1、第 1 页/共 43 页第 1 页/共 43 页目录第 1 部分 设计任务书 31.1 设计题目 31.2 设计步骤 3第 2 部分 传动装置总体设计方案 .32.1 传动方案 32.2 该方案的优缺点 3第 3 部分 选择电动机 43.1 电动机类型的选择 43.2 确定传动装置的效率 43.3 选择电动机容量 43.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比 .5第 4 部分 计算传动装置运动学和动力学参数 .64.1 电动机输出参数 64.2 高速轴的参数 64.3 中间轴的参数 64.4 低速轴的参数 64.5 工作机的参数 7第 5 部分 减速器高速级齿轮传动设计计算 .75.1 选定齿
2、轮类型、精度等级、材料及齿数 .75.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 75.3 确定传动尺寸 95.4 计算锥齿轮传动其它几何参数 .105.5 齿轮参数和几何尺寸总结 11第 6 部分 减速器低速级齿轮传动设计计算 .126.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 .126.2 按齿面接触疲劳强度设计 126.3 确定传动尺寸 156.4 校核齿根弯曲疲劳强度 156.5 计算齿轮传动其它几何尺寸 166.6 齿轮参数和几何尺寸总结 17第 7 部分 轴的设计 177.1 高速轴设计计算 177.2 中间轴设计计算 227.3 低速轴设计计算 27第 8 部分 滚动轴承寿命校核 328.1 高速
3、轴上的轴承校核 328.2 中间轴上的轴承校核 338.3 低速轴上的轴承校核 34第 9 部分 键联接设计计算 359.1 高速轴与联轴器键连接校核 359.2 高速轴与小锥齿轮键连接校核 .369.3 中间轴与大锥齿轮键连接校核 .36第 2 页/共 43 页第 2 页/共 43 页9.4 低速轴与低速级大齿轮键连接校核 .369.5 低速轴与联轴器键连接校核 36第 10 部分 联轴器的选择 3710.1 高速轴上联轴器 3710.2 低速轴上联轴器 37第 11 部分 减速器的密封与润滑 3811.1 减速器的密封 3811.2 齿轮的润滑 3811.3 轴承的润滑 38第 12 部分
4、 减速器附件 3812.1 油面指示器 3812.2 通气器 3912.3 放油孔及放油螺塞 3912.4 窥视孔和视孔盖 4012.5 定位销 4012.6 启盖螺钉 4012.7 螺栓及螺钉 40第 13 部分 减速器箱体主要结构尺寸 .40第 14 部分 设计小结 41第 15 部分 参考文献 41第 3 页/共 43 页第 3 页/共 43 页第 1 部分 设计任务书1.1 设计题目二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力 F=2200N，速度 v=1.1m/s，直径 D=240mm，每天工作小时数：8 小时，工作年限（寿命）： 20 年，每年工作天数：365 天，配备有三相交流电源，电压 38
5、0/220V。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.箱体结构设计第 2 部分 传动装置总体设计方案2.1 传动方案传动方案已给定，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2 该方案的优缺点二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。第 4 页/共 43 页第 4 页/共 43 页第 3 部分 选择电动机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
6、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：1=0.99滚动轴承的效率：2=0.98闭式圆柱齿轮的效率：4=0.96闭式圆锥齿轮的效率：3=0.95工作机的效率：w=0.96 =214243=0.7913.3 选择电动机容量工作机所需功率为=1000=22001.11000=2.42电动机所需额定功率:=2.420.791=3.06工作转速：=601000 =6010001.1240 =87.58经查表按推荐的合理传动比范围，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：616，因此理论传动比范围为：616 。可选择的电动机转速范围为 nd=ianw=(616)8
7、7.58=525-1401r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为： Y132M1-6 的三相异步电动机，额定功率 Pen=4kW，满载转速为 nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案 电机型号 额定功率(kW) 同步转速 满载转速第 5 页/共 43 页第 5 页/共 43 页(r/min) (r/min)1 Y160M1-8 4 750 7202 Y132M1-6 4 1000 9603 Y112M-4 4 1500 14404 Y112M-2 4 3000 2890电机主要外形尺寸中心高 外形尺寸 地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸 键部位
