同轴式二级直齿圆柱减速器设计(参数T=370_v=0.75_D=330_16X300X8).docx

减速器设计说明书目录第一节设计任务书错误!未定义书签。1.l设计题目错误!未定义书签。1.2设计步骤错误!未定义书签。第二节传动装置总体设计方案错误!未定义书签。2.1传动方案错误!未定义书签。第三节选择电动机错误!未定义书签。3.1 电动机类型的选择错误!未定义书签。3.2 确定传动装置的效率错误!未定义书签。3.3 选择电动机容量错误!未定义书签。3.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比错误!未定义书签。3.5 动力学参数计算错误!未定义书签。第四节减速器低速级齿轮传动设计计算错误!未定义书签。4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数错误!未定义书签。4.2 按齿面接触疲劳强度设计错误!未定义书签。4.3 确定传动尺寸错误!未定义书签。4.4 校核齿根弯曲疲劳强度错误!未定义书签。4.5 计算齿轮传动其它几何尺寸错误!未定义书签。第五节减速器高速级齿轮传动设计计算错误!未定义书签。5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数错误!未定义书签。5.2 按齿面接触疲劳强度设计错误!未定义书签。5.3 确定传动尺寸错误!未定义书签。5.4 校核齿根弯曲疲劳强度错误!未定义书签。5.5 计算齿轮传动其它几何尺寸错误!未定义书签。第六节轴的设计计算错误!未定义书签。6.1 输入轴设计计算错误!未定义书签。6.2 中间轴设计计算错误!未定义书签。6.3 输出轴设计计算错误!未定义书签。第七节轴承寿命计算错误!未定义书签。7.1 输入轴轴承错误!未定义书签。7.2 中间轴轴承错误!未定义书签。7.3 输出轴轴承错误!未定义书签。第八节键的计算错误!未定义书签。8.1 输入轴与联轴器键连接校核错误!未定义书签。8.2 输入轴与小齿轮键连接校核错误!未定义书签。8.3 中间轴与低速级小齿轮键连接校核错误!未定义书签。8.4 中间轴与高速级大齿轮键连接校核错误!未定义书签。8.5 输出轴与低速级大齿轮键连接校核错误!未定义书签。8.6 输出轴与联轴器键连接校核错误!未定义书签。第九节联轴器选型错误!未定义书签。9.1 输入轴上联轴器错误!未定义书签。9.2 输出轴上联轴器错误!未定义书签。第十节减速器的密封与润滑错误!未定义书签。10.1 减速器的密封错误!未定义书签。10.2 齿轮的润滑错误!未定义书签。10.3 轴承的润滑错误!未定义书签。第十一节减速器附件错误!未定义书签。11.1 油面指示器错误!未定义书签。11.2 通气器错误!未定义书签。11.3 放油塞错误!未定义书签。11.4 窥视孔盖错误!未定义书签。11.5 定位销错误!未定义书签。11.6 起盖螺钉错误!未定义书签。11.7 起吊装置错误!未定义书签。第十二节减速器箱体主要结构尺寸错误!未定义书签。第十三节设计小结错误!未定义书签。第一节设计任务书1.l设计题目同轴式二级直齿圆柱减速器，扭矩T=370Nm,速度v=O.75ms,直径D=330mm,每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：8年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。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IL箱体结构设计第二节传动装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，减速器为同轴式二级圆柱齿轮减速器。1）该方案的优缺点同轴式二级圆柱齿轮减速器长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，两极大齿轮直径接近，有利于沁油润滑。轴线可以水平，上下或铅垂布置。第三节选择电动机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：H2=0.99闭式圆柱齿轮的效率：H3=0.98工作机的效率：nw=0.9623 n 32 n 21 nw=0.992×0.993X0.982X0.96=0.8773.3 选择电动机谷量工作机所需功率为2TwV2×370×0.75PW=1.68kW电动机所需额定功率：RV1.68IPd=1.92kWd110.877工作机轴转速：60X1000V60×1000X0.75/nw=43.4Ir/minD11×330查表课程设计手册，使用推荐的传动比范围，同轴式二级齿轮减速器传动比范围为：840,所以合理的总传动比范围为：840。可选择的电动机转速范围为nd=iaXnw=(84O)×43.41=347-1736rmin<>进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y112M-6的三相异步电动机，额定功率Pen=2.2kW,满载转速为nm=940rmin,同步转速为nt=lOOOr/min。表3-1电机选择方案对比方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1132S-82.27507102Y1I2M-62.210009403Y100LI-42.2150014304Y90L-22.230002840图3-1电机尺寸表3-2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HLXHDAXBKDXEFXG112400X265190X1401228×608×243.4 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:.11mIa= w94043.41=21.654（2）分配传动装置传动比高速级传动比h=-ia=4.65则低速级的传动比为i2=4.66减速器总传动比ib=i1i2=21.6693.5 动力学参数计算3.5.1 计算各轴转速输入轴：n1=nm=940.00rmin中间轴：n2=7TF=202.15r/min4.65.z.,n2202.15/输出轴：n3=.rr=43.38rz/minI24.66工作机轴：n4=n3=43.38rzmin3.5.2 计算各轴输入功率输入轴：PI=PdHi=1.92X0.99=1.90kW中间轴：P2=P1n2n3=19X0.99X0.98=1.84kW输出轴：I=P22n3=184X0.99X0.98=1.79kW工作机轴：P4=P3n211Qw=1.79X0.99X0.99X0.96=1.68kW3.5.3 