2934.77N因此5027.95N2093.18N=0.0764=0.0318利用插值法得0.448,0.404。再計算：3454.68N2114.11N5048.88N2114.11N=0.0767=0.0321兩次計算的值相差不大，因此確定0.448,0.404，5048.88N，2114.11N。3.求軸承的當量動載荷P0.65>0.404=利用插值法得徑向載荷系數和軸向載荷系數為