展开式二级斜齿圆柱

减速器设计说明书 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一章 课程设计任务书11.1设计题目11.2工作情况11.3设计数据1第二章 传动装置总体设计方案12.1传动方案12.2该方案的优缺点1第三章 选择电动机23.1电动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3选择电动机容量23.4确定传动装置的总传动比和分配传动比4第四章 动力学参数计算4第五章 V带设计计算6第六章 减速器高速级齿轮传动设计计算116.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数116.2按齿面接触疲劳强度设计116.3确定传动尺寸146.4校核齿根弯曲疲劳强度146.5计算齿轮传动其它几何尺寸176.6齿轮参数和几何尺寸总结18第七章 减速器低速级齿轮传动设计计算197.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数197.2按齿面接触疲劳强度设计197.3确定传动尺寸227.4校核齿根弯曲疲劳强度237.5计算齿轮传动其它几何尺寸267.6齿轮参数和几何尺寸总结27第八章 轴的设计288.1高速轴设计计算288.2中间轴设计计算338.3低速轴设计计算39第九章 滚动轴承寿命校核459.1高速轴上的轴承校核459.2中间轴上的轴承校核469.3低速轴上的轴承校核48第十章 键联接设计计算4910.1大带轮键连接计算校核4910.2低速级小齿轮键连接计算校核4910.3高速级大齿轮键连接计算校核5010.4低速级大齿轮键连接计算校核5010.5联轴器键连接计算校核50第十一章 联轴器的选择5111.1低速轴上联轴器51第十二章 减速器的密封与润滑5212.1减速器的密封5212.2齿轮的润滑5212.3轴承的润滑52第十三章 减速器附件5313.1油面指示器5313.2通气器5413.3放油塞5413.4窥视孔盖5513.5定位销5613.6起盖螺钉5713.7起吊装置58第十四章 减速器箱体主要结构尺寸59第十五章 课程设计心得61第十六章 参考文献61第一章 课程设计任务书1.1设计题目1.2工作情况 每天工作小时数：8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。1.3设计数据拉力F1620N速度v0.95m/s直径D500mm第二章 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。第三章 选择电动机3.1电动机类型的选择 根据用途选用Y系列三相异步电动机。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=0.99 V带的效率：v=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.97a=12432vw=0.853.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=16200.951000=1.54kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=1.540.85=1.81kW 工作转速：nw=601000VD=6010000.95500=36.31rmin 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：840，因此理论传动比范围为：16160。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(16160)36.31=581-5810r/min。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=940r/min，同步转速为nt=1000r/min。序号电动机型号同步转速/(r/min)额定功率/kW满载转速/(r/min)1132S-87502.27102Y112M-610002.29403Y100L1-415002.214304Y90L-230002.22840图3-1 电机主要尺寸参数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HLHDABKDEFG1124002651901401228608243.4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：ia=nmnw=94036.31=25.888 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2.5 高速级传动比i1=1.35iaiv=3.74 则低速级的传动比为i2=2.77 减速器总传动比ib=i1i2=10.3598第四章 动力学参数计算 （1）各轴转速：高速轴：n=n0i0=9402.5=376rmin中间轴：n=ni1=3763.74=100.53rmin低速轴：n=ni2=100.532.77=36.29rmin工作机轴：n=n=36.29rmin （2）各轴输入功率：高速轴：P=P0v=1.810.96=1.74kW中间轴：P=P23=1.740.990.98=1.69kW低速轴：P=P23=1.690.990.98=1.64kW工作机轴：P=P122w=1.640.990.990.990.97=1.54kW 则各轴的输出功率：高速轴：P=P0.99=1.72kW中间轴：P=P0.99=1.67kW低速轴：P=P0.99=1.62kW工作机轴：P=P0.99=1.52kW （3）各轴输入转矩：电机轴：T0=9550P0n0=95501.81940=18.39Nm高速轴：T=9550Pn=95501.74376=44.19Nm中间轴：T=9550Pn=95501.69100.53=160.54Nm低速轴：T=9550Pn=95501.6436.29=431.58Nm工作机轴：T=9550Pn=95501.5436.29=405.26Nm 则各轴输出转矩：高速轴：T=9550Pn=95501.72376=43.69Nm中间轴：T=9550Pn=95501.67100.53=158.64Nm低速轴：T=9550Pn=95501.6236.29=426.32Nm工作机轴：T=9550Pn=95501.5236.29=400Nm 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/(Nm)电机轴9401.8118.39高速轴3761.7444.19中间轴100.531.69160.54低速轴36.291.64431.58工作机轴36.291.54405.26第五章 V带设计计算 1.确定计算功率Pca 由表8-8查得工作情况系数KA=1，故 Pca=KAP=11.81=1.81kW 2.选择V带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用A型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=75mm。 2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度v=dd1n601000=75940601000=3.69ms-1 3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 dd2=idd1=2.575=187.5mm 根据表8-9，取标准值为dd2=180mm。 4.确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式（8-20），初定中心距a0=380mm。 由式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2380+275+180+180-75243801168mm 由表选带的基准长度Ld=1100mm。 按式（8-23）计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=380+1100-11682346mm 按式（8-24）,中心距的变化范围为330-379mm。 5.