8、尺寸H LHD AB K DE FG132 515315 216178 12 3880 10333.4 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：=96087.58=10.961（2）分配传动装置传动比锥齿轮（高速级）传动比1=0.25=2.74则低速级的传动比为第 6 页/共 43 页第 6 页/共 43 页2=4减速器总传动比=12=10.96第 4 部分 计算传动装置运动学和动力学参数4.1 电动机输出参数0=3.060=9600=955000000=95500003.06960=30440
9、.624.2 高速轴的参数P =P0 1=3.060.99=3.03kWn =n0=960rpmT =9550000Pn =95500003.03960=30142.19Nmm4.3 中间轴的参数P =P 2 3=3.030.980.95=2.82kWn =ni1=9602.74=350.36rpmT =9550000Pn =95500002.82350.36=76866.65Nmm4.4 低速轴的参数P =P 2 4=2.820.980.96=2.65kW第 7 页/共 43 页第 7 页/共 43 页n =ni2=350.364 =87.59rpmT =9550000Pn =9550000
10、2.6587.59=288931.38Nmm4.5 工作机的参数P =P 1 2 2 w=2.650.990.980.980.96=2.42kWn =n =87.59rpmT =9550000Pn =95500002.4287.59=263854.32Nmm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/(Nmm)电机轴 960 3.06 30440.62高速轴 960 3.03 30142.19中间轴 350.36 2.82 76866.65低速轴 87.59 2.65 288931.38工作机 87.59 2.42 263854.32第 5 部分 减
11、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，选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为 =20 。（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 40Cr（表面淬火） ，齿面硬度 4855HRC，大齿轮 40Cr（表面淬火） ，齿面硬度 4855HRC（4）选小齿轮齿数 Z1=30，则大齿轮齿数 Z2=Z1i=302.74=83。第 8 页/共 43 页第 8 页/共 43 页实际传动比 i=2.7675.2 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式试算齿轮模数，即mt 3 KFtT R(10.5 R)2z21u2+1YFaYSa
12、F1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数 KFt=1.3计算 YFaYSa/F计算由分锥角 1=arctan(1)=arctan( 12.74)=20.0502 2=9020.0502=69.9498计算当量齿数1= 1cos(1)= 30cos(20.0502)=31.932= 2cos(2)= 83cos(69.9498)=241.68由图查得齿形系数YFa1=2.493， YFa2=2.112由图查得应力修正系数YSa1=1.635， YSa2=1.88由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: Flim1=620MPa、 Flim2=620MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0
13、.878， KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得1=11 =0.8786201.4 =3892=22 =0.886201.4 =390第 9 页/共 43 页第 9 页/共 43 页111 =0.01048222 =0.01018两者取较大值，所以 =0.01052）试算齿轮模数mt 3 KFtT R(10.5 R)2z21u2+1YFaYSa F =0.924mm（2）调整齿轮模数1）圆周速度 1=1=0.92430=26.941=1(10.5)=26.94(10.50.3)=22.9=1601000=22.9960601000=1.152）齿宽 bb= Rd1u2+12 =
14、0.326.942.742+12 =11.787mm3）齿高 h 及齿宽比 b/h=(2+)=2.021=11.7872.021=5.833）计算实际载荷系数 KF查图得动载系数 KV=1.073取齿间载荷分配系数：KF=1查表得齿向载荷分布系数：KH=1.274查表得齿向载荷分布系数：KF=1.054由式实际载荷系数为=1.251.07311.054=1.414第 10 页/共 43 页第 10 页/共 43 页4）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=0.92431.4141.3=0.924mm，取 m=2.5mm。5.3 确定传动尺寸（1）实际传动比=21=8330=2.
