机械设计课程设计计算说明书二级展开式圆柱齿轮减速器

PAGE2PAGE机械设计课程设计计算说明书二级展开式圆柱齿轮减速器学院：班级：姓名：学号：指导教师：PAGE3TOC\o"1-1"\h\z\u一、传动方案的拟定： 1二、电动机的选择 1三、确定传动装置的总传动比和分配各级传动比： 2四、传动装置的运动参数和动力参数： 3五、传动零件的设计计算： 5六、轴的结构设计 12七、按弯扭合成应力校核轴的强度 16八、轴承的寿命校核 24九、键的校核 26十、设计小结 27十一、参考文献 27

一、传动方案的拟定：设计带式运输机的二级展开式圆柱齿轮减速器工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃；使用折旧期：8年；检修间隔期：四年一次大修，两年一次大修，半年一次小修；动力来源:电力，三相交流，电压380/220V；运输带速度允许误差：±5%；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计数据：题号2：运输带工作拉力：2200N;运输带工作速度：1.1m/s;卷筒直径：240mm.二、电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：Pd＝Pw／ηa(KW)式(2)：Pw＝FV/1000(KW)因此Pd=FV/1000ηa(KW)由电动机至运输带的传动总效率为：η总=η0*η１*η２4*η３*η４2式中：η0、η1、η2、η３、η４分别为弹性联轴器(1个)、齿式联轴器（1个）、滚动轴承（4对）、卷筒（1个）和圆柱齿轮传动（两对）的传动效率。取η0=0.99η1=0.99、η2=0.99、η３=0.96、η４=0.97则：η总=0.99*0.99*0.994*0.96*0.972=0.85所以：电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=(2200*1.1)/(1000*0.85)=2.85(KW)3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒＝60*1000*V/（π*D）=(60*1000*1.1)（π*240）=87.58r/min根据手册Ｐ192表13-5，二级圆柱齿轮减速器传动比范围为8～40故电动机转速的可选范围为(8～40)*87.58=700.64～3503.18r/min则符合这一范围的同步转速有：750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量（kg）同步转速满载转速1Y100L-2330002870332Y100L2-4315001430383Y132S-631000960634Y132M-8375071079综合考虑，第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y100L2-4三、确定传动装置的总传动比和分配各级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw1、可得传动装置总传动比为：i=nm/nw=1440/87.58=16.332、分配各级传动装置传动比：总传动比等于各传动比的乘积i=i1*i2（式中i1为减速器中1轴和2轴的传动比,i2为2轴和3轴的传动比）根据手册P196的推荐，展开式二级圆柱齿轮减速器i1≈（1.3-1.5）i2取i1=1.4i2联合上式解得i1=4.78i2=3.42四、传动装置的运动参数和动力参数：将传动装置各轴由高速至低速依次定为1轴，2轴，3轴i1,i2为1轴与2轴以及2轴与3轴的传动比η01，η12,η23为1轴，2轴，3轴传动效率P1，P2.P3为各轴的输入功率（KW）T1，T2，T3为各轴的输入转矩（N·m）n1,n2，n3为各轴的输入转矩（r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、计算各轴的转速：1轴：n1=nm=1430（r/min）2轴：n2=n1/i1=1430/4.78=299.16r/min3轴：n3=n2/i2=299.16/3.42=87.47r/min卷筒轴：n4=n3=87.47r/min2、计算各轴的输入功率：1轴：P1=Pd*η01=2.85*0.99=2.82（KW）2轴：P2=P1*η12=2.82*0.97*0.99=2.71（KW）3轴：P3=P2*η23=2.71*0.97*0.99 =2.60(KW)卷筒轴：P3=P3*η34=2.60*0.99*0.99 =2.55（KW）（各轴的输出功率分别为其输入功率乘以轴承效率0.99）即各轴的输出功率为：1轴：P1’=2.82*0.99=2.80（KW）2轴：P2’=2.71*0.99=2.68(KW)3轴：P3’=2.60*0.99=2.57(KW)卷筒轴：P4’=2.55*0.99=2.52(KW)3、计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550·Pd/nm=9550*2.85/1430=19.03N·m1轴：T1=Td·i0·η01=19.03*1*0.99=18.84(N·m)2轴：T2=T1·i1·η12=19.84*4.78*0.97*0.99=86.49(N·m)3轴：T3=T2·i2·η23 =86.49*3.42*0.97*0.99 =284.06(N·m)卷筒轴：T4=T3·η1·η2=284.06*0.99*0.99=278.41(N·m)(输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率0.99)即各轴的输出转矩为：1轴：T1=18.84*0.99=18.65(N·m)2轴：T2=86.49*0.99=85.63(N·m)3轴：T3=284.06*0.99=281.22(N·m)卷筒轴：T4=178.41*0.99=275.63(N·m)综合以上数据，得表如下：轴名功率P（KW）转矩T（N·m）转速nr/min传动比i输入输出输入输出电动机轴2.8519.031430i1=4.78i2=3.421轴2.822.8018.8418.6514302轴2.712.6886.4985.63299.163轴2.602.57284.06281.2287.47卷筒轴2.552.52278.41275.6387.47五、传动零件的设计计算：减速器外只有两个联轴器，因此只有减速器内的传动零件的设计计算，即齿轮传动的设计计算1、计算高速级齿轮(1)、选定齿轮材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选轮齿面硬度较大比较合适，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，查表机械设计书P132表6.1，齿面硬度范围为229-286HBS，取250HBS，大齿轮选用45号钢正火，查表机械设计书P132表6.1，齿面硬度范围169-217HBS，取200HBS。由于减速器单向传动，载荷平稳，所以选用直齿圆柱齿轮。齿轮精度初选8级（2）按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径公式为：d1≥确定各参数值eq\o\ac(○,1)载荷系数K=KA*KV*Kα*Kβ 查表P133表6.2，使用系数KA取1.00动载系数KV范围为1.05-1.4，取1.10 齿间载荷分配系数Kα取值范围为1-1.2，取1.10齿向载荷分布系数Kβ取值范围为1-1.2，取1.10那么，K=KA*KV*Kα*Kβ=1.00*1.10*1.10*1.10=1.33eq\o\ac(○,2)小齿轮名义转矩T1=9.55*106*P1/n1=9.55*106*2.82/1430=1.88*104N·mmeq\o\ac(○,3)材料系数查机械设计表6.3，ZE=189.8eq\o\ac(○,4)节点区域系数查机械设计教材图6.12，ZH取2.50eq\o\ac(○,5)重合度系数Zε取值范围为0.85-0.92，取0.90eq\o\ac(○,6)齿宽系数Ψd取值范围为0.8-1.4，取1.0⑦许用应力查机械设计图6.14，SHmin取值范围为1.0-1.6，取1.2应力循环次数：又查图可知：则：取两式计算中的较小值，即［σH］=475Mpa于是有：=36.56mm(3)确定中心距尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定(4)确定模数mn，齿数Z1,Z2一般，初选，则取标准模数mn=2(mm)则Z1+Z2=/m=2*110/2=110取Z1=19，Z2=91那么Z2/Z1=91/19=4.80与传动比i1相比，误差为（4.80-4.78）/4.78=0.2%满足要求所以，确定小齿轮的齿数为19，大齿轮齿数为91(5)、计算齿轮分度圆直径小齿轮大齿轮(6)、齿轮宽度圆整大齿轮宽度取小齿轮宽度(7)、按齿根弯曲疲劳强度校核计算按校核式中eq\o\ac(○,1)小轮分度圆直径d1=38mmeq\o\ac(○,2)齿轮啮合宽度b=45mmeq\o\ac(○,3)名义转矩T1=1.88*104Nmmeq\o\ac(○,4)模数mn=2mm⑤载荷系数K=1.33⑥许用应力查机械设计表6.4当z1=19时，齿形系数当z2=91时，齿形系数取值范围为0.65-0.85取0.7查图6.15可知：；；又因为应力循环次数所以YN1=1，YN2=1根据国家标准YST=2.0查表6.5，SFmin=1.4-3.0取1.5则故满足齿根弯曲疲劳强度要求，设计合理2、计算低速级齿轮(1)、选定齿轮材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选轮齿面硬度较大比较合适，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，查表机械设计书P132表6.1，齿面硬度范围为229-286HBS，取250HBS，大齿轮选用45号钢正火，查表机械设计书P132表6.1，齿面硬度范围169-217HBS，取200HBS。由于减速器单向传动，载荷平稳，所以选用直齿圆柱齿轮。