验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-180-7557.3346=162.61120 6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=940r/min,查表8-4得P0=0.51kW。 根据n1=940r/min，i=2.5和A型带，查表8-5得P0=0.109kW。 查表8-6得K=0.955，表8-2得KL=0.91，于是 Pr=P0+P0KKL=0.51+0.1090.9550.91=0.538kW 2）计算带的根数zz=PcaPr=1.810.5383.36 取4根。 7.计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9551.810.95543.69+0.1053.692=100.62N 8.计算压轴力FpFp=2zF0sin12=24100.62sin162.612=795.71N 9.带轮结构设计 1）小带轮的结构设计 轴孔直径d=28mm 分度圆直径dd1=75 结构选择为实心式。 尺寸计算如下：d1=2.0d=2.028=56mmda=dd+2ha=75+22.75=80.5mmB=z-1e+2f=4-115+29=63mm 因为L=2.0dB（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）L=63mm图5-1 带轮结构示意图 2）大带轮的结构设计 轴孔直径d=20mm 分度圆直径dd2=180mm 结构选择为腹板式。 尺寸计算如下：d1=2.0d=2.020=40mmda=dd+2ha=180+22.75=185.5mmB=z-1e+2f=4-115+29=63mmC=0.25B=0.2563=15.75mmL=40mm图5-2 带轮结构示意图 10.设计结论 采用A型V带4根，基准长度1100mm。带轮基准直径dd1=75mm，dd2=180mm，中心距控制在a=330379mm。单根带初拉力F0=100.62N。带型A中心距346mm小带轮基准直径dd175mm包角162.61大带轮基准直径dd2180mm带长1100mm带的根数z4初拉力100.62N带速v3.69m/s压轴力795.71N第六章 减速器高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，初选螺旋角=13。 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240HBS 4.选小齿轮齿数z1=23，则大齿轮齿数z2=z1i=233.74=86。6.2按齿面接触疲劳强度设计 1.由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2 (1)确定公式中的各参数值 (1)试选KHt=1.3 (2)计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551061.74376=44194.15Nmm (3)由表10-7选取齿宽系数d=1 (4)由图10-20查得区域系数ZH=2.46 (5)由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 (6)由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctantanncos=arctantan20cos13=20.483at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos23cos20.48323+21cos13=30.276at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos86cos20.48386+21cos13=23.649=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=23tan30.276-tan20.483+86tan23.649-tan20.4832=1.65=dz1tan=123tan13=1.69Z=4-31-+=4-1.6531-1.69+1.691.65=0.696 (7)由公式可得螺旋角系数Z。Z=cos=cos13=0.987 (8)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Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=60376183008=4.332108NL2=NL1u=4.3321083.74=1.158108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1.09，KHN2=1.15 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=Hlim1KHN1SH=6001.091=654MPaH2=Hlim2KHN2SH=5501.151=632.5MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=632.5MPa (2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.344194.1518623+186232.46189.80.6960.987632.52=33.456mm 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。 (1)圆周速度v=d1tn601000=33.456376601000=0.658ms (2)齿宽bb=dd1t=133.456=33.456mm (2)计算实际载荷系数KH (1)由表10-2查得使用系数KA=1 (2)根据v=0.658m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.013 (3)齿轮的圆周力。Ft=2Td1=244194.1533.456=2641.927NKAFtb=12641.92733.456=79Nmm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.417 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0131.41.417=2.01 (3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=33.45632.011.3=38.686mm (4)确定模数mn=d1cosz1=38.686cos1323=1.64mm，取mn=2mm。6.3确定传动尺寸 1.计算中心距a=z1+z2mn2cos=23+8622cos13=111.87mm，圆整为112mm 2.按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.2912 =131728 3.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=mnz1cos=223cos13.2912=47.266mmd2=mnz2cos=286cos13.2912=176.734mm 4.