15、767（2）大端分度圆直径1=1=302.5=752=2=832.5=207.5（3）齿宽中点分度圆直径1=1(10.5)=75(10.50.3)=63.752=2(10.5)=207.5(10.50.3)=176.375（4）锥顶距为R=d12u2+1=7522.7672+1=110.33mm（5）齿宽为=0.3110.33=33.099取 b=33mm计算接触疲劳许用应力H由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： Hlim1=1100Mpa， Hlim2=1100Mpa计算应力循环次数1=60=609601836520=3.3641092=1=3.3641092.74=1.228109
16、由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.961， KHN2=0.996取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得接触疲劳许用应力第 11 页/共 43 页第 11 页/共 43 页1=11 =0.96111001 =10572=22 =0.99611001 =1096 H= 4KHT R(10.5 R)2d31uZHZE=976.77MPa H=1057MPa故接触强度足够。5.4 计算锥齿轮传动其它几何参数（1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚=2.5=(+)=3=(+)=(2+)=5.5=2=3.927（2）分锥角（由前面计算）1=19.8722=70.128（2）计算齿顶圆直径1=1+2cos
17、(1)=79.72=2+2cos(2)=209.2（3）计算齿根圆直径1=12cos(1)=69.362=22cos(2)=205.46注： an=1.0， cn=0.2（4）计算齿顶角a1=a2=atan(ha/R)=11752“（5）计算齿根角f1=f2=atan(hf/R)=13327“第 12 页/共 43 页第 12 页/共 43 页（6）计算齿顶锥角a1=1+a1=211012“a2=2+a2=712533“（7）计算齿根锥角f1=1-f1=181852“f2=2-f2=683413“5.5 齿轮参数和几何尺寸总结代号名称 计算公式 小齿轮 大齿轮模数 m m 2.5 2.5齿顶高
18、系数 ha* 1.0 1.0顶隙系数 c* 0.2 0.2齿数 z 30 83齿顶高 ha mha* 2.5 2.5齿根高 hf m(ha*+c*) 3 3分度圆直径 d d 75 207.5齿顶圆直径 da d+2ha 79.7 209.2齿根圆直径 df d-2hf 69.36 205.46分锥角 195219“ 70740“齿顶角 a atan(ha/R) 11752“ 11752“齿根角 f atan(hf/R) 13327“ 13327“第 6 部分 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 =20 ，初
19、选螺旋角=15 。（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 40Cr（调质） ，齿面硬度 217286HBS，大齿轮45（调质） ，齿面硬度 197 286HBS（4）选小齿轮齿数 Z1=29，则大齿轮齿数 Z2=Z1i=294=117。实际传动比 i=4.034第 13 页/共 43 页第 13 页/共 43 页6.2 按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t 32KHtT d u+1u (ZHZEZ Z H )21）确定公式中的各参数值试选载荷系数 KHt=1.3小齿轮传递的扭矩:=9.55106=9.551062.8235
20、0.36=76866.65查表选取齿宽系数 d=1由图查取区域系数 ZH=2.45查表得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa由式计算接触疲劳强度用重合度系数 Z =arctan(tan)=arctan(2015)=20.647 1=arccos( 11+2)=arccos( 2920.64729+2115)=28.678 2=arccos( 22+2)=arccos( 11720.647117+2115)=22.99 =1(1)+2(2)2 =29(28.67820.647)+117(22.9920.647)2=1.669 =1 =12915 =2.473取 =1Z = 4 3 (1 )
21、+ = 41.6693 (11)+ 11.669=0.774由公式可得螺旋角系数 Z。Z = cos= cos15=0.983第 14 页/共 43 页第 14 页/共 43 页计算接触疲劳许用应力H由图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1=60=60350.361836520=1.2281092=1=1.2281094 =3.069108由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.996， KHN2=1.116取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得1=11 =0.9966001 =597.62=22 =1.1165501
22、=613.8取H1 和H2 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=597.62）试算小齿轮分度圆直径d1t 32KHtT d u+1u (ZHZEZ Z H )2=321.376866.651 4+14 (2.45189.80.7740.983597.6 )2=44.406mm（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。圆周速度 =1601000=44.406350.36601000 =0.814齿宽 b=1=144.406=44.4062）计算实际载荷系数 KH查表得使用系数 KA=1.25查图得动载系数 Kv=1.066齿轮的圆周力。第 15 页/共 43 页第 15
23、 页/共 43 页=21=276866.6544.406=3462=1.25346244.406=97100查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4查表得齿向载荷分布系数：KH=1.418实际载荷系数为=1.251.0661.41.418=2.6453）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=44.40632.6451.3=56.269mm4）确定模数mn=d1cosz1 =56.269cos1529 =1.874mm，取 mn=2mm。6.3 确定传动尺寸（1）计算中心距a=(z1+z2)mn2cos =151.15mm，圆整为 151mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =ac
