)F=2700_v=1.85_D=510(聯(lián)軸器-展開式二級斜齒圓柱減速器設計

減速器設計說明書 系 別： 專業(yè)班級： 姓 名： 學 號： 指導教師： 職 稱：目 錄一 設計任務書11.1設計題目11.2設計步驟1二 傳動裝置總體設計方案12.1傳動方案12.2該方案的優(yōu)缺點1三 選擇電動機23.1電動機類型的選擇23.2確定傳動裝置的效率23.3選擇電動機容量23.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3四 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)44.1電動機輸出參數(shù)44.2高速軸的參數(shù)44.3中間軸的參數(shù)44.4低速軸的參數(shù)44.5工作機的參數(shù)5五 減速器高速級齒輪傳動設計計算55.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)55.2按齒面接觸疲勞強度設計55.3確定傳動尺寸85.4校核齒根彎曲疲勞強度85.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸105.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結11六 減速器低速級齒輪傳動設計計算126.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)126.2按齒面接觸疲勞強度設計126.3確定傳動尺寸156.4校核齒根彎曲疲勞強度156.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸176.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結17七 軸的設計187.1高速軸設計計算187.2中間軸設計計算247.3低速軸設計計算30八 滾動軸承壽命校核368.1高速軸上的軸承校核368.2中間軸上的軸承校核378.3低速軸上的軸承校核38九 鍵聯(lián)接設計計算399.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核399.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核409.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核409.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核409.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核40十 聯(lián)軸器的選擇4110.1高速軸上聯(lián)軸器4110.2低速軸上聯(lián)軸器41十一 減速器的密封與潤滑4111.1減速器的密封4111.2齒輪的潤滑4211.3軸承的潤滑42十二 減速器附件4212.1油面指示器4212.2通氣器4312.3六角螺塞4312.4窺視孔蓋4312.5定位銷4412.6啟蓋螺釘44十三 減速器箱體主要結構尺寸44十四 設計小結45參考文獻46一 設計任務書1.1設計題目 展開式二級斜齒圓柱減速器，拉力F=2700N，速度v=1.85m/s，直徑D=510mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：250天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設計步驟 1.傳動裝置總體設計方案 2.電動機的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.減速器內(nèi)部傳動設計計算 6.傳動軸的設計 7.滾動軸承校核 8.鍵聯(lián)接設計 9.聯(lián)軸器設計 10.潤滑密封設計 11.箱體結構設計二 傳動裝置總體設計方案2.1傳動方案 傳動方案已給定，減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點 展開式二級圓柱齒輪減速器由于齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。三 選擇電動機3.1電動機類型的選擇 按照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。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98 工作機的效率：w=0.97a=122432w=0.8773.3選擇電動機容量 工作機所需功率為Pw=FV1000=27001.851000=5kW 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=50.877=5.7kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VD=6010001.85510=69.31rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，展開式二級齒輪減速器傳動比范圍為：840，因此理論傳動比范圍為：840。可選擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(840)69.31=554-2772r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y160M-6的三相異步電動機，額定功率Pen=7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=970r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900 電機主要外形尺寸圖3-1 電動機中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLHDABKDEFG16060538525421014.54211012373.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=97069.31=13.995 （2）分配傳動裝置傳動比 高速級傳動比i1=1.35ia=4.35 則低速級的傳動比i2=3.22 減速器總傳動比ib=i1i2=14.007四 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)P0=5.7kWn0=nm=970rpmT0=9550000P0n0=95500005.7970=56118.56Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P01=5.70.99=5.64kWn=n0=970rpmT=9550000Pn=95500005.64970=55527.84Nmm4.3中間軸的參數(shù)P=P23=5.640.990.98=5.47kWn=ni1=9704.35=222.99rpmT=9550000Pn=95500005.47222.99=234263.87Nmm4.4低速軸的參數(shù)P=P23=5.470.990.98=5.31kWn=ni2=222.993.22=69.25rpmT=9550000Pn=95500005.3169.25=732281.59Nmm4.5工作機的參數(shù)P=P122w=5.310.990.990.990.97=5kWn=n=69.25rpmT=9550000Pn=9550000569.25=689530.69Nmm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機軸9705.756118.56高速軸9705.6455527.84中間軸222.995.47234263.87低速軸69.255.31732281.59工作機69.255689530.69五 減速器高速級齒輪傳動設計計算5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為=20，初選螺旋角=14。 (2)參考表10-6選用7級精度。 (3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS (4)選小齒輪齒數(shù)z1=23，則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=234.35=100。5.2按齒面接觸疲勞強度設計 (1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2 1)確定公式中的各參數(shù)值 試選KHt=1.3 計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106Pn=9.551065.64970=55527.84Nmm 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。 由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。