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山西工程技術(shù)學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書
學(xué)生姓名
：
武超宇
學(xué)號
：
150514012
專業(yè)
：
機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
指導(dǎo)教師
：
馮銀蘭
所屬系（部）
：
機(jī)械電子工程系
二〇一九年六月
二級圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)及主要零件加工工藝和夾具設(shè)計(jì)
摘 要
減速器是通過齒輪的速度轉(zhuǎn)換器，將電機(jī)的回轉(zhuǎn)數(shù)改變?yōu)樗枰幕剞D(zhuǎn)數(shù)，并獲到較大轉(zhuǎn)矩的一種用來傳遞動(dòng)力的機(jī)構(gòu)。在減速器中起著支持和固定軸組件的是減速器箱體，對于保證軸組件運(yùn)轉(zhuǎn)精度、潤滑及密封的可靠都起著重要作用。因此減速器箱體的加工工藝的不斷完善對于減速器的使用有著很重要的作用。
本文進(jìn)行了對減速器箱體的加工工藝和夾具的設(shè)計(jì)。要對減速器箱體的加工工藝進(jìn)行細(xì)致全面的設(shè)計(jì)，必須通過制造毛坯采用的形式、選擇定位基準(zhǔn)、擬定減速器零件加工的工藝路線、通過確定機(jī)械生產(chǎn)加工的余量、工序尺寸及制造毛坯的尺寸，以及確定減速器的切削用量及加工的基本工時(shí)等方面來設(shè)計(jì)。通過對減速器箱體加工工藝分析設(shè)計(jì)，提高減速器箱體制造的加工的工藝的水平，促進(jìn)減速器箱體制造產(chǎn)業(yè)的進(jìn)步。最后設(shè)計(jì)鏜床專用夾具，分析此夾具的校核以及簡要操作說明等等。保證此夾具能在現(xiàn)實(shí)當(dāng)中投入應(yīng)用進(jìn)行加工。
關(guān)鍵詞:減速器；加工工藝；鏜床專用夾具
Design of two - stage cylindrical gear reducer and its main parts processing technology and fixture design
Abstract
Reducer is through the gear speed converter, the number of motor rotation will be changed to the required number of revolutions, and obtain a larger torque used to transfer power of a mechanism. In the reducer, it is the reducer housing that supports and fixes the shaft assembly, which plays an important role in ensuring the running accuracy, lubrication and sealing reliability of the shaft assembly. Therefore, the continuous improvement of the processing technology of the reducer box has a very important role in the use of the reducer.
This article has carried on the reduction gear box processing technology and the fixture design. To the machining process of reducer casing a detailed comprehensive design, must pass through manufacturing adopt the form of the blank, choose the locating datum, proposed reducer parts processing craft route, through the determination of mechanical production and processing of allowance, the size of the process and manufacture the dimensions of the blank, and to determine the speed reducer and the processing of cutting parameter to design the basic working hours, etc. Through the analysis and design of the processing technology of the gearbox, the processing technology level of the gearbox manufacturing is improved, and the progress of the gearbox manufacturing industry is promoted. Finally, the design of special jig boring machine, analysis of the jig check and brief operating instructions and so on. Ensure that this fixture can be used in the real world for processing.
Key words：reducer；processing technology；special jig boring machine
iii
目 錄
摘 要 i
Abstract ii
1 概述 1
1.1 設(shè)計(jì)的目的和意義 1
1.2 國內(nèi)外研究動(dòng)態(tài) 1
2 減速器設(shè)計(jì) 3
2.1 設(shè)計(jì)內(nèi)容 3
2.2 設(shè)計(jì)步驟 3
3 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 4
3.1 傳動(dòng)方案 4
3.2 該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 4
4 選擇電動(dòng)機(jī) 5
4.1 電動(dòng)機(jī)類型的選擇 5
4.2 確定傳動(dòng)裝置的效率 5
4.3 選擇電動(dòng)機(jī)容量 5
4.4 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 6
4.4.1 總傳動(dòng)比的計(jì)算 6
4.4.2 分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 6
5 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 7
5.1 電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù) 7
5.2 高速軸的參數(shù) 7
5.3 中間軸的參數(shù) 7
5.4 低速軸的參數(shù) 7
5.5 工作機(jī)的參數(shù) 7
6 減速器高速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 9
6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 9
6.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 9
6.2.1 計(jì)算小齒輪分度圓直徑 9