计算各轴输入转矩,Pd1.92电机轴：Td=9550000X-=9550000×=1950638Nmm输入轴：T1=Td111=19506.38×0.99=19311.32N-mm中间轴：T2=T1i13H2=19311.32×4.65×0.98×0.99=87121.67N-mm输出轴：T3=T2i2Q3112=87121.67×4.66×0.98×0.99=393888.57Nmm工作机轴：T4=T3H1w2=393888.57×0.99×0.96×0.99=370608.18N-mm各轴转速、功率和转矩列于下表表3-3各轴动力学参数表轴名输入功率输出功率输入转矩输出转矩转速运行比i效率nZkWZkW/Nmm/Nmmn(rmin)电机轴1.921.9219506.3819506.389401输入轴1.91.8819311.3219118.219404.650.99中间轴1.841.8287121.6786250.45202.154.660.98输出轴1.791.77393888.57389949.6843.3810.98工作机轴1.681.61370608.18370608.1843.380.99第四节减速器低速级齿轮传动设计计算4.1 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），硬度为280HBS,大齿轮45（调质），硬度为240HBS4）选小齿轮齿数zl=32,则大齿轮齿数z2=zl×i=32×4.66=149o4.2 按齿面接触疲劳强度设计1）由式（IO-II）试算小齿轮分度圆直径，即32K11tTu+1/ZhZeZc心Jk丁RT2）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=87121.67Nmm由表10-7选取齿宽系数6d=l由图10-20查得区域系数ZH=2.49由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8JMPa。由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数ZeoZz1 × cos arccos - Zi ÷ 2h*n )/32 × cos 20° arccos - 32 + 2 X 1=27.82° a2 = arccosZ2 × cos Z2 + 2ha=arccos149 × cos 20°149 + 2 × 1=21.99°z1(tanaltanf)+z2(tana2tan,)232X(tan27.82°-tan20o)+149×(tan21.99o-tan20o)=1.7824-1.78=086计算接触疲劳许用应力。H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为°Hiimi=600MPa，°Hiim2=550MPa由式(IO-15)计算应力循环次数：4.658 × IO8-466-Nli=60njLh=60×202.15×1×16×300×8=4.658×IO8=9.995XIO7由图10-23查取接触疲劳系数KHNl=°94,Khn2=°96取失效概率为1%,安全系数S=I,得°H1° Hliml KHNl600 X 0.94 =564MPar口Hlim2Khn2550X0.96。HJ2=528MPaSH1取。田1和。印2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=528MPa3）试算小齿轮分度圆直径2.49 × 189.8 X 0.862528)=54.631mm32×1.3×87121.67-3+11r4.2.1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V dlt n nx 54.631 X 202.1560 × IOOO60 × IOOO=0.58m s齿宽bb = cj dlt = 1 × 54.631 = 54.631mm2）计算实际载荷系数KH。由表10-2查得使用系数KA=I.25根据v=0.58m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数KV=LO4 齿轮的圆周力。KA X Ftb= 1.25X3189.46/54.631 =73Nmm< 100Nmm查表10-3得齿间载荷分配系数KH =1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数 KH=1.312由此，得到实际载荷系数Kh = Ka Kv Kh K14fi = 1.25 X 1.04 X 1.2 X 1.312 = 2.047 11C V P3）由式（IO-12）,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径di = dlt=54.631 × JHt=63.557mm4）确定模数d163.5571.99mm,®m=2mm。4.3 确定传动尺寸431计算中心距m、2,、a=y(z1+z2)=-(32+149)=181mm4.3.2 计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=32×2=64.00mmd2=z2m=149×2=298.00mm4.3.3 计算齿宽b=dd1=64mm取B1=70mmB2=65mm4.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2KfTYFaYsaYE0F=7：Zfcjm3ZjI)T、m和dl同前齿宽b=b2=65齿形系数YFa和应力修正系数YSa：由图10-17查得齿形系数YFal=2.49,YFa2=2.14由图10-18查得应力修正系数Vsai=1.64,Ysa2=1.83试选KFt=1.3由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y£。Y6=0.2540.750.75°25+=0.6721.779d1n×64×202.15/V=0.677ms60×100O60×100O3）宽高比b/hh=(2ha*+c*)×m=(2×1÷0.25)×2=4.5mm65=14.4444.5根据v=0.677ms,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=I.04查表10-3得齿间载荷分配系数KFa=1.2由表10-4查得KHB=L316,结合bh=654.5=l4.444查图10/3,得KFB=LO61。