t=arctantanncos=arctantan20cos14=20.562at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos23cos20.56223+21cos14=30.295at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos100cos20.562100+21cos14=23.297=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=23tan30.295-tan20.562+100tan23.297-tan20.5622=1.649=dz1tan=123tan14=1.825Z=4-31-+=4-1.64931-1.825+1.8251.649=0.678 由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos14=0.985 計算接觸疲勞許用應力H 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=6097011625010=2.328109NL2=NL1u=2.3281094.35=5.352108 由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.978，KHN2=1.077 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9786001=586.8MPaH2=KHN2Hlim2S=1.0775501=592.35MPa 取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=586.8MPa 2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.355527.84110023+1100232.46189.80.6780.985586.82=36.874mm (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。 圓周速度v=d1tn601000=36.874970601000=1.872 齒寬bb=dd1t=136.874=36.874mm 2)計算實際載荷系數(shù)KH 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 根據(jù)v=1.872m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.036 齒輪的圓周力。Ft=2Td1=255527.8436.874=3011.761NKAFtb=13011.76136.874=82Nmm100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.419 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0361.41.419=2.058 3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=36.87432.0581.3=42.975mm 4)確定模數(shù)mn=d1cosz1=42.975cos1423=1.813mm，取mn=2mm。5.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距a=z1+z2mn2cos=126.77mm，圓整為127mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=14.4256 =142532 (3)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mnz1cos=223cos14.4256=47.498mmd2=mnz2cos=2100cos14.4256=206.511mm (4)計算齒寬 b=dd1=47.5mm 取B1=55mm B2=50mm5.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1)T、mn和d1同前 齒寬b=b2=50 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為： 小齒輪當量齒數(shù)：Zv1=z1cos3=23cos314.4256=25.32 大齒輪當量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=100cos314.4256=110.088 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.69，YFa2=2.18 由圖10-18查得應力修正系數(shù)YSa1=1.575，YSa2=1.79 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yt=arctantanncos=arctantan20cos14.4256=20.597b=arctantancost=arctantan14.4256cos20.597=13.539v=cos2b=1.644cos213.539=1.739Y=0.25+0.75v=0.681=dz1tan=123tan14.4256=1.883 由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YY=1-120=1-1.88314.4256120=0.774 2)圓周速度v=d1n601000=47.498970601000=2.41ms-1 3)寬高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.252=4.5mmbh=554.5=12.222 根據(jù)v=2.41m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.046 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.42，結合b/h=55/4.5=12.222查圖10-13，得KF=1.079。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.0461.11.079=1.241 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.88，KFN2=0.914 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.885001.25=352MPaF2=KFN2Flim2S=0.9143801.25=277.86MPa 齒根彎曲疲勞強度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=56.179 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=51.743 MPa 100Nmm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.421 由此，得到實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=11.0131.21.421=1.727 3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=57.51131.7271.3=63.222mm 4)確定模數(shù)mn=d1cosz1=63.222cos1523=2.655mm，取mn=3mm。6.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距a=z1+z2mn2cos=150.63mm，圓整為151mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=15.5195 =153110 (3)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mnz1cos=323cos15.5195=71.611mmd2=mnz2cos=374cos15.5195=230.401mm (4)計算齒寬 b=dd1=71.61mm 取B1=80mm B2=75mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1)T、mn和d1同前 齒寬b=b2=75 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為： 小齒輪當量齒數(shù)：Zv1=z1cos3=23cos315.5195=25.711 大齒輪當量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=74cos315.5195=82.722 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.69，YFa2=2.232 由圖10-18查得應力修正系數(shù)YSa1=1.575，YSa2=1.758 試選載荷系數(shù)KFt=1.3 由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yt=arctantanncos=arctantan20cos15.5195=20.694b=arctantancost=arctantan15.5195cos20.694=14.562v=cos2b=1.616cos214.562=1.725Y=0.25+0.75v=0.685=dz1tan=123tan15.5195=2.033 由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YY=1-120=1-2.03315.5195120=0.737 2)圓周速度v=d1n601000=71.611222.99601000=0.84ms-1 3)寬高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=806.75=11.852 根據(jù)v=0.84m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.016 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.426，結合b/h=80/6.75=11.852查圖10-13，得KF=1.08。 