二级圆柱齿轮减速器设计说明书(优秀).doc

机械设计 课程设计 任务书 设计任务 ：螺旋运输机两级斜齿轮圆柱齿轮减速箱传动方案。1、电动机 2、 皮带轮（小） 3、 大带轮 4 、皮带 5、减速箱 6高速级齿轮传动 7 低速级齿轮传动 8 联轴器 9 圆锥齿轮传动 10 螺旋运输机原始数据1 螺旋运输机上圆周力P=4000N2 螺旋运输机上圆周速度V=0.8m/s3 螺旋运输机直径 D=250mm4 圆锥齿轮传动比 i=1：15 工作年限为五年（每年按300天计算），两班制生产，每班工作八小时，运输机工作平稳转向不变。6 批量生产。目 录设计任务书第一章 减速箱传动方案的拟定及说明一、工作机器特征的分析二、传动方案的拟定第二章 运动参数计算一、电机的选择 二、传动比的分配 三、运动参数的计算第三章 各传动零件的设计计算一、 皮带轮的设计计算二、 皮带轮结构设计三、 齿轮的设计 四、 各轴的设计 五、 轴承的选择与校核 六、 键的选择与校核第四章 减速箱的箱体设计第五章 减速器的润滑第六章 减速箱的附件第七章 设计小结附录附表一 减速箱中的标准件附表二 减速箱中的非标准件附表三 箱体的结构图附表四 参考文献第一章 减速箱传动方案的拟定及说明一 、工作机器特征的分析 由设计任务书可知：该减速箱用于螺旋运输机，工作速度不高（V=0.8m/s）,圆周力不大(P=4000N),因而传递的功率也不会太大.由于工作运输机工作平稳,转向不变,使用寿命不长(5年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。二、传动方案的拟定及说明 根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如下：优点： (1)、电动机与减速器是通过皮带进行传动的，在同样的张紧力下，三角皮带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且三角皮带允许的中心中距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级（高速级）采用三角皮带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。（2）、斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。（3）、高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。缺点：（1）、皮带传动稳定性不够好，不能保证精确的传动比，外廓尺寸较大。（2）、齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦。综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动方案是可行的。 第二章 运动参数计算一、 电机的选择1、选择电机型号：按设计任务书要求，螺旋运输机是运送粉粒状物质，工作过程平稳，转向不变，故宜采用防尘的电机。根据【1】*表12-1介绍，J02型电机为封闭扇风自冷式鼠笼转子三相异步电动机。该型号电机可以直接接入三相交流电网，寿命长，运转平稳，使用维修方便，而且体积小，重量轻，价格便宜，能防止灰尘侵入电机内部，适用于灰尘多，工作环境不太好的场合，故选用J02型电动机为原动机。2、电动机功率的确定由于该电动机按工作机的要求须长期连续运转，载荷变化小，在常温下工作，故按电动机的额定功率等于或略大于所需功率来选择电动机。、工作机构所需的功率Nw 由【4】*（2-1）式 Nw= (kw) Nw=3.2 kw Nw=3.2 kw 、电动机及工作机的总效率：=皮.轴承.齿.锥.联.滑.减速器由【1】*表13-2查得皮=0.96 (三角皮带传动)轴承=0.98 (滚动轴承) 齿=0.97 (斜齿圆柱齿轮锥=0.92 (一对开式)联=0.99 (联轴器)滑=0.97 (润滑正常)减速器=0.95 (双级圆柱齿轮减速器)故=0.96×0.98×0.97×0.99×0.92×0.97×0.95 =0.71 =0.71、电动机所需的功率Nm由【4】*（2-3）Nm=K K：过载系数，按说明书书要求取K=1.2 则：Nm =1.2×=5.41KW按Nm> Nm的原则，由【1】*表12-2 取Nm=5.5Kw Nm=5.5Kw一般地最常用、市场上供应最多的是周期转速为1500r/min的电动机，故在满足额定功率的情况下优先选用之。