24、os(1+2)2 )=14.7931=144735“（3）计算小、大齿轮的分度圆直径1=1=59.9882=2=242.022（4）计算齿宽=1=59.99取 B1=65mm B2=60mm第 16 页/共 43 页第 16 页/共 43 页6.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 F=2KTYFaYSaY Y cos2 dm3z21 F1） K、T、mn 和 d1 同前齿宽 b=b2=60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：1= 1cos3= 29cos314.7931=32.086大齿轮当量齿数：2= 2cos3= 117cos314.7931=
25、129.45查表得：YFa1=2.489， YFa2=2.156YSa1=1.636， YSa2=1.814查图得重合度系数 Y=0.673查图得螺旋角系数 Y=0.875查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: Flim1=500MPa、 Flim2=380MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.88， KFN2=0.917取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得许用弯曲应力1=11 =0.885001.4 =314.292=22 =0.9173801.4 =248.9齿根弯曲疲劳强度校核 1=211cos2321 =89.231 1第 17 页/共 43 页第 17 页/共 43 页 2=
26、222cos2321 =85.7 2 2=12211=85.72=248.9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。6.5 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=2=(+)=2.5=(+)=(2+)=4.5（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径1=1+2=63.992=2+2=246.02（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径1=12=54.992=22=237.02注： an=1.0， cn=0.256.6 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 n 20 20法面齿顶高系数 ha* 1.0 1.0法面
27、顶隙系数 c* 0.25 0.25螺旋角 左 144735“ 右 144735“齿数 z 29 117齿顶高 ha 2 2齿根高 hf 2.5 2.5分度圆直径 d 59.988 242.022第 18 页/共 43 页第 18 页/共 43 页齿顶圆直径 da 63.99 246.02齿根圆直径 df 54.99 237.02齿宽 B 65 60中心距 a 151 151第 7 部分 轴的设计7.1 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=960r/min；功率 P=3.03kW；轴所传递的转矩 T=30142.19Nmm2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用 45 调质
28、，许用弯曲应力为=60MPa3.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=11233.03960=16.43mm由于最小轴段截面上要开 1 个键槽，故将轴径增大 5%=(1+0.05)16.43=17.25查表可知标准轴孔直径为 30mm 故取 dmin=304.确定各轴段的直径和长度。第 19 页/共 43 页第 19 页/共 43 页(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 = KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取
29、KA = 1.3，则:=39.18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 LX3 型联轴器。半联轴器的孔径为 30mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。选用普通平键，A 型键，bh = 87mm(GB T 1096-2003)，键长 L=63mm。(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，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d23 = 35 mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承 30208，其尺寸为 dDT = 408019mm，故 d34 = d56 = 40 mm。由手册上查得 30208 型轴
30、承的定位轴肩高度 h =17.5mm，则 d45=35mm。(3)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，则23=+12+=2+12+12+24=50 (4)取小齿轮距箱体内壁之距离 1 =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 ，取 =10mm，小齿轮轮毂宽度 L=42mm，则34=19 56=2=16 67=+1+1=10+10+42+1= 63 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。第 20 页/共 43 页第 20 页/共 43 页轴段 1 2 3 4 5 6直径 30 3
31、5 40 45 40 35长度 80 50 19 81 16 635.轴的受力分析第一段轴中点到轴承中点距离 l1=99.5mm，轴承中点到齿轮中点距离 l2=99mm，齿轮受力中点到轴承中点距离 l3=55.5mm计算支承反力 在水平平面上为1=131122 =94655.511763.75299 =143.972=1+1=324+(143.97)=467.97在垂直平面上为1=132 =94655.599 =530.332=1+1=946+530.33=1476.33轴承 1 的总支承反力为FN1= F2NH1+F2NV1= (143.97)2+(530.33)2=549.52N轴承 2
32、的总支承反力为FN2= F2NH2+F2NV2= (467.97)2+(1476.33)2=1548.72N(1)计算弯矩在水平面上，a-a 剖面为=12=(143.97)99=14253.03b-b 剖面左侧为=112 =11763.752 =3729.38在垂直平面上为=12=530.3399=52502.67=0合成弯矩a-a 剖面为第 21 页/共 43 页第 21 页/共 43 页Ma= M2aH+M2aV= (14253.03)2+(52502.67)2=54402.93Nmmb-b 剖面左侧为Mb= M2bH+M2bV= (3729.38)2+(0)2=3729.38Nmm(2)