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFKF=11.0161.11.08=1.207 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.914，KFN2=0.919 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.9145001.25=365.6MPaF2=KFN2Flim2S=0.9193801.25=279.38MPa 齒根彎曲疲勞強度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=66.936 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=61.993 MPa F2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 4)齒輪的圓周速度v=d1n601000=71.611222.99601000=0.84ms 選用7級精度是合適的6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=77.61mm da2=d2+2ha=236.4mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=64.11mm df2=d2-2hf=222.9mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左153110右153110齒數(shù)z2374齒頂高ha33齒根高hf3.753.75分度圓直徑d71.611230.401齒頂圓直徑da77.61236.4齒根圓直徑df64.11222.9齒寬B8075中心距a151151圖6-1 低速級大齒輪結構圖七 軸的設計7.1高速軸設計計算 (1)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=970r/min；功率P=5.64kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=55527.84Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS，許用彎曲應力為=70MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=98。dA03Pn=9835.64970=17.62mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.0517.62=18.5mm 查表可知標準軸孔直徑為19mm故取dmin=19 (4)確定軸的直徑和長度圖7-1 高速軸示意圖 1)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.3，則:Tca=KAT=72.19Nm 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB T4323-2002或設計手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為19mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為42mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 66mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=28mm。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 24 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7206AC，其尺寸為dDB = 306216mm，故d34 = d78 = 30 mm。 由手冊上查得7206AC型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = 55 mm，d56 = 51.5 mm。 4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 16 -10 = 63 mm 5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，低速級小齒輪寬度b3=80mm，則l34=l78=B+ 2=16+10+2=28 mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=80+ 15+ 10-2.5-2=100.5 mml67=1-2=10-2=8 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑1924303651.53630長度426328100.555828 (5)軸的受力分析 高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2Td1=255527.8447.498=2338.113N 高速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tancos=2338.113tan20cos14.4256=878.707N 高速級小齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1tan=2338.113tan14.4256=601N 第一段軸中點到軸承壓力中心距離l1=102.7mm，軸承壓力中心到齒輪支點距離l2=137.3mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=44.8mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關 在水平面內(nèi) 軸承A處水平支承力：RAH=Fr1l2-Fa1d12l2+l3=878.707137.3-60147.4982137.3+44.8= 741N 軸承B處水平支承力：RBH=Fr1-RAH=878.707-741=138N 在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1l2l2+l3=2338.113137.3137.3+44.8= 1763N 軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1l3l2+l3=2338.11344.8137.3+44.8= 575N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=7412+17632=1912.39N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=1382+5752=591.33N 繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上彎矩：MBH=0Nmm 截面C左側(cè)在水平面上彎矩：MCH左=RBHl2-Fa1d12=138137.3-60147.4982=33221Nmm 截面C右側(cè)在水平面上彎矩：MCH右=RAHl3=74144.8=33197Nmm 截面D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmm 繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面上彎矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上彎矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上彎矩：MCV=RAVl3=176344.8=78982Nmm 截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmm 繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩：MA=0Nmm 截面B處合成彎矩：MB=0Nmm 截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV2=332212+789822=85684Nmm 截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV2=331972+789822=85675Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm g.