电动机选择结果如下：型号额定功率满载转速起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩重量JO2-42-45.5kw1440r.p.m1.82.074kg、电动机的重要数据如下表：由【1】*表12-3查得安装尺寸ABCD（gc）EF(jz)GHK2161788932801026.813213外形尺寸bB1b2HL1Lh1b32752101403155052501855、所选电机外形、传动比的分配1、 分配原则、各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。、使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸。、使二级齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等，以利实现油池润滑。、 使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例。设计内容计算及说明结果2、计算总传动比i由【4】* (2-4) 式i=n电：电动机的转速Nw：工作机构的转速.i=23.55i=23.553、分配各级传动比：4、检验由【4】*表2-1,可知i皮=24考虑到传动大则皮带轮大轮与小轮直径相差较大,小皮带包角小,故取i皮=2 由【4】*(2-6)式 if=1.3isif-减速器高速级传动比is-减速器低速级传动比 i= i皮×if×is×i锥 = i皮×1.3×is2×i锥 is=3则 if =3.9i实=2×3.9×3×1=23.4i=23.55 i=0.00640.64%并且，所求Is、If均在斜齿圆柱齿轮许可的范围i之内。i皮=2is=3if =3.9合理 三、运动参数的计算由于减速器是通用减速器，大批量生产。各零件的承载能力与电动机承载能力相对应。因此以电动机的额定功率作为设计功率来计算。N, N,N_分别表示、轴输入功率（Kw） n,n,n分别表示、轴的转速（r/min） T,T,T分别表示、轴的扭矩（Nm）根据【4】* （211）式N=Nm皮=5.5×0.96=5.28 KwN=N×滚×齿=5.5×0.96×0.98×0.97=5.02 kwN=N×滚×齿=5.02×0.98×0.97=4.77 Kw由【4】*（2-10）式n=720r/minn=184.6185 r/minn= =1440/23.4=62 r/min由【4】*(2-12)式T=9550×N/n=9550×5.28/72070N.mT=9550×N/n=9550×5.02/185260N.mT=9550×N/n=9550×4.77/62735 N.m轴号转速( r/min) 功率(KW) 扭矩(N.m)7205.28701855.02260624.77735第三章 各传动零件的设计计算一、皮带轮的设计计算.根据【3】*§12-3 P356P360所列计算步骤及参考P360例题作如下设计：设计内容计算与说明结果1、确定计算功率Nca.Nca=Kw.Nm Kw工作情况系数 由【3】*表12-4得Kw=1.1Nca=KwNm =1.1×5.5=6.05 KwNca=6.05kw 2、选择皮带型号根据Nca及主动轮转速 ，由 【3】*图12-9 查得：皮带轮型号为A型A型3、确定带轮的计算直径D1和D2确定主动轮的直径D1验算V确定大带轮的直径D2 确定中心距a和皮带长度 验算主动轮上的包角a1验算µ（绕转次数）确定皮带的根数计算皮带轮的拉力S0计算皮带传动作用在轴上的压力根据D1Dmin的原则，由【3】*表12-5查得： D1=100mmV=7.54m/s根据【3】*§12-3推荐V=1020m/s。V过少，D1就小，将使所需的有效圆周力P过大，所需皮带根 过多，故将D1取为D1=140mm这时V=10.55m/s适合书推荐要求，且：VVmax=25m/s D2=i皮×D1 =2×140=280mma0a2a0理论中心距K a中心距计算系数由【3】表达126查得K a=1.08a0=1.08×280=320.4mm 由【3】(1220)式L02a0 (D2D1) =3×302.4(280140)=1280.4mm 由【3】表122查得,对应的标准长度L和公称长度LiL=1275mm, Li=1250mm aa0=302.4 300mm amin=a0.015L =3000.015×1275 =280.875mm281mmamax=a0.03L=3000.03×1275=338.3mma1=180×160°=180×160 =152°120°由【3】*公式（12-23）得 = = 8.27-1max max=20-1由【3】*（12-24）式=K:考虑包角不同时的影响系数由【3】*表12-7，并用插入法求得K=0.95×(0.95-0.92)=0.926KL：考虑皮带长度不同时的影响系数，即长度系数由【3】*表12-8，KL=0.93又：Ne=（NO+NO）：考虑皮带材质情况的材质系数，因为一般用途的传动机构中，多用棉线绳结构的皮带，取=0.75No：单根皮带的许用功率。