33、转矩 1=30142.19第 22 页/共 43 页第 22 页/共 43 页1 2MaHMbHMaVMbVMaMbT1T FNH1FNV1Ft1Fa1Fr1FNH2FNV2TMMVMH第 23 页/共 43 页第 23 页/共 43 页6.校核轴的强度因 a-a 弯矩大，且作用有转矩，故 a-a 为危险剖面其抗弯截面系数为=332=8941.643抗扭截面系数为=316=17883.283最大弯曲应力为 =6.08剪切应力为 =1.69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 ca= 2+4( )2=6.41MPa查表得 45
34、 调质处理，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。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=350.36r/min；功率 P=2.82kW；轴所传递的转矩 T=76866.65Nmm2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用 40Cr 调质，许用弯曲应力为=70MPa3.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=11532.82350.36=23.05mm由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径 dmin=40mm4.确定轴的直径和长度第
35、24 页/共 43 页第 24 页/共 43 页(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，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dmin = 23.05 mm，由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承 30208，其尺寸为 dDT = 408019mm，故 d12 = d56 = 40 mm。(2)取安装大齿轮处的轴段的直径 d45 = 47 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用定距环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度 b2 = 40 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l45 = 38 mm。齿轮的左端采用轴
36、肩定位，轴肩高度 h = (23)R，由轴径d45 = 47 mm 查表，取 h = 5 mm，则轴环处的直径 d34 = 57 mm。轴环宽度 b1.4h，取 l34 = 25 mm。(3)左端滚动轴承采用定距环进行轴向定位。(4)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。已知低速小齿轮的轮毂宽度为 b3= 65mm，则 l23 =b3 65 mm，d23=d3=59.988mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为 b2=40mm，为了使定距环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取 l45=38mm，d45=47mm 。(5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距
37、离 1 =10 mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm，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 = 5 mm，则12=+1+2=19+5+10+2= 34 56=+1=19+5+10= 36 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。第 25 页/共 43 页第 25 页/共 43 页轴段 1 2 3 4 5直径 40 63.99 57 47 40长度 34 65 24.6 38.4 365.轴的受力分析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）3=23=276866.6559.988=2
38、562.734低速级小齿轮所受的径向力3=3=2562.734 2014.7931=964.205低速级小齿轮所受的轴向力3=3=2562.73414.7931=677轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离 l1=57.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离 l2=76.3mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离 l3=46.2mm计算支承反力 在水平面上为1=3(2+3)23+222 +3321+2+3 =964.205(76.3+46.2)10846.2+298176.3752 +67759.988257.5+76.3+46.2=887.292=312=964.205887.29108
39、=31.08式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为1=3(2+3)+231+ 2+ 3 =2562.734 (76.3 +46.2)+ 87246.257.5+76.3+46.2 =1967.92=3+21=2562.734+8721967.9=1466.83轴承 1 的总支承反力为FN1= F2NH1+F2NV1= 887.292+1967.92=2158.68N轴承 2 的总支承反力为FN2= F2NH2+F2NV2= 31.082+1466.832=1467.16N第 26 页/共 43 页第 26 页/共 43 页(1)计算弯矩在水平面上，a-a 剖面左侧为=11=887.2
40、957.5=51019.18a-a 剖面右侧为=+332=51019.18+67759.9882=30713.24b-b 剖面右侧为=2 3=31.0846.2=1435.9=222 =1435.9298176.3752=1435.9在垂直平面上为=11=1967.957.5=113154.25=23=1466.8346.2=67767.55合成弯矩，a-a 剖面左侧为Ma= M2aH+M2aV= 51019.182+113154.252=124124.3Nmma-a 剖面右侧为Ma= M2aH+M2aV= 30713.242+113154.252=117248.4Nmmb-b 剖面左侧为Mb= M2bH+M2bV= 24843.982+67767.552=72178Nmmb-b 剖面右侧为Mb= M2bH+M2bV= 1435.92+67767.552=67782.76Nmm(2)转矩 2=76866.65第 27 页/共 43