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=55527.84Nmm h.繪制當量彎矩圖 截面A處當量彎矩：MVA=0Nmm 截面B處當量彎矩：MVB=MB2+T2=02+0.655527.842=33317Nmm 截面C左側(cè)當量彎矩：MVC左=MC左2+T2=856842+0.655527.842=91933Nmm 截面C右側(cè)當量彎矩：MVC右=MC右=85675Nmm 截面D處當量彎矩：MVD=MD2+T2=02+0.655527.842=33317Nmm圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強度 因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=36332=4578.12mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=9156.24mm3 最大彎曲應力為=MW=20.08MPa 剪切應力為=TWT=6.06MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為ca=2+42=21.36MPa 查表得40Cr(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度極限B=750MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=70MPa，ca-1b，所以強度滿足要求。7.2中間軸設計計算 (1)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=222.99r/min；功率P=5.47kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=234263.87Nmm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa (3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=95。dA03Pn=9535.47222.99=27.6mm 由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=30mm (4)確定軸的直徑和長度圖7-3 中間軸示意圖 1)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 27.6 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7206AC，其尺寸為dDB = 306216mm，故d12 = d56 = 30 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 35 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2 = 50 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 48 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 35 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 45 mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l34 = 15 mm。 3)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。 4)考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 80 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23 = 78 mm，d23=35mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2 =50mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取l45=48mm，d45=35mm。 5)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 =12.5 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，則l12=B+1+2=16+10+10+2= 38 mml56=B+2+2=16+10+12.5+2= 40.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段12345直徑3035453530長度3878154840.5 (5)軸的受力分析 高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2Td2=2234263.87206.511=2268.779N 高速級大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2tancos=2268.779tan20cos14.4256=852.65N 高速級大齒輪所受的軸向力Fa2=Ft2tan=2268.779tan14.4256=584N 低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）Ft3=2Td3=2234263.8771.611=6542.678N 低速級小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3tancos=6542.678tan20cos15.5195=2471.45N 低速級小齒輪所受的軸向力Fa3=Ft3tan=6542.678tan15.5195=1817N 軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離l1=58.3mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離l2=80mm，高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=45.8mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力RAH=Fr3l1-Fr2l1+l2+Fa2d22-Fa3d32l1+l2+l3=2471.4558.3-852.6558.3+80+584206.5112-181771.611258.3+80+45.8= 116N 軸承B在水平面內(nèi)支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=2471.45-116-852.65=1503N 軸承A在垂直面內(nèi)支反力RAV=Ft3l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=6542.67858.3+2268.77958.3+8058.3+80+45.8= 3776N 軸承B在垂直面內(nèi)支反力RBV=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=6542.67880+45.8+2268.77945.858.3+80+45.8= 5035N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=1162+37762=3777.78N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=15032+50352=5254.54N 計算水平面彎矩 截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩MAH=MBH=0 截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH右=-RAHl3=-11645.8=-5313Nmm 截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH左=Fa2d22-RAHl3=584206.5112-11645.8=54988Nmm 截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH右=RBHl1-Fa3d32=150358.3-181771.6112=22566Nmm 截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH左=RBHl1=150358.3=87625Nmm e.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內(nèi)彎矩MAV=MBV=0Nmm 截面C在垂直面內(nèi)彎矩MCV=RAVl3=377645.8=172941Nmm 截面D在垂直面內(nèi)