（2）、按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径公式为：≥(其中u=i2)确定各参数值eq\o\ac(○,1)载荷系数K=KA*KV*Kα*Kβ 查表P133表6.2，使用系数KA取1.00动载系数KV范围为1.05-1.4，取1.10 齿间载荷分配系数Kα取值范围为1-1.2，取1.10齿向载荷分布系数Kβ取值范围为1-1.2，取1.10那么，K=KA*KV*Kα*Kβ=1.00*1.10*1.10*1.10=1.33eq\o\ac(○,2)小齿轮名义转矩T2=9.55*106*P2/n2=9.55*106*2.71/299.16=8.65*104N·mmeq\o\ac(○,3)材料系数查机械设计表6.3，ZE=189.8eq\o\ac(○,4)节点区域系数查机械设计教材图6.12，ZH取2.50eq\o\ac(○,5)重合度系数Zε取值范围为0.85-0.92，取0.90eq\o\ac(○,6)齿宽系数Ψd取值范围为0.8-1.4，取1.0⑦许用应力查机械设计图6.14，SHmin取值范围为1.0-1.6，取1.2应力循环次数：又查图可知：则：取两式计算中的较小值，即［σH］=475Mpa于是≥(其中u=i2)==62.18mm(3)、确定中心距尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定(4)、确定模数，齿数一般，初选，则取标准模数=2.5(mm)则取=87那么/=87/25=3.48与传动比i2相比，误差为（3.48-3.42）/3.48=1.75%满足要求所以，确定小齿轮的齿数为25，大齿轮齿数为87(5)、计算齿轮分度圆直径小齿轮大齿轮(6)、齿轮宽度圆整大齿轮宽度取小齿轮宽度(7)、按齿根弯曲疲劳强度校核计算按校核式中eq\o\ac(○,1)小轮分度圆直径=62.5mmeq\o\ac(○,2)齿轮啮合宽度=70mmeq\o\ac(○,3)名义转矩T2=8.65*104eq\o\ac(○,4)模数=2.5⑤载荷系数K=1.33⑥许用应力查机械设计表6.4当=25时，齿形系数当=87时，齿形系数取值范围为0.65-0.85取0.7查图6.15可知：；；又因为应力循环次数所以=1，=1根据国家标准=2.0查表6.5，SFmin=1.4-3.0取1.5则故满足齿根弯曲疲劳强度要求，设计合理齿轮的基本参数如下表所示:名称符号公式1轴的小齿轮2轴的大齿轮2轴的小齿轮3轴的大齿轮齿数19912587分度圆直径（mm）3818262.5217.5齿顶高(mm)222.52.5齿根高(mm)2.52.53.1253.125齿顶圆直径(mm)4218667.5222.5齿根圆直径(mm)3317756.25211.25中心距(mm)110140齿宽(mm)45407065六、轴的结构设计1、高速轴的设计(1)选择轴的材料选择轴的材料为45钢，调质处理，其机械性能由表11.1和11.4查=60MPa，=640MPa,=275MPa,=155MPa(2)初步确定轴的最小直径轴的输入功率为P1=2.82KW转速为n1=1430r/min根据机械设计课本P232（11.2）式，并查表11.3，取C=110dmin≥高速轴的最小直径dmin显然是安装联轴器的直径，为了使所选的轴的直径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=KA*T1,查表10.2，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3,则：Tca=KA*T1=1.3*1.88*104=2.44*104Nmm查GB/T4323-2002,选用弹性套柱销联轴器型号为LT3，公称转矩为31.5Nm，许用转速6300r/min，Y型轴孔长52mm，轴孔直径22mm(3)确定轴各段直径和长度从装有联轴器的一段开始算起eq\o\ac(○,1)第一段:由于轴通过弹性套柱销联轴器联接，则轴的直径与联轴器的孔相适应，则第一段直径d1=Φ22mm,长度l1=52mm;eq\o\ac(○,2)第二段：为了满足半联轴器的定位要求，第二段的右端需要制出一轴肩，一般轴肩高度h=（0.07-0.1）d1,那么h=1.5-2.2mm，取h=1.5mm,那么直径d2=d1+2h=22+1.5*2=Φ25mm,根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取l2=40mm;eq\o\ac(○,3)第三段:该段装有滚动轴承，轴直径应与轴承相配合，经考虑，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6206型轴承，其尺寸为d*D*B=30*62*16，那么该段的直径为d3=Φ30mm，长度为l3=16mm;eq\o\ac(○,4)第四段:为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，经考虑，取d4=Φ36mm，长度取l4=80mmeq\o\ac(○,5)第五段:该段为齿轮轴段(由于轴的最小直径与齿轮的分度圆直径差值较小，所以将轴做成齿轮轴)，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ42mm，齿轮的宽度为45mm，则此段的直径为d5=Φ42mm，长度为l5=45mm;eq\o\ac(○,6)第六段:为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d6=Φ36mm,长度取l6=10mm;eq\o\ac(○,7)第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为d7=Φ30mm，长度l7=18mm至此，已初步确定了高速轴的各段直径和长度。