6.2.2 確定公式中的各參數(shù)值 9
6.2.3 試算小齒輪分度圓直徑 11
6.3 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 11
6.3.1 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 11
6.3.2 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH 11
6.4 確定傳動(dòng)尺寸 12
6.4.1 計(jì)算中心距 12
6.4.2 按圓整后的中心距修正螺旋角 12
6.4.3 計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 12
6.4.4 計(jì)算齒寬 12
6.5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 12
6.6 計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 14
6.6.1 計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 14
6.6.2 計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 15
6.6.3 計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 15
7 減速器低速齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 16
7.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 16
7.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 16
7.2.1 小齒輪分度圓直徑 16
7.2.2 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 18
7.3 確定傳動(dòng)尺寸 19
7.3.1 計(jì)算中心距 19
7.3.2 按照圓整后的中心距修正螺旋角 19
7.3.3 計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 19
7.3.4 計(jì)算齒寬 19
7.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 19
7.5 計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 21
7.5.1 計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 21
7.5.2 計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 22
7.5.3 計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 22
8 軸的設(shè)計(jì) 23
8.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 23
8.1.1 確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 23
8.1.2 軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 23
8.1.3 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 23
8.1.4 軸的受力分析 24
8.1.5 校核軸的強(qiáng)度 27
8.2 中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 28
8.2.1 確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 28
8.2.2 軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 28
8.2.3 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 28
8.2.4 軸的受力分析 29
8.2.5 校核軸的強(qiáng)度 32
8.3 低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 32
8.3.1 確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 32
8.3.2 軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 32
8.3.3 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 32
8.3.4 軸的受力分析 34
8.3.5 校核軸的強(qiáng)度 36
9 滾動(dòng)軸承壽命校核 37
9.1 高速軸上的軸承校核 37
9.2 中間軸上的軸承校核 38
9.3 低速軸上的軸承校核 39
10 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 40
11 減速器的密封與潤滑 41
12 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 42
13 零件圖樣分析 43
13.1 零件的作用及技術(shù)要求 43
13.2 零件結(jié)構(gòu)工藝性分析 43
13.3 毛坯的類型和制造方法 44
14 箱蓋工藝規(guī)程設(shè)計(jì) 45
14.1 選擇定位基準(zhǔn) 45
14.2 擬定加工工藝路線 45
14.3 加工工藝裝備的選擇 48
14.4 切削用量和基本工時(shí) 49
15 鏜床專用夾具設(shè)計(jì) 65
15.1 問題的提出 65
15.2 定位方案設(shè)計(jì) 65
15.3 夾緊方案設(shè)計(jì) 65
15.4 主要零部件設(shè)計(jì) 67
15.5 夾具簡要操作說明 67
總結(jié) 68
參考文獻(xiàn) 69
外文資料 70
中文譯文 76
致 謝 81
山西工程技術(shù)學(xué)院——畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書
1 概述
1.1 設(shè)計(jì)的目的和意義
本次設(shè)計(jì)主要是減速器設(shè)計(jì)及箱蓋加工工藝和夾具設(shè)計(jì)。其論文的主要設(shè)計(jì)的任務(wù)以及具體設(shè)計(jì)流程主要包括以下方方面面：
1.減速器設(shè)計(jì)
2.針對減速器箱蓋零件圖進(jìn)行圖樣分析；
3.綜合設(shè)計(jì)箱蓋零件的工藝規(guī)程設(shè)計(jì)；
4.擬定加工工藝路線并且完成工序的換算等；
5.最后針對內(nèi)孔設(shè)計(jì)鏜床專用夾具（定位元件、夾緊元件、定位誤差、簡要操作等）。
完成這次設(shè)計(jì)可對我們大學(xué)四年期間所學(xué)的知識進(jìn)行一次較為全面的專業(yè)訓(xùn)練,可以培養(yǎng)我們掌握如何運(yùn)用過去所學(xué)的知識去解決生產(chǎn)中實(shí)際問題的方法,增強(qiáng)從事本專業(yè)實(shí)際工作所必需的基本能力和開發(fā)研究能力,為我們以后走上工作崗位打下一個(gè)良好的基礎(chǔ)。
1.2 國內(nèi)外研究動(dòng)態(tài)
