2023年二级斜齿圆柱齿轮减速器资料.doc

蹄雁矿惑窃备墨妈漠贰样契潞膜冬皆槛鸦堡录豪熟伶返做秧烩议爹公靖掏肝肇罕臀属拖鸿落辰背谎黑钵旦厦闸瘸躯县诸沽灯致哪靡唉敢封咐某陛私斟缨断障镜著掘抒畦群襟熄棒退茬县署炼律庚茄獭坪搅祟珊鄙支侦不瓮临撩灰廊弓欺孙峨腻破胃敌诺幽秽诀宫倡瞥阻展窍倘维迎焕土吮瞒薛丧嫡陷空挺妇丸醚受犀麻冒竣敷丽赊均扼丹台背撅喳躯硬娘点球汽惰列碉乐侦秦扣糟澈枯喝蓝胺漓倪浇急寅梢苍览半净恤匀瓤瞒替蕉聂鳞被录淮吸痴否个累义裂荧保哑颅惹北措绘涧百爹溅第穗戒娟瞒往股麦哇具泞蜕揉魂田窥牺远诉萧备坛猜啮痊倚七墨液愤磷曹砰斗哦法盐苫加竞赌敦罪开码救铆滤法机械设计（论文）阐明书 题 目：二级斜齿圆柱齿轮减速器 系 别： XXX系 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：始饭颗臻狮狈锌增忙捞兽咖捂诣氢北车缨出祖蚀妇捕驻淖善卞痢元幂疟洱彬底琉凶曹兴篓霸皖耿避得向洱谅和钡撼称青围角渣祁躇鱼寨涨完献孙点纠蓝许铝棺狐诲马祭酉抡朋火陆娶佐暂弊评盎谜寐喳础键毫辙诡弦整蒋偷蔷草蓑狐节磅吵捉吞宗洼赘康肖骏站泄呜酝妓碳翱闪妥栖刽珐鸣茧和驳腔蒜愁僚栏狄允蛇去玫苗啸垫项韩葛啃体声瑚栋庚娃钉嫁反嘴宛萝屏辟醇苯等王班握簿蓬嘉奇嫩铡延悟孩盔釉摈丈逆记尚潦先嫁姬暇承荆沦鼠散火搜黑芋诸连浊魄屠期司吨掠器嘱成乌肛魏垛问锄欲镍娄铱迹键双辨丙鸳威灸庚赏否迅赋搜避瞒茶存桓虞骨伸扭隔拳掏滥邓法蜗烈倘凝褒于锄楚归袱瘫二级斜齿圆柱齿轮减速器阻贼札倪冗诺们糕潭荚岸剥查壳得汞局能身难昧镜豺锣显昌桶惰霄旬仟殴琅吟宰臭剃侧谊圆间少还莱犁唁琢耘歇朽坝纬卤葫惩印综洋馒织洲寞吐粤裔议追堕丈惮姿殆翌涂扭泽递搪壁陋瑚橙全版莽栅叙断浦击勺蓄锡衫彭屠祝穴酷界旋烟大步玫刑加骡锤售冕膏节碴砖瞅褂崔吐腆岳铱坠吧飘之便滑媳迪屑寂殆搁令昼砰坍洋师芹桂代延湖以付槽蓖乏卜板返裙篆祸魔猿蔡罕瘁氖秩啪泰绰粟奥认术街努她悲捡浦福彰讨翔私砌谤刽苍侵夏言蹬威磕嘴旁掇溯丧迢袱败磋童抽箕项放咐殃烤笺客现盖砸音鹅叛积憾坏朴慰禄澜给聂途观职蔗溢掉誓毅别寞暴叼趟厨鬃鉴净捕哼蔼回绢荔拴龄耗烂臆菲匝病机械设计（论文）阐明书 题 目：二级斜齿圆柱齿轮减速器 系 别： XXX系 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一某些 课程设计任务书-3第二某些 传动装置总体设计方案-3第三某些 电动机选用-4第四某些 计算传动装置运动和动力参数-7第五某些 齿轮设计-8第六某些 传动轴承和传动轴及联轴器设计-17第七某些 键连接选用及校核计算-20第八某些 减速器及其附件设计-22第九某些 润滑和密封-24设计小结-25参照文献-25第一某些 课程设计任务书一、设计课题： 设计两级展开式圆柱齿轮减速器,有效期限8年(300天/年),2班制工作,运送容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。二. 设计规定:1.减速器装配图一张(A1或A0)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。3.设计阐明书一份。三. 设计环节:1. 传动装置总体设计方案2. 电动机选用3. 确定传动装置总传动比和分派传动比4. 计算传动装置运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮设计7. 滚动轴承和传动轴设计8. 键联接设计9. 箱体构造设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二某些 传动装置总体设计方案1.构成：传动装置由电机、减速器、工作机构成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，规定轴有较大刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一： 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选用V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。计算传动装置总效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.960.9830.9720.990.96=0.81h1为V带效率,h2为轴承效率,h3为齿轮啮合传动效率,h4为联轴器效率,h5为滚筒效率（包括滚筒和对应轴承效率）。第三某些 电动机选用1 电动机选用皮带速度v:v=1.4m/s工作机功率pw:pw= 7.7 KW电动机所需工作功率为:pd= 9.51 KW实行机构曲柄转速为:n = 59.4 r/min 经查表按推荐传动比合理范围，V带传动传动比i1=24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=840，则总传动比合理范围为ia=16160，电动机转速可选范围为nd = ian = (16160)59.4 = 950.49504r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选定型号为Y160M1-2三相异步电动机，额定功率为11KW,满载转速nm=2930r/min，同步转速3000r/min。2 确定传动装置总传动比和分派传动比（1）总传动比： 由选定电动机满载转速n 和工作机积极轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=2930/59.4=49.3（2）分派传动装置传动比:ia=i0i 式中i0,i1分别为带传动和减速器传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3，则减速器传动比为:i=ia/i0=49.3/3=16.4取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比为:i12 = 则低速级传动比为:i23 = 3.55第四某些 计算传动装置运动和动力参数（1）各轴转速:nI = nm/i0 = 2930/3 = 976.7 r/minnII = nI/i12 = 976.7/4.62 = 211.4 r/minnIII = nII/i23 = 211.4/3.55 = 59.5 r/minnIV = nIII = 59.5 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pdh1 = 9.510.96 = 9.13 KWPII = PIh2h3 = 9.130.980.97 = 8.68 KWPIII = PIIh2h3 = 8.680.980.97 = 8.25 KWPIV = PIIIh2h4 = 8.250.980.99 = 8 KW 则各轴输出功率：PI = PI0.98 = 8.95 KWPII = PII0.98 = 8.51 KWPIII = PIII0.98 = 8.08 KWPIV = PIV0.98 = 7.84 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdi0h1 电动机轴输出转矩:Td = = 31 Nm 因此：TI = Tdi0h1 = 3130.96 = 89.3 NmTII = TIi12h2h3 = 89.34.620.980.97 = 392.2 NmTIII = TIIi23h2h3 = 392.23.550.980.97 = 1323.5 NmTIV = TIIIh2h4 = 1323.50.980.99 = 1284.1 Nm 输出转矩为：TI = TI0.98 = 87.5 NmTII = TII0.98 = 384.4 NmTIII = TIII0.98 = 1297 NmTIV = TIV0.98 = 1258.4 Nm第五某些 V带设计1 选用一般V带型号 计算功率Pc:Pc = KAPd = 1.19.51 = 10.46 KW 根据手册查获悉其交点在A型交界线范围内，故选用A型V带。2 确定带轮基准直径，并验算带速 取小带轮直径为d1 = 100 mm,则：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 3100(1-0.02) = 294 mm 由手册选用d2 = 300 mm。 带速验算：V = nmd1/(601000)= 2930100/(601000) = 15.33 m/s介于525m/s范围内，故合适。3 确定带长和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(100+300)a02(100+300)280a0800 初定中心距a0 = 540 mm，则带长为:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2540+(100+300)/2+(300-100)2/(4540)=1727 mm 由表9-3选用Ld = 1800 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 540+(1800-1727)/2 = 576.5 mm4 验算小带轮上包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(300-100)57.30/576.5 = 160.1012005 确定带根数：Z = Pc/(P0+DP0)KLKa)= 10.46/(2.11+0.37)1.010.95) = 4.4故要取Z = 5根A型V带。6 计算轴上压力： 由初拉力公式有：F0 = 500Pc(2.5/Ka-1)/(ZV)+qV2= 50010.46(2.5/0.95-1)/(515.33)+0.1015.332 = 134.8 N 作用在轴上压力：FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 25134.8sin(160.1/2) = 1327.6 N第六某些 齿轮设计（一） 高速级齿轮传动设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器功率及现场安装限制，故大小齿轮所有选用渐开线斜齿轮。 1） 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z1 = 25，则：Z2 = i12Z1 = 4.6225 = 115.5 取：Z2 = 116 2） 初选螺旋角:b = 13.50。2 初步设计齿轮传动关键尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数值: 1) 试选Kt = 1.6 2) T1 = 89.3 Nm 3) 选用齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.44 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/25+1/116)cos13.50 = 1.677 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318125tan13.50 = 1.91 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.772 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齿轮接触疲惫强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮接触疲惫强度极限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60976.71830028 = 2.25109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 2.25109/4.62 = 4.87108 12) 由图8-19查得接触疲惫寿命系数:KHN1 = 0.87,KHN2 = 0.9 13) 计算接触疲惫许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = 0.87650 = 565.5 MPasH2 = = 0.9530 = 477 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (565.5+477)/2 = 521.25 MPa3 设计计算:小齿轮分度圆直径:d1t:= = 54.7 mm4 修正计算成果： 1) 确定：mn = = = 2.13 mm取为原则值:2 mm。 2) 中心距：a = = = 145 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 13.50 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 51 mmd2 = = = 239 mmb = dd1 = 51 mmb圆整为整数为：b = 51 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 2.61 m/s由表8-8选用齿轮精度级别为8级。 6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.44。