查【3】*表12-3 ， 并用插入法V=10.55S-1在10与11之间，No=2.15=2.08kwN0：计入传动比的影响时，单根皮带所传递的功率增量。N0=Kb n1(11/ki) kwkb:考虑不同型号皮带的挠性不同对弯曲时的影响系数,即弯曲时的影响系数。由3* 表12-9·查得：Kb =1·03×10-3n1 主动轮转速 1440r/minki  传动比影响系数由3*表12-10 ki =1.12Ne=kb·n1(11/ki)=1.03×10-3×1440(11/1.12)=0.1589 kw故Ne=(N0+N0) =0.75(2.0825+0.1589)=1.68kwZ=4（根）由3 * (12-25) S0=15.6G由3 *表12-11 取G=10N S0=156N=2ZSOsin12 =2×4×156×sin76o=1211NV=7.54m/sD1=140mm 合格D2=280mma0=320.4mmL0=1280.4mmL=1275mmLi=1250mma=300mma1=152°合格Ne=1.68kwZ=4根S0=156NQ=1211N 二、皮带轮结构设计1、对三角皮带带轮设计的要求：、重量轻；、结构工艺性好，无过大铸造内应力，便于制造；、质量分布均匀；、轮槽工作面要精细加工56，以减少皮带的磨损；、应保证一定的几何尺寸精度，以使载荷分布均匀；、要有足够的强度和刚度；、尽可能的从经济角度加以考虑。2、皮带轮的材料 根据V=10.55ms30ms ,考虑到加工方便及经济性的原则，采用HT15-30的铸铁带轮。3、结构尺寸的设计 、轮槽的设计对与A型皮带由【3】*表12-12查得有关参数 M f T s b B=34 12.5 3.5 16 10 11 6 68b=17 B=（Z-1）t+2s=（4-1）×16+2×10=68mm、小带轮的设计D1=140mm3d，d为电机轴的直径=32mm，3d=96mm，且D1300mm，故采用腹板式。考虑到D1与3d较接近，为方便制造，腹板上不开孔。a)、有关结构尺寸确定：由【3】*表达式12-13得：d1=1.8d=1.8×32=58mmD1=D22(mf)=1402×62(12.53.5)=110mmDw=D2f=1402×3.5=147mmL=2d=2×32=64mmb)、结构图如下：、大带轮的设计 D2=280mm300mm， 故采用腹板式。又：D1d1=25058=192100 ，故在腹板上开4孔，a）、有关结构尺寸如下：d=32mm; 第I轴直径d1=1.8×32=58mmD0=0.5（D1d1）=0.5（25058）=154mmD1=2802×62×（12.53.5）=250mmd0=0.25（2803058）=48mmL=2d=32×2=64mmDw=D2f=2807=287mmb)、结构图如下：三、齿轮的设计1、齿轮传动设计总体原则及分析：根据如下（设计说明书所给的传动方案） 轴上作用着一对齿轮，为了减小轴所受的轴向力，应使轴轴向力方向相反，由于轴的Z4齿轮受力方向应与圆锥齿轮受力相反，故Z4应为右旋；同理，Z3应为左旋，Z2应为左旋，Z1为右旋。 高速级齿轮的转速较高，为改善接触条件及使受力均布，高速级齿轮Z1、Z2的螺旋角应大于低速级齿轮的螺旋角。 为满足设计任务书之传动平稳的要求，齿轮的模数应取较小值，而适当增大齿轮的齿数，这样就能减小运动过程中的噪声、振动，使运转平稳。2、高速级齿轮设计计算已知：n=720r/min，if=3.9,N=5.28Kw,Lh=5×300×2×8=24000h、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按设计任务书给定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择8级精度。工作机运转过程中受力不大，故选45钢，便于制造，且价格较便宜，经一定的热处理后，综合性能均能满足要求。