则载荷系数为KF=KaKvKFaKFB=125X1.04X1.2X1.061=1.655由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为。Fiimi=500MPa、。Flim2=380MPa由图10-22查取弯曲疲劳系数KFNl=092,Kfnz=°93取弯曲疲劳安全系数S=1.25,由式(IO-14)得0 Fl=° FIiml KFNlS500 X 0.92-L25-=368MPa。F2=° FIim2 Kfn2S380 X 0.93-L25-=282.72MPa齿根弯曲疲劳强度校核2% T YFaI YSal YCFI d m3 Zi2 × 1.655 × 87121.67 × 2.49 × 1.64 × 0.6721 × 23 × 322=96.6MPa< °F F2 =2kf T YFa2 Ysa2 YE 2 × 1.655 X 87121.67 × 2.14 × 1.83 × 0.672d m3 Zi1 × 23 × 322=92.64MPa<°F2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。4）齿轮的圆周速度d1n×64×202.15/V=0.677ms60×100O60X100O选用7级精度是合适的主要设计结论齿数zl=32,z2=149,模数m=2mm,压力角=20°,中心距a=181mm,齿宽Bl=70mm、B2=654.5 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=2×1=2mmhf=m(hgn÷c11)=2×(1+0.25)=2.5mmh=ha+hf=m(2ha11÷c11)=4.5mm2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径dal=d1+2ha=64+2×2=68.00mmda2=d2+2ha=298+2×2=302.00mm3)计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=d12hf=642×2.5=59.00mmdf2=d22hf=2982×2.5=293.00mm注：h；n=1.0,c；=0.254.5.2 齿轮参数和几何尺寸总结表4-1齿轮主要结构尺寸名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a181181齿数Z32149模数m22齿宽B7065螺旋角B右旋0°0,0"左旋0°0,0,'齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数C*0.250.25齿顶高ham×ha*22齿根高hfm×(ha*+c*)2.52.5全齿高hha+hf4.54.5分度圆直径d64298齿顶圆直径dad+2×ha68302齿根圆直径dfd-2×hf59293第五节减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，选用直齿圆柱齿轮传动，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（调质），硬度为280HBS,大齿轮45（调质），硬度为240HBS4）选小齿轮齿数zl=32,则大齿轮齿数z2=z1×i=32X4.65=149。5.2 按齿面接触疲劳强度设计1）由式（IO-II）试算小齿轮分度圆直径，即32K11tTu+1/ZhZeZc心Jk丁RT2）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=19311.32Nmm由表10-7选取齿宽系数Od=I由图10-20查得区域系数ZH=2.49由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8JMPa。由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数ZeoZz1 × cos arccos - Zi ÷ 2h*n )/32 × cos 20° arccos - 32 + 2 X 1=27.82° a2 = arccosZ2 × cos Z2 + 2ha=arccos149 × cos 20°149 + 2 × 1=21.99°z1(tanaltanf)+z2(tana2tan,)232X(tan27.82°-tan20o)+149×(tan21.99o-tan20o)=1.7824-1.78=086计算接触疲劳许用应力。H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为°Hiimi=600MPa，°Hiim2=550MPa由式(IO-15)计算应力循环次数：NLl=60njLh=60×940×1×16×300×8=2.166XIO92.166 × IO9-465-=4.658 X IO8由图10-23查取接触疲劳系数KHNl=°87,Khn2=°94取失效概率为1%,安全系数S=I,得°H1°HlimlKHNl_600X0.871=522MPaH2Hlim2Khn2550X0.94SH=517MPa取OH1和OH2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=517MPa3）试算小齿轮分度圆直径32KtTu+1(ZHZEZEduoh32×1.3×19311.323T+1492.49X189.8X0.862)=33.53mm1.1.1 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VHdltnX33.53X94060×1000=-60×1000齿宽bb=ddlt=1×33.53=33.53mm2）计算实际载荷系数KH。由表10-2查得使用系数KA=I.25根据v=1.65ms7级精度，由图10-8查得动载系数KV=I.06齿轮的圆周力。KAXFtb=1.25×1151.8833.53=43Nmm<100Nmm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数KHP=1.309由此，得到实际载荷系数Kh=KaKvKh11K14fi=1.25X1.06X1.2X1.309=2.08111CV1111P3）由式（IO-12）,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径山=dlt2.081- = 39.223mm4）确定模数d1 39.2231.23mm, ® m = 2mm。5.3 确定传动尺寸531计算中心距为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算。