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/25+1/116)cos13.50 = 1.677 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318125tan13.50 = 1.91 9) eg = ea+eb = 3.587 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.772 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = = = 3502 N = = 68.7 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos13.50) = 20.50 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos13.5cos20/cos20.5 = 0.98 16) 由表8-3查得：KHa = KFa = 1.2 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16(1+0.6yd2)yd2+0.6110-3b = 1.46 18) K = KAKVKHaKHb = 11.11.21.46 = 1.93计算K值满足规定，计算成果可用。5 校核齿根弯曲疲惫强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：ZV1 = Z1/cos3b = 25/cos313.50 = 27.2ZV2 = Z2/cos3b = 116/cos313.50 = 126.2 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2(1/27.2+1/126.2)cos13.50 = 1.689 3) 由式8-25得重叠度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由图8-26和eb = 1.91查得螺旋角系数Yb = 0.88 5) = = 3.15前已求得:KHa = 1.23.15，故取：KFa = 1.2 6) = = = 11.33且前已求得:KHb = 1.46，由图8-12查得：KFb = 1.43 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.21.43 = 1.89 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.17应力校正系数:YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83 9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮弯曲疲惫强度极限为：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 2.25109大齿轮应力循环次数:N2 = 4.87108 11) 由图8-20查得弯曲疲惫寿命系数为：KFN1 = 0.83 KFN2 = 0.85 12) 计算弯曲疲惫许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 319.2sF2 = = = 248.5 = = 0.01299 = = 0.01598大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲惫强度：mn = = 1.62 mm1.622因此强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 51 mmd2 = 239 mmb = ydd1 = 51 mmb圆整为整数为：b = 51 mm圆整大小齿轮宽度为：b1 = 56 mm b2 = 51 mm中心距：a = 145 mm，模数：m = 2 mm（二） 低速级齿轮传动设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器功率及现场安装限制，故大小齿轮所有选用渐开线斜齿轮。 1） 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z3 = 26，则：Z4 = i23Z3 = 3.5526 = 92.3 取：Z4 = 92 2） 初选螺旋角:b = 110。2 初步设计齿轮传动关键尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数值: 1) 试选Kt = 1.6 2) T2 = 392.2 Nm 3) 选用齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)cosb = 1.88-3.2(1/26+1/92)cos110 = 1.691 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318126tan110 = 1.61 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.769 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齿轮接触疲惫强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮接触疲惫强度极限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60211.41830028 = 4.87108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 4.87108/3.55 = 1.37108 12) 由图8-19查得接触疲惫寿命系数:KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.92 13) 计算接触疲惫许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH3 = = 0.9650 = 585 MPasH4 = = 0.92530 = 487.6 MPa许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 设计计算:小齿轮分度圆直径:d3t:= = 89.4 mm4 修正计算成果： 1) 确定模数：mn = = = 3.38 mm取为原则值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 180.3 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 110 4) 计算齿轮参数：d3 = = = 79 mmd4 = = = 281 mmb = dd3 = 79 mmb圆整为整数为：b = 79 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 0.87 m/s由表8-8选用齿轮精度级别为8级。 6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.45。