2、中间轴的设计(1)选择轴的材料选择轴的材料为45钢，调质处理，其机械性能由表11.1和11.4查=60MPa，=640MPa,=275MPa,=155MPa(2)初步确定轴的最小直径轴的输入功率为P2=2.71KW转速为n1=299.16r/min根据机械设计课本P232（11.2）式，并查表11.3，取C=110dmin≥高速轴的最小直径dmin显然是安装轴承的直径，为了使所选的轴的直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承型号。(3)确定轴各段直径和长度从装有轴承，靠近小齿轮的一段开始算起eq\o\ac(○,1)第一段:该段装有滚动轴承，轴直径应与轴承相配合，经考虑，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为d*D*B=35*72*17，那么该段的直径为d1=Φ35mm，长度为l1=30mm；eq\o\ac(○,2)第二段：为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d2=Φ43mm,长度取l2=10mmeq\o\ac(○,3)第三段:该段为齿轮轴段(由于轴的最小直径与齿轮的分度圆直径差值较小，所以将轴做成齿轮轴)，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ67.5mm，齿轮的宽度为70mm，则此段的直径为d3=Φ67.5mm，长度为l3=70mm;eq\o\ac(○,4)第四段:为与高速轴传动的齿轮的定位轴肩,，经考虑，取d4=Φ43mm，长度取l4=5mm；eq\o\ac(○,5)第五段:该段为中间轴上与高速轴传动的齿轮的安装轴，齿轮的宽度为40mm，为了保证套筒充分接触到齿轮，需此段的长度略比齿宽略短一点，因此为l5=38mm，经考虑直径d5=Φ38mm；eq\o\ac(○,6)第六段:该段为滚动轴承安装出处，同取深沟球轴承6207型，其d*D*B=35*72*17所以轴径为d6=Φ35mm，长度l6=30mm；至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。3、低速轴的设计(1)选择轴的材料选择轴的材料为45钢，调质处理，其机械性能由表11.1和11.4查=60MPa，=640MPa,=275MPa,=155MPa(2)初步确定轴的最小直径轴的输入功率为P3=2.60KW转速为n3=87.47r/min根据机械设计课本P232（11.2）式，并查表11.3，取C=110dmin≥高速轴的最小直径dmin显然是安装联轴器的直径，为了使所选的轴的直径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=KA*T3,查表10.2，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3,则：Tca=KA*T3=1.3*2.84*105=3.69*105Nmm查JB/T8854.3-2001,选用GICL型鼓形齿式联轴器，型号为GICL3，公称转矩为2800Nm，许用转速5900r/min，Y型轴孔长82mm，轴孔直径35mm(3)确定轴各段直径和长度从装有联轴器的一段开始算起eq\o\ac(○,1)第一段:由于轴通过齿式联轴器联接，则轴的直径与联轴器的孔相适应，则第一段直径d1=Φ35mm,长度l1=82mm;eq\o\ac(○,2)第二段：为了满足半联轴器的定位要求，第二段需要制出一轴肩，一般轴肩高度h=（0.07-0.1）d1,那么h=2.45-3.5mm，取h=3.5mm,那么直径d2=d1+2h=35+2*3.5=Φ42mm,根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取l2=40mm;eq\o\ac(○,3)第三段:该段装有滚动轴承，轴直径应与轴承相配合，经考虑，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6209型轴承，其尺寸为d*D*B=45*85*19，那么该段的直径为d3=Φ45mm，长度为l3=35mm（其中16mm为套筒长度）;eq\o\ac(○,4)第四段:该段为安装齿轮段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ222.5mm，与轴的直径相差较大，所以不做成齿轮轴，经考虑，直径为d4=Φ50mm，齿轮的宽度为65mm，则此段的长度为l4=63mm;eq\o\ac(○,5)第五段:为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，同时也是齿轮的定位轴肩，综合考虑，取d5=Φ54mm,长度取l5=59mm;eq\o\ac(○,6)第六段:该段为滚动轴承安装出处，同样选取的是深沟球轴承，6209型，其尺寸为d*D*B=45*85*19，取轴径为d6=Φ45mm，长度l6=19mm；至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。