即a=181mm0并调整小齿轮齿数Zl=32贝J,Z2=u×i=148.80圆整为Z2=149m、2,、a=y(z1÷z2)=-(32+149)=181mm532计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=32×2=64.00mmd2=z2m=149X2=298.00mm5.3.3计算齿宽b=dd1=64mm取Bl=70mmB2=65mm5.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2KfTYFaYSaY°F=-Fdm3ZjI)T、m和dl同前齿宽b=b2=65齿形系数YFa和应力修正系数YSa：由图10J7查得齿形系数YFal=2.49,YFa2=2.14由图10-18查得应力修正系数YSal=164,Ysa2=183试选KFt=1.3由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yo=0.25 +0.750.75=0.25+=0.6721.7792)圆周速度 d1 n v = 60 X IooOH×64×940/=3.15ms60×10003)宽高比b/hh=(2ha*+c*)×m=(2×1+0.25)×2=4.5mmb65=14.444h4.5根据v=3.15ms,7级精度，由图10-8查得动载系数KV=Lo9查表10-3得齿间载荷分配系数KFQ=1.2由表10-4查得KHB=I.316,结合bh=654.5=l4.444查图10-13,得KFB=I.061。则载荷系数为KF=KaKvKFaKf7=1.25×1.09X1.2X1.061=1.735由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为。Fiimi=500MPa、。FIim2=380MPa由图10-22查取弯曲疲劳系数KFNl=088,Kfnz=092取弯曲疲劳安全系数S=1.25,由式(IO-14)得r1FlimlKFNl500X0.88lF1=-757=352MPa0JL1Flim2KfN2380x0.92rQ).DIF2J=279.68MPa齿根弯曲疲劳强度校核2KfTYFalYSalYg2×1.735X19311.32X2.49X1.64X0.6721=:=；-：=22.447MPadm3Zj1×2×32<°F2Kf T YFa2 Ysa2 Ycd m3 Zj2 × 1.735 × 19311.32 × 2.14 × 1.83 × 0.6721 × 23 × 322=21.527MPa<F2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。4）齿轮的圆周速度d1nX64×940/V=3.15ms60X100O60×100O选用7级精度是合适的主要设计结论齿数zl=32,z2=149,模数m=2mm,压力角=20°,中心距a=181mm,齿宽Bl=70mmB2=655.5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=mha11=2×1=2mmhf=m(hgn+c11)=2×(1+0.25)=2.5mmh=ha+hf=m(2han+c11)=4.5mm2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径dal=d1+2ha=64+2×2=68.00mmda2=d2÷2ha=298+2×2=302.00mm3)计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=d12hf=642×2.5=59.00mmdf2=d22hf=2982×2.5=293.00mm注：han=1。cn=255.5.1齿轮参数和几何尺寸总结表5-1齿轮主要结构尺寸名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a181181齿数Z32149模数m22齿宽B7065螺旋角B左旋0°0,0"右旋0°0'0"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数C*0.250.25齿顶高ham×ha*22齿根高hfm×(ha*+c*)2.52.5全齿高hha+hf4.54.5分度圆直径d64298齿顶圆直径dad+2×ha68302齿根圆直径dfd-2×hf59293第六节轴的设计计算6.1输入轴设计计算1）输入轴上的功率Pl、转速nl和转矩Tl由前面计算可知,Pl=1.9kW;nl=940rmin;Tl=19311.32Nmm2）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240HBS,根据表,取Ao=II2,于是得dmin AO=112 X14.16mm输入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)×14.16=14.87mm输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径dl2,为了使所选的轴直径d12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=KAXT1,查表，考虑轻微冲击，故取KA=1.5,则：Tca=KaT1=28.97Nm按照计算转矩TCa应小于联轴器公称转矩的条件，同时兼顾电机轴直径28mm,查标准或手册，选用LX2型联轴器。半联轴器的孔径为25mm,故取dl2=25mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm。3）轴的结构设计图直径d23=30mm.半联轴器与轴配合的轮毂长度L=62mm,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IH段的长度应比L略短一些，现取112=6Omm。4）初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23=30mm,由轴承产品目录中选择角接触轴承7207AC,其尺寸为dXDXB=35×72×17mm,故d34=d67=35mm。5）采用分体式齿轮，该段安装齿轮，145略短于齿轮宽度，则145=68mm.轴肩h34=1.5mm,则d45=38mm0轴肩h45=4,则d56=46mm06）轴承端盖厚度e=10,垫片厚度At=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,螺钉Cl=22mm,C2=20mm,箱座壁厚8=8mm,则轴承座宽度为1.