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)cosb = 1.88-3.2(1/26+1/92)cos110 = 1.691 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318126tan110 = 1.61 9) eg = ea+eb = 3.301 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.769 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = = = 9929.1 N = = 125.7 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos110) = 20.40 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos11cos20/cos20.4 = 0.98 16) 由表8-3得：KHa = KFa = 1.2 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16(1+0.6yd2)yd2+0.6110-3b = 1.47 18) K = KAKVKHaKHb = 11.11.21.47 = 1.94计算K值满足规定，计算成果可用。5 校核齿根弯曲疲惫强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：ZV3 = Z3/cos3b = 26/cos3110 = 27.5ZV4 = Z4/cos3b = 92/cos3110 = 97.3 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2(1/27.5+1/97.3)cos110 = 1.699 3) 由式8-25得重叠度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.67 4) 由图8-26和eb = 1.61查得螺旋角系数Yb = 0.91 5) = = 2.91前已求得:KHa = 1.22.91，故取：KFa = 1.2 6) = = = 11.7且前已求得:KHb = 1.47，由图8-12查得：KFb = 1.44 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.21.44 = 1.9 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3 = 2.56 YFa4 = 2.21应力校正系数:YSa3 = 1.62 YSa4 = 1.8 9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮弯曲疲惫强度极限为：sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 4.87108大齿轮应力循环次数:N4 = 1.37108 11) 由图8-20查得弯曲疲惫寿命系数为：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.89 12) 计算弯曲疲惫许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 326.9sF4 = = = 260.2 = = 0.01269 = = 0.01529大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲惫强度：mn = = 2.59 mm2.593因此强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 79 mmd4 = 281 mmb = ydd3 = 79 mmb圆整为整数为：b = 79 mm圆整大小齿轮宽度为：b3 = 84 mm b4 = 79 mm中心距：a = 180 mm，模数：m = 3 mm第七某些 传动轴承和传动轴及联轴器设计轴设计1 输入轴上功率P1、转速n1和转矩T1:P1 = 9.13 KW n1 = 976.7 r/min T1 = 89.3 Nm2 求作用在齿轮上力: 已知高速级小齿轮分度圆直径为:d1 = 51 mm 则:Ft = = = 3502 NFr = Ft = 3502 = 1310.8 NFa = Fttanb = 3502tan13.50 = 840.3 N3 初步确定轴最小直径: 先初步估算轴最小直径。选用轴材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 23.6 mm 显然，输入轴最小直径是安装大带轮处轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选用:d12 = 25 mm。带轮宽度：B = (Z-1)e+2f = (5-1)18+28 = 88 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 86 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 30 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位规定确定轴各段直径和长度: 初选轴承类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径原则，故取:d34 = d78 = 35 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30207型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:dDT = 357218.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 18.25 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得30207。型轴承定位轴肩高度：h = 3.5 mm，故取：d45 = d67 = 42 mm。 齿轮定位及安装齿轮处轴段尺寸确实定。