七、按弯扭合成应力校核轴的强度1、高速轴强度校核(1)画受力简图，如图(a)，将轴上作用力分解为水平面受力图（b）和（c），分别求出水平面上的支反力和垂直面上的支反力。对于零件作用于轴上的分布载荷或扭矩可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式的不同而异。L1=101mm,L2=49mm,L3=113mm(2)求作用在齿轮上的力eq\o\ac(○,1)小齿轮分度圆直径：d1=38mmeq\o\ac(○,2)作用在齿轮上的转矩为：T1=1.88*104N·mmeq\o\ac(○,3)求圆周力：Ft=2T1/d1=2*1.88*104/38=1028Neq\o\ac(○,4)求径向力FrFr=Ft·tanα=1028*tan20°=374N(3)求作用于轴上的支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面内的支反力：RH1+RH2=Ft 49Ft=(49+113)RH2 由上面两式，求得RH1=717NRH2=311N垂直面内的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0RV1+RV2=Fr49Fr=(49+113)RV2由上面两式，求得RV1=261NRV2=113N（4）作出弯矩图根据上述简图，分别求水平面和垂直面内各力产生的弯矩水平面的弯矩：MH=RH1*49=35149.17Nmm垂直面的弯矩：MV=RV1*49=12793.41Nmm并按计算结果分别作出水平面上的弯矩MH,如图（d）和垂直面上的弯矩图MV,如图（e），然后按公式计算总弯矩并作出M图，如图（f）。合成弯矩：（5）作出扭矩图：如图（g）T=Ft*d1/2=1.88*104Nmm（6）作出当量弯矩图根据已作出的总弯矩图和扭矩图，求出当量总弯矩图Mca，如图（h）因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6可得（7）校核轴的强度eq\o\ac(○,1)第五段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知Mca=37405.02Nmm,［σ-1］=60Mpa则：σca=Mca/W=39068.84*10-3/[0.1*(42*10-3)3]=5.273Mpa<［σ-1］=60Mpaeq\o\ac(○,2)右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：σ’=/W=11280/(0.1·D13)=11280*10-3/[0.1*(40*10-3)3]=1.76Mpa<<［σ-1］=60Mpa所以确定的尺寸是安全的，此轴设计合理。2、低速轴强度校核(1)画受力见图如图(a)，将轴上作用力分解为水平面受力图（b）和（c），分别求出水平面上的支反力和垂直面上的支反力。对于零件作用于轴上的分布载荷或扭矩可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式的不同而异。L1=130.5mm，L2=57mmL3=105.5mm(2)求作用在齿轮上的力eq\o\ac(○,1)分度圆直径：d3=217.5mmeq\o\ac(○,2)作用在齿轮上的转矩为：T3=2.84*105N·mmeq\o\ac(○,3)求圆周力：FtFt=2T3/d3=2*2.84*105/217.5=2610.29Neq\o\ac(○,4)求径向力FrFr=Ft·tanα=2610.29*tan20°=950.07N(3)求作用于轴上的支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面内的支反力：RH1+RH2=Ft 57Ft=(57+105.5)RH2 由上面两式，求得RH1=1694.68NRH2=915.61N垂直面内的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0RV1+RV2=Fr57Fr=(57+105.5)RV2由上面两式，求得RV1=616.81NRV2=333.26N（4）作出弯矩图根据上述简图，分别求水平面和垂直面内各力产生的弯矩水平面的弯矩：MH=RH1*57=96596.76Nmm垂直面的弯矩：MV=RV1*49=35158.17Nmm并按计算结果分别作出水平面上的弯矩MH,如图（d）和垂直面上的弯矩图MV,如图（e），然后按公式计算总弯矩并作出M图，如图（f）。合成弯矩：（5）作出扭矩图：如图（g）T=Ft*d3/2=2.84*105Nmm（6）作出当量弯矩图根据已作出的总弯矩图和扭矩图，求出当量总弯矩图Mca，如图（h）因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6可得（7）校核轴的强度eq\o\ac(○,1)第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知Mca=198938.08Nmm,［σ-1］=60Mpa则：σca=Mca/W=198938.08*10-3/[0.1*(50*10-3)3]=15.9Mpa<［σ-1］=60Mpaeq\o\ac(○,2)第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：σ’=/W=1.704*105*10-3/(0.1·d13)=1.704*102/[0.1*(35*10-3)3]=39.7Mpa<［σ-1］=60Mpa所以确定的尺寸是安全的，此轴设计合理。