小齿轮45钢调质，HB1=270（由【3】*表8-16查得）大齿轮45钢常化，HB2=200（由【3】*表8-16查得）大小齿轮齿面的硬度差为270200=70，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。齿数：取小齿轮齿数Z1=23；则大齿轮齿数Z2=3.9×23=89.790.齿面硬度HB350的闭式齿轮传动中，据【3】*P183的设计准则，通常齿轮都是首先出现点蚀破坏，所以应按接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核，最后作齿轮的结构设计。、螺旋角的确定：据【3】*P238推荐=7°15°，取=13°5，小齿轮Z1右旋，大齿轮Z2左旋。、按齿面接触疲劳强度设计由【3】*表8-17中公式d1t=A、 确定公式内的各计算数据a)、试选Kt=1.3；b)、T1=70Nm=7×104Nmm；c)、由【3】*表8-15选取d=1；d)、由H=KNHH0 ，【3】*式（8-41b）计算许用应力。由【3】*图8-68查得H01=550N/mm2。H02=450N/mm2。由【3】*（8-42）式：N=60njLh，其中n1=720r/min ， j=1 ， Lh=24000h ，n2=185r/min。N1=60×720×1×2400=1.04×109 次，N2=60×185×1×24000=0.27×109次。由图8-69查得KNH1=1，KNH2=1.1H1=550N/mm2，H2=1.1×450=495N/mm2，=522.5n/mm2。e)、计算Z=ZHZUZZE由【3】*图8-65查得：轮齿区域系数ZH=2.44由【3】*P249经验决定，计入重叠系数影响的系数。Z在0.780.85之间，取Z=0.8由【3】*图8-64查得：齿数比系数ZU=1.14由【3】*表8-14查得：弹性影响系数ZE=189.8 Z=2.44×1.44×189.8×0.8=422.4B、 设计计算a)、试算d1td1t=49.2mmb)、计算圆周速度V=1.85m/sc)、求载荷系数K：K=KV·KW·K根据=0.57m/s由【3】*图（8-56a）查得KV=1.03,由【3】*表8-12查得KW=1；由表8-13查得K=1.15 K=1.03×1×1.15=1.1845d)、试选的Kt值与实际的K值相差较大，应校正所得分度圆直径。由式（8-43）得d1=d1t=49.247.7mme)、计算模数mn=2mmmn与标准值相符。由前有关计算知：Z1=23， mn=2mmZ2=90, d1=47.7mmf)、按标准模数计算分度圆直径： d1=47.22mmd2=184.78mmg)、计算中心距a=116mmb=dd1=1×47.22=47.22圆整该数值，并取b=50mm b=B2=50mmB1=55mm、校核齿根弯曲疲劳强度：由【3】*表8-17查得校核公式为b=YYsaYLbFt=2965NZV1=24.88齿ZV2=97,4齿由【3】*图8-61查得齿形系数Y1=2.62,Y2=2.17由【3】*图8-62查得：应力校正系数Ysa1=1.65Ysa2=1.87由表8-17查得接触线系数YL=0.55由【3】*（8-41）a式，b=KNbb0由图8-67查得弯曲寿命系数KNbKNb1=KNb2=1由【3】*图（8-66）查得b1=420N/mm2,b2=380N/mm2校核计算由【3】*式（8-89）b=YYsaYLb b1=×2.62×1.65×0.55=83.5N/mm2b1=420N/mm2b2=b1×=83.5×=78.4N/mm2 b2=380N/mm2故所设计齿轮合格。、结构设计A、小齿轮结构设计由【3】*§8-27推荐，当齿根圆到键槽顶部e2mt时，宜将齿轮做成齿轮轴， mt=2.05mm e2×2.053=4.1由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴d=47,而小齿轮的齿根圆dfdf=d12hf=d12hatmt2c*mt=d12(h*anc*n)mn=47.222×(10.25)×2=42.22mm。显然e2mt故需做成齿轮轴。其结构见轴的结构图。B、对于大齿轮：由【3】*§8-27推荐：当da500mm时，采用腹板式结构。有关参数：da=d22h*amn=184.782×2=188.78mmD4=d=47mm,d为轴安装大齿轮处的轴径。D3=1.6D4=75.2mm76mmD0=da10mn=188.7810×2=168.78mm170mm。