计算齿宽 b=dd1=47.27mm 取B1=55mm B2=50mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F (1)T、mn和d1同前 齿宽b=b2=50 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：Zv1=z1cos3=23cos313.2912=24.952 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=86cos313.2912=93.298 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.62，YFa2=2.19 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.59，YSa2=1.78 (1)试选载荷系数KFt=1.3 (2)由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yt=arctantanncos=arctantan20cos13.2912=20.505=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos23cos20.50523+21cos13.2912=30.281at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos86cos20.50586+21cos13.2912=23.664 上式得=23tan30.281-tan20.505+86tan23.664-tan20.5052=1.648b=arctantancost=arctantan13.2912cos20.505=12.476v=cos2b=1.648cos212.476=1.729Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.729=0.684=dz1tan=123tan13.2912=1.73 (3)由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-120=1-1.7313.2912120=0.889 (2)圆周速度v=d1n601000=47.266376601000=0.93ms (3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.252=4.5mmbh=504.5=11.111 根据v=0.93m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.018 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.4 由表10-4查得KH=1.42，结合b/h=50/4.5=11.111查图10-13，得KF=1.079。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0181.41.079=1.538 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Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.92，KFN2=0.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1KFN1S=5000.921.25=368MPaF2=Flim2KFN2S=3800.921.25=279.68MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=21.53844194.152.621.590.6840.889cos213.2912123232=77.07 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=21.53844194.152.191.780.6840.889cos213.2912123232=72.12 MPa 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、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.419 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0051.21.419=1.711 (3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=49.48531.7111.3=54.23mm (4)确定模数mn=d1cosz1=54.23cos1324=2.2mm，取mn=3mm。7.3确定传动尺寸 1.计算中心距a=z1+z2mn2cos=24+6732cos13=140.09mm，圆整为140mm 2.按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=12.8386 =125018 3.计算小、大齿轮的分度圆直径d1=mnz1cos=324cos12.8386=73.846mmd2=mnz2cos=367cos12.8386=206.154mm 4.计算齿宽 b=dd1=73.85mm 取B1=80mm B2=75mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F (1)T、mn和d1同前 齿宽b=b2=75 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：Zv1=z1cos3=24cos312.8386=25.894 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=67cos312.8386=72.287 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.6，YFa2=2.24 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.59，YSa2=1.76 (1)试选载荷系数KFt=1.3 (2)由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yt=arctantanncos=arctantan20cos12.8386=20.471=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos24cos20.47124+21cos12.8386=29.951at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos67cos20.47167+21cos12.8386=24.446 上式得=24tan29.951-tan20.471+67tan24.446-tan20.4712=1.642b=arctantancost=arctantan12.8386cos20.471=12.052v=cos2b=1.642cos212.052=1.717Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.717=0.687=dz1tan=124tan12.8386=1.74 (3)由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-120=1-1.7412.8386120=0.893 (2)圆周速度v=d1n601000=73.846100.53601000=0.39ms (3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=756.75=11.111 根据v=0.39m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.007 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.4 由表10-4查得KH=1.426，结合b/h=75/6.75=11.111查图10-13，得KF=1.08。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0071.41.08=1.523 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Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.92，KFN2=0.96 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1KFN1S=5000.921.25=368MPaF2=Flim2KFN2S=3800.961.25=291.84MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=21.523160544.122.61.590.6870.893cos212.8386133242=75.81 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=21.523160544.122.241.760.6870.893cos212.8386133242=72.3 MPa 