=+g+C2+5=8+22+20+5=55mml23=L+t+e+K-B-=55+2+10+24-17-10=64mm7）取小齿轮距箱体内壁之距离Al=IOmm。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A,取A=Iomm,挡油环宽度sl=20mm,则1.=B+1+2=17+10+10+2=39mm6=5mmI67=B+1I56=17+10+105=32mm8）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键链接,半联轴器与轴的配合为H7k6,按机械设计手册查得截面尺寸bXh=8X7mm,长度L=50mm,小齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸bXh=10X8mm,长度L=56mm.同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7r6,滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7k69）确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,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6-1轴的直径和长度轴段123456直径253035384635长度60643968532高速级小齿轮所受的圆周力（dl为高速级小齿轮的分度圆直径）T19311.32Ftl=2×=2×=603.48NQ164高速级小齿轮所受的径向力Frl=Ftl×tan=603.48Xtan20o=219.65N根据7207AC角接触查手册得压力中心a=21mm因齿轮倒角为2齿轮轮毂宽度B=70mm第一段轴中点到轴承压力中心距离：1.160I1=+L2+a=+64+21=115mm轴承压力中心到齿轮支点距离:B70I2=L3-2+a=39-2+21=51mm齿轮中点到轴承压力中心距离：b=I2=51mm计算轴的支反力219.65 × 5151 + 51水平支反力FNHl,FtI3_603.48X51=301.74Nl2+h51+51FNH2Ft12_603.48×51=301.74N"I2+h51+51垂直支反力FNVlFr13_219.65×51=109.83N12+k51+51=109.83N计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩Mchi=FNHlI2=301.74×51=15388.74Nmm截面C处的垂直弯矩Mcv=Fnvik=109.83×51=5601.33Nmm分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图C）截面C处的合成弯矩Md=JM3+Mv=15388.742+5601.332=16376.45Nmm作合成弯矩图（图d）T=19311.32Nmm作转矩图（图e）115mm51mm51mm(b) fIFNHlFtFNH215388.74-加"UMWl=Fr(c) 111FN'1>IIiilll(d)”皿FV25601.3316376.45(e)19311.32图6-2高速轴受力及弯矩图10）校核轴的强度因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面抗弯截面系数为W= d3 b t (d t)232 Fd =3833210x5 (38-5)22 X 38=4670.6mm3抗扭截面系数为d3 b t (d - t)216 Fd =3831610x5 (38 - 5)22 X 38=10057.64mm3最大弯曲应力为16376.454670.6=3.51MPa剪切应力为T _ 19311.32拓=10057.64=1.92MPa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=J2+4（tP=3.512+4（0.6×1.92）2=4.2MPa查表得45（调质）处理，抗拉强度极限。B=640MPa,则轴的许用弯曲应力。lb=60MPa,ca<-lb,所以强度满足要求。6.2中间轴设计计算1）中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2由前面计算可知，P2=1.84kW;n2=202.15rmin;T2=87121.67Nmm2）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240HBS,根据表,取Ao=Il6,得：dmin Ao1P3-=116 × na1.84205 = 2422mm3）轴的结构设计图图6-3中间轴不意图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dl2和d56,因轴承受径向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=24.22mm,由轴承产品目录中选取角接触轴承7207AC,其尺寸为dXDXB=35X72X17mm,故dl2=d56=35mm。5）取安装大齿轮处的轴段的直径145=38mm；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=65mm,为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取145=63mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由轴径d45=38mm查表，取h=5mm,则轴环处的直径d34=48mm。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=70mm,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123=68mm,d23=38mm0已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2=65mm,为了使挡油环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取145=63mm,d45=38mm08）取低速级小齿轮距箱体内壁之距离1=IOmin,高速级大齿轮距箱体内壁之距离A2=12.5mm,高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=