为满足强度，取D0=160mm。D2=0.35(D0D3)=0.35(16076)32mm。D1=118mmC=0.25（B2）=0.25×50=12.5mm ，取C=12mmn=0.5mm=0.5×1.5=0.75mm1mmr=5mm。高速级大齿轮结构图如下：3、低速级齿轮传动已知：n=185r/min， n=62r/min， is=3，N=5.02kw, Lh=24000h,1）、选定齿轮类型、精度等级、材料齿数及螺旋角a 、根据任务书及齿轮设计总体原则，小齿轮Z3左旋，大齿轮Z4右旋。b、齿轮精度与高速级齿轮相同，为8级精度。c、材料仍为45#钢，由【3】*表8-16小齿轮调质HB3=270大齿轮常化HB4=200d、齿数：Z3=37齿，Z4=37×3=111齿e、螺旋角取=11°36.2)、按齿面接触疲劳强度设计 HB350，是软齿面接触，其破坏形式主要为点蚀，故按接触强度设计，按弯曲强度校核。由【3】*表8-17查知：d3t其中； Kt=1.3，T2=260Nm，d=1由【3】*图8-68H03=550N/mm2H04=450N/mm2(注：低速级齿轮传动设计的原理、含义与高速级相同)设计内容计算与说明结果设计计算：a）、计算d3tb）、计算圆周速度c)、求kd)、校正分度圆e)、计算模数f)、分度元直径g)、计算中心距h)、计算齿轮的工作宽度3）、校核齿轮弯曲疲劳强度a)、计算圆周力b)、确定公式中的各系数c)、计算d)、校核计算由【3】*式8-42可得：N=60njlhN3=60×185×24000=2.7×108次N4=60×62×24000=8.9×107次由【3】*图8-69查得KNH3=1.07，KNH4=1.14H3= KNH3×H03=1.07×550=588.5N/mm2H4=KNH4×H04=1.14×450=513N/mm2由【3】*P250推荐H=551N/mm2由【3】*图8-65查得：ZH=2.44ZE=189.8(由【3】*8-14)Z=0.8(由【3】*P249)Z=1.15(由【3】*图8-64)Z=2.44×1.15×189.8×0.8=426.1d3t=73.8mmV=0.17m/s根据：=0.263m/s查3*表8-12 . 得kw=1查3*表8-13. 得K=1.15 K=1.02×1×1.15=1.173=71.29mmMn=2mmd3=75.5mmd4=226.5mma=151mmb=dd3=1×75.5=75.5mm取b=B4=75mmB3=80mm据【3】*表8-17查得校核公式为 由【3】*图8-61查得： 由【3】*图8-62查得：由【3】图8-17查得：由查【3】图8-67，得由图8-67查得：故得： 由式得：=H=551N/mm2Z=426.1d3t=73.8mmV=0.17m/sd3/=71.29mmMn=2mmd3=75.5mmd4=226.5mma=151mmb=75mmB3=80mm合格4）结构设计 A、大齿轮Z4a、有关尺寸b、结构图B小齿Z3根据3*§8-27推荐（p257）当n=0.5×2=1mm r=5mm(见36页图-) 由3*§8-27 推荐（p257） 当时，可做成实心结构，故将齿轮3做成实心结构，结构图见36页(图二)四、各轴的设计（一）、各轴设计的总体思想1、 因减速器传递的功率不大，工作平稳，且无特殊要求，故各轴的材料均采用45钢，并进行调质处理，以便获得好的综合机械性能。2、在保证强度足够的情况下，应尽量使体积小，同时还应注意机器各部分的协调性。3、各轴的轴向定位长度参照3 *P616例题及各轴的位置关系和安装要求，同时参考4*表3-2，1*中有关标准件的尺寸而确定，其长度大小见各轴结构图。4、常用的联轴器中，刚性凸缘联轴器的成本低，传递扭矩大，但不能消除冲击，不能消除由于两轴倾斜或不同心而引起的不良后果，而设明书中要求工作平稳，故不宜选用。弹性圈柱销联轴器，寿命较低，且加工要求高。尼龙柱销联轴器用于起动频繁的高低速起动，制造和维修容易，结构简单，寿命长，能缓冲和减震，且可代替弹性柱销联轴器，故本减速器选用尼龙柱销联轴器。由【1】*表10-1查知：Q/ZB123-73由【1】*表10-7查得：NSSQ/EB123-735、各轴的周向定位均采用普通平键，联轴器处采用双键，单键强度不够（见后面键的校核）。6、各轴上轴承均采用向心推力球轴承，因为向心推力球轴承价格便宜，既能承受轴向力，又能承受径向力，且相对圆锥滚子轴承来说尺寸小，故轴选用：0基本游隙组，标准精度级，一对36208，d×D×B=40×80×18；轴选用36308，d×D×B=40×90×23。