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v=d1n601000=73.846100.53601000=0.39ms 选用7级精度是合适的7.5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*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=73.846+23=79.846mm da2=d2+2ha=206.154+23=212.154mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=73.846-23.75=66.346mm df2=d2-2hf=206.154-23.75=198.654mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6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m33螺旋角右旋125018左旋125018齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿数z2467齿宽B8075齿顶高hamha*33齿根高hfm(ha*+c*)3.753.75分度圆直径d73.846206.154齿顶圆直径dad+2ha79.846212.154齿根圆直径dfd-2hf66.346198.654图7-1 低速级大齿轮结构图第八章 轴的设计8.1高速轴设计计算 1.选择轴上的材料，确定许用应力 因减速器为一般机械，无特殊要求，故选用40Cr（调质），硬度为280HBS，查表15-1，取b=735MPa，-1b=60MPa 2.按扭转强度初估轴的最小直径 查表15-3取A0=112，则dA03Pn=11231.74376=18.66mm 轴端开有1个键槽，故应将轴径增大5%d=1+0.0518.66=19.59mm 查表可知标准轴孔直径为20mm故取d=20图8-1 高速轴示意图 (1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=20mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=38mm。选用普通平键，A型键，bh = 66mm(GB/T 1096-2003)，键长L=25mm。 (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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23 = 25 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7206AC，其尺寸为dDB = 306216mm，故d34 = d78 = 30 mm。 由手册上查得7206AC型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 (3)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。所以l56 = 55 mm，d56 = 51.266 mm (4)轴承端盖厚度e=10，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带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则l23=+C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+10 + 5 + 24 - 16 -10 = 65 mm (5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 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 = 10 mm，低速级小齿轮宽度b3=80mm，则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，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径2025303651.2663630长度386528100.555828 3.轴的受力分析 高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）Ft1=2Td1=244194.1547.266=1870.02N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos=1870.02tan20cos13.2912=699.36N 高速级小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tan=1870.02tan13.2912=442N 根据7206AC角接触查手册得压力中心a=18.7mm 第一段轴中点到轴承压力中心距离: l1=382+65+18.7=102.7mm 轴承压力中心到齿轮支点距离:l2=28+552+100.5-18.7=137.3mm 齿轮中点到轴承压力中心距离:l3=8+552+28-18.7=44.8mm (1)计算轴的支反力 高速轴上外传动件压轴力Q=-795.71 水平支反力FNH1=Ftl3-Ql1+l2+l3l2+l3=1870.0244.8-795.71102.7+137.3+44.8137.3+44.8=1704.53NFNH2=Ftl2+Ql1l2+l3=1870.02137.3+-795.71102.7137.3+44.8=961.2N 垂直支反力FNV1=Frl3+Fad2l2+l3=699.3644.8+44247.2662137.3+44.8=229.42NFNV2=Frl2-Fad2l2+l3=699.36137.3-44247.2662137.3+44.8=469.94N (2)计算轴的弯矩，并做弯矩图 截面C处的水平弯矩MH1=FNH1l2=1704.53137.3=234031.97Nmm 截面B处的垂直弯矩MBH=Ql1=-795.71102.7=-81719.42Nmm 截面C处的垂直弯矩MV1=FNV1l2=229.42137.3=31499.37NmmMV2=FNV2l3=469.9444.8=21053.31Nmm 分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）MB=MBH2+MBV2=-81719.422+02=81719.42Nmm 截面C处的合成弯矩M1=MH12+MV12=234031.972+31499.372=236142.27NmmM2=MH12+MV22=234031.972+21053.312=234977.03Nmm (3)作合成弯矩图（图d）T=44194.15Nmm 作转矩图（图e）图8-2 高速轴受力及弯矩图 4.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 其抗弯截面系数为W=d332=36332=4578.12mm3 抗扭截面系数为WT=d316=36316=9156.24mm3 最大弯曲应力为=MW=236142.274578.12=51.58MPa 剪切应力为=TWT=44194.159156.24=4.83MPa 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+42=51.582+40.64.832=51.9MPa 查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限B=735MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。8.2中间轴设计计算 1.选择轴上的材料，确定许用应力 因减速器为一般机械，无特殊要求，故选用45（调质），硬度为240HBS，查表15-1，取b=640MPa，-1b=60MPa 2.按扭转强度初估轴的最小直径 查表15-3取A0=112，则dA03Pn=11231.69100.53=28.69mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径d=30mm图8-3 中间轴示意图 (1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直