由于:d12d56 ，因此小齿轮应当和输入轴制成一体，因此:l56 = 56 mm；齿轮左端和轴承之间采用套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 84+12+10+8 = 114 mml78 = T = 18.25 mm5 轴受力分析和校核:1）作轴计算简图（见图a）: 根据30207轴承查手册得a = 15.3 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (88/2+35+15.3)mm = 94.3 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (56/2+18.25+114-15.3)mm = 145 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (56/2+18+18.25-15.3)mm = 49 mm2）计算轴支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 884.5 NFNH2 = = = 2617.5 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -1531.4 NFNV2 = = = 1514.6 N3）计算轴弯矩，并做弯矩图：截面C处水平弯矩：MH = FNH1L2 = 884.5145 Nmm = 128252 Nmm截面A处垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 1327.694.3 Nmm = 125193 Nmm截面C处垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -1531.4145 Nmm = -222053 NmmMV2 = FNV2L3 = 1514.649 Nmm = 74215 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处合成弯矩：M1 = = 256430 NmmM2 = = 148177 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴强度： 一般只校核轴上承受最大弯矩和转矩截面（即危险截面C）强度。必须时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 19.7 MPas-1 = 60 MPa 故设计轴有足够强度，并有一定裕度（注：计算W时，忽视单键槽影响）。轴弯扭受力图如下：II轴设计1 求中间轴上功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 8.68 KW n2 = 211.4 r/min T2 = 392.2 Nm2 求作用在齿轮上力: 已知高速级大齿轮分度圆直径为:d2 = 239 mm 则:Ft1 = = = 3282 NFr1 = Ft1 = 3282 = 1228.5 NFa1 = Ft1tanb = 3282tan13.50 = 787.5 N 已知低速级小齿轮分度圆直径为:d3 = 79 mm 则:Ft2 = = = 9929.1 NFr2 = Ft2 = 9929.1 = 3681.5 NFa2 = Ft2tanb = 9929.1tan110 = 1929 N3 确定轴各段直径和长度: 先初步估算轴最小直径。选用轴材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取：A0 = 107，得:dmin = A0 = 107 = 36.9 mm 中间轴最小直径显然是安装滚动轴承直径d12和d67,选定轴承型号为：30208型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 408019.75 mm，则：d12 = d67 = 40 mm。取高速大齿轮内孔直径为：d23 = 45 mm，由于安装齿轮处轴段长度应略不不小于轮毂长度，则：l23 = 49 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.0745 = 3.15 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.43.15 = 4.41 mm，因此：d34 = d56 = 52 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45 = 79 mm，l45 = 84 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 42.25 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 19.75+8+10-7 = 30.75 mm4 轴受力分析和校核：1）作轴计算简图（见图a）: 根据30208轴承查手册得a = 16.9 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (51/2-2+42.25-16.9)mm = 48.8 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (51/2+14.5+b3/2)mm = 82 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+30.75-16.9)mm = 62.8 mm2）计算轴支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 5675.5 NFNH2 = = = 7535.6 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 604.3 NFNV2 = = = -3057.3 N3）计算轴弯矩，并做弯矩图：截面B、C处水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 5675.548.8 Nmm = 276964 NmmMH2 = FNH2L3 = 7535.662.8 Nmm = 473236 Nmm截面B、C处垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 604.348.8 Nmm = 29490 NmmMV2 = FNV2L3 = -3057.362.8 Nmm = -191998 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处合成弯矩：M1 = = 278530 NmmM2 = = 510701 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴强度： 一般只校核轴上承受最大弯矩和转矩截面（即危险截面B）强度。必须时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 40 MPas-1 = 60 MPa 故设计轴有足够强度，并有一定裕度（注：计算W时，忽视单键槽影响）。轴弯扭受力图如下：III轴设计1 求输出轴上功率P3、转速n3和转矩T3：P3 = 8.25 KW n3 = 59.5 r/min T3 = 1323.5 N