轴选用36211,d×D×B=55×100×21。各轴承的校核见后轴承校核部分。7、由于低速级齿轮的圆周速度V=0.7m/s2m/s，根据【4】*P20可知，溅油功用不大，润滑不理想，故应用油脂润滑。由于高速级齿轮转速较高，为了避免沿沿啮合的轮齿挤出的热油流入轴承，第轴（装有小齿轮）的轴承采用了挡油板，第、轴都有一大齿轮浸入油中，为了防止油脂的稀释，采用了油环，由于甩油环不是标准件为生产方便，把甩油环和套筒连成一体成为一个零件，此外各圆角半径均由【1】*表3-9，及【3】*P616例题知。8、各轴设计时的有关参数如下：级别齿数mnnh*a分度圆直径高速级Z1=23Z2=90213°520°1d1=47.22d2=184.78低速级Z3=37Z4=116211°3020°1d3=75.5d4=226.5P1=P2=2964NP3=P4=P1=2964=1108NPa1=Pa2=P1tg=2964×tg13°5=689NPr3=Pr4=2629N，Pa3=Pa4=1452N。（二）、轴的设计1、选材2、初步确定轴的最小直径3、轴的结构设计和分析参照【3】*P616例题，根据总体原则选用45#钢。由【3】*查表21-1得：B=650N/mm2，-1=300N/mm2,-1=155N/mm2。由【3】*式21-2dminA0(cm)查【3】*表21-2，得A0=11，故dmin11=21.4mm显然，输入轴的最小直径是安装大皮带轮处的轴径，为了使所选直径与皮带轮相适应，即协调性，考虑到电机轴径为32mm,故选取d-=32mm。（安装大皮带轮处）。参照P33页结构图，由于d-=32mm，轴承处可取35mm的内径，但考虑到大带轮较大，为使定位可靠，且不增加套筒，使轴承取40的内径，这样不会使轴径过大，又少一套筒，结构较合理，定位也可靠。B=650N/mm2，-1=300N/mm2,-1=155N/mm2。dmin=21.4mm4.皮带轮上力的分解由于电机轴与轴的安装高度不在同一轴线上，故应进行力的分解：其中H是电机轴距地面轴的高度H=132mm，32是大齿轮Z4距箱体底内的高度。tg=7为箱体底厚度。a=300mm ，为两带轮的中心距。 tg=0.0775 =4°26故Qr=Qcos4°26=0.9971×1211=1207NQ=Qsin4°26=94N5、求轴上的支反力及弯距各弯距和支反力:Ma= = =32535Nmm、垂直力：RBV=1293NRDV= RBV+Pr1-Q r =1293+1108-1207=1196N、弯距 ：Mcv=RDVl3=1196×56.5=67574Nmm、Ma=32535Nmm ， RBV=1293N，RDV=1196NMCV=67574NmmMCV=Qr(l1+l2)-Ma-RBVl2=1207(94+149)-32535-1293×149=67640NmmMBV=Qrl1=1207×94=113270Nmm。 、RBH=678NRDH=Q+RBH-Pa=94+678-2964=-2200NMBH=Ql1=8836NmmMCH=RDHl3=2200×56.5=124526Nmm、=113830Nmm=141710Nmm、按照材料力学中第三强度理论：MCA=：考虑扭矩和弯矩作用性质差异的系数。由【3】*P609，=0.59 MCC=147606NmmMCB=121090Nmm。6.初步校核 7判断危险剖面8疲劳强度的校核a、作用于剖面上的弯矩Mb、上的扭矩c、作用于剖面上的弯曲应力和剪应力对C面校核，因为C面弯矩最大由 由【3】*表21-3查得 由求得的弯矩值可知C剖面的弯矩最大，但C剖面是齿轮处，齿虽然挖进了齿内，但此轴是很宽裕选择轴径的，C处已满足强度要求故不再校核。剖面处，虽然有较大的突变，但因轴径宽裕，且只受有不大的弯矩作用，故不需校核。对于剖面，轴的突变较大，且同时受有扭矩和弯矩作用，应力集中也较大，故应对剖面作安全系数的验查，即疲劳强度的校核。抗弯剖面模数：抗扭剖面模数： 由【3】*表5-4查得 应力集中系数 由【3】*图5-8可得轴的材料的敏感系数： 合格M=141523Nmm 由【3】*式（5-20），有效应力集中系数 由【3】*图5-9得尺寸系数 由【3】*图5-10得尺寸系数按精车加工，由【3】*图5-11得：表面质量系数=0.92。轴表面未经强化处理，强化系数q=1由【3】*式（5-25）得K=（）=（=2.304K=()=()×=1.7723q=1K=2.304K=1.7723