3、中间轴强度校核(1)画受力见图如图(a)，将轴上作用力分解为水平面受力图（b）和（c），分别求出水平面上的支反力和垂直面上的支反力。对于零件作用于轴上的分布载荷或扭矩可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式的不同而异。L1=53.5mm，L2=59mm，L3=39mm(2)求作用在齿轮上的力eq\o\ac(○,1)大齿轮分度圆直径：d2=182mm小齿轮分度圆直径：d2’=62.5mmeq\o\ac(○,2)作用在大齿轮上的转矩为：8.65*104N·mmeq\o\ac(○,3)求圆周力:因为中间轴的大齿轮和小齿轮分别与高速轴和低速轴相啮合，所以根据作用力与反作用力，可求得大齿轮和小齿轮受到的周向力,且方向相同。小齿轮：Ft=2610.29N大齿轮：Ft’=1028.39Neq\o\ac(○,4)求径向力：因为中间轴的大齿轮和小齿轮分别与高速轴和低速轴相啮合，所以根据作用力与反作用力，可求得大齿轮和小齿轮受到的径向力,且方向相反。小齿轮：Fr=950.07N大齿轮：Fr’=374.30N(3)求作用于轴上的支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面内的支反力：RH1+RH2=Ft+Ft’ 53.5.5Ft+(53.5+59)Ft’=(53.5+59+39)RH2 由上面两式，求得RH1=2019.90NRH2=1618.78N垂直面内的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0RV1+RV2=Fr-Fr’53.5Fr-(53.5+59)Fr’=(53.5+59+39)RV2由上面两式，求得RV1=535.90NRV2=39.87N（4）作出弯矩图根据上述简图，分别求水平面和垂直面内各力产生的弯矩水平面的弯矩：MH1=RH1*53.5=2019.90*48.5=97965.15NmmMH2=RH2*39=1618.78*39=63132.42Nmm垂直面的弯矩：MV1=RV1*53.5=535.90*48.5=25991.15NmmMV2=RV2*39=39.87*39=1554.93Nmm并按计算结果分别作出水平面上的弯矩MH,如图（d）和垂直面上的弯矩图MV,如图（e），然后按公式计算总弯矩并作出M图，如图（f）。合成弯矩：（5）作出扭矩图：如图（g）T2=86510.56Nmm（6）作出当量弯矩图根据已作出的总弯矩图和扭矩图，求出当量总弯矩图Mca，如图（h）因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6可得（7）校核轴的强度eq\o\ac(○,1)小齿轮截面为危险截面：已知Mca1=113872.64Nmm,［σ-1］=60Mpa则：σca1=Mca1/W1=113872*10-3/[0.1*(67.5*10-3)3]=3.70Mpa<<［σ-1］=60Mpaeq\o\ac(○,2)大齿轮截面也为危险截面：已知Mca2=81745.88Nmm,［σ-1］=60Mpa则：σca2=Mca2/W2=81745.88*10-3/[0.1*(38*10-3)3]=14.90Mpa<［σ-1］=60Mpa所以确定的尺寸是安全的，此轴设计合理。综上，三根轴的强度都满足，所以设计合理。八、轴承的寿命校核由于在轴的结构设计中已经选择了各个轴承，所以此处只需校核其是否满足规定要求。高速轴:深沟球轴承6206(GB/T292-94)中间轴：深沟球轴承6207(GB/T292-94)低速轴：深沟球轴承6209(GB/T292-94)1.高速轴上的轴承寿命校核（1）查手册P64，表格6-1深沟球轴承（GB/T276-1994）查得深沟球轴承6206的基本额定动负荷Cr=19.5*103N（2）查机械设计教材P175表8.3，因为轴承工作温度≤120℃，取温度系数ft=1.00（3）计算当量动负荷P择大值代入公式进行寿命校核(4)轴承的预期寿命LH’=2*8*300*8=38400h（5）校核轴承的寿命∴预期寿命足够∴此轴承合格2.低速轴上的轴承寿命校核（1）查手册P64，表格6-1深沟球轴承（GB/T276-1994）查得深沟球轴承6209的基本额定动负荷Cr=31.5*103N（2）查机械设计教材P175表8.3，因为轴承工作温度≤120℃，取温度系数ft=1.00（3）计算当量动负荷P择大值代入公式进行寿命校核(4)轴承的预期寿命LH’=2*8*300*8=38400h（5）校核轴承的寿命∴预期寿命足够∴此轴承合格3.中间轴上的轴承寿命校核（1）查手册P64，表格6-1深沟球轴承（GB/T276-1994）查得深沟球轴承6207的基本额定动负荷Cr=25.5*103N（2）查机械设计教材P1