七十年代中期以來，隨著冶金、礦山、化工、水泥等各行業(yè)的發(fā)展，對設(shè)備的性能要求越來越高，生產(chǎn)規(guī)模的進(jìn)一步擴(kuò)大和自動(dòng)化程度的提高，同時(shí)要求環(huán)境噪聲有所降低。對其傳動(dòng)系統(tǒng)提出了高承載能力、高壽命、低噪聲等高要求，從而促使減速器的發(fā)展和更新。我國從七十年代末開始研究通用硬齒面齒輪減速器,于86年完成標(biāo)準(zhǔn)產(chǎn)品的設(shè)計(jì)，制訂了以《圓柱齒輪減速器》(ZBJ19004-88)為代表的新一代減速器標(biāo)準(zhǔn)。
國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)為主,但普遍存在著功率與重量比小,或者傳動(dòng)比大而機(jī)械效率過低的問題。另外,材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點(diǎn),特別是大型的減速器問題更突出,使用壽命不長。國內(nèi)使用的大型減速器(500kw以上),多從國外(如丹麥、德國等)進(jìn)口,花去不少的外匯。
我國國內(nèi)的夾具始于20世紀(jì)60年代,當(dāng)時(shí)建立了面向機(jī)械行業(yè)的天津組合夾具廠,和面向航空工業(yè)的保定向陽機(jī)械廠,以后又建立了數(shù)個(gè)生產(chǎn)組合夾具元件的工廠。在當(dāng)時(shí)曾達(dá)到全國年產(chǎn)組合夾具元件800萬件的水平。20世紀(jì)80年代以后,兩廠又各自獨(dú)立開發(fā)了適合NC機(jī)床、加工中心的孔系組合夾具系統(tǒng),不僅滿足了我國國內(nèi)的需求,還出口到美國等國家。當(dāng)前我國每年尚需進(jìn)口不少NC機(jī)床、加工中心,而由國外配套孔系夾具,價(jià)格非常昂貴,現(xiàn)大都由國內(nèi)配套,節(jié)約了大量外匯。
20世紀(jì)70-80年代,世界上減速器技術(shù)有了很大的發(fā)展,且與新技術(shù)革命的發(fā)展緊密結(jié)合。其主要類型:齒輪減速器;蝸桿減速器;齒輪—蝸桿減速器;行星齒輪減速器。在機(jī)械傳動(dòng)基礎(chǔ)件中,齒輪減速器占有非常重要的地位,其產(chǎn)品水平和質(zhì)量對機(jī)械產(chǎn)品有著重大的影響。目前國內(nèi)外齒輪減速器的發(fā)展趨向?yàn)?產(chǎn)品制造水平進(jìn)一步精密化,承載能力進(jìn)一步得以提高,各種不同系列產(chǎn)品之間的模塊化互換程度越來越高。這對系列產(chǎn)品的大批量生產(chǎn)提供了便利,也為產(chǎn)品的進(jìn)一步擴(kuò)展留下了空間。目前國際上幾大典型的傳動(dòng)基礎(chǔ)件公司均擁有獨(dú)具特色的模塊化產(chǎn)品組合體系和極其豐富的產(chǎn)品系列,產(chǎn)品銷售網(wǎng)絡(luò)遍布全球。
從國際上看俄國、德國和美國是組合夾具的主要生產(chǎn)國。當(dāng)前國際上的夾具企業(yè)均為中小企業(yè),專用夾具、可調(diào)整夾具主要接受本地區(qū)和國內(nèi)訂貨,而通用性強(qiáng)的組合夾具已逐步成熟為國際貿(mào)易中的一個(gè)品種。有關(guān)夾具和組合夾具的產(chǎn)值和貿(mào)易額尚缺乏統(tǒng)計(jì)資料,但歐美市場上一套用于加工中心的夾具和組合夾具的大型基礎(chǔ)件尤其昂貴。由于我國在組合夾具技術(shù)上有歷史的積累和性能價(jià)格比的優(yōu)勢,隨著我國加入WTO和制造業(yè)全球一體化的趨勢,特別是電子商務(wù)的日益發(fā)展,其中蘊(yùn)藏著很大的商機(jī),具有進(jìn)一步擴(kuò)大出口的良好前景。
2 減速器設(shè)計(jì)
2.1 設(shè)計(jì)內(nèi)容
展開式二級斜齒圓柱減速器，拉力F=4800N，速度v=1.75m/s，直徑D=500mm，每天工作小時(shí)數(shù)：16小時(shí)，工作年限（壽命）：8年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。
2.2 設(shè)計(jì)步驟
1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案
2.電動(dòng)機(jī)的選擇
3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比
4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
5.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算
6.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
7.滾動(dòng)軸承校核
8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)
9.潤滑密封設(shè)計(jì)
10.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
3 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案
3.1 傳動(dòng)方案
傳動(dòng)方案已給定，減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。
3.2 該方案的優(yōu)缺點(diǎn)
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。
帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)
設(shè)計(jì)條件：
1、 運(yùn)輸帶工作拉力F = 4800N；
2、 運(yùn)輸帶工作速度v = 1.75m/s；
3、 卷筒直徑D = 500mm；
4、 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35oC；
5、 使用折舊期：8年；
6、 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；
7、 動(dòng)力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；
8、 運(yùn)輸帶速度允許誤差：±5%；
9、 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。
表4-1傳動(dòng)裝置表
4 選擇電動(dòng)機(jī)
4.1 電動(dòng)機(jī)類型的選擇
根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。
4.2 確定傳動(dòng)裝置的效率
聯(lián)軸器的效率：η1=0.99
滾動(dòng)軸承的效率：η2=0.98
閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98
工作機(jī)的效率：ηw=0.97
ηa=η12×η24×η32×ηw=0.842
4.3 選擇電動(dòng)機(jī)容量
工作機(jī)所需功率為
Pw=F×V1000=4800×1.751000=8.4kW
電動(dòng)機(jī)所需額定功率:
Pd=Pwηa=8.40.842=9.98kW
工作轉(zhuǎn)速：
nw=60×1000×Vπ×D=60×1000×1.75π×500=66.88rpm
經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，展開式二級齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：8～40，因此理論傳動(dòng)比范圍為：8～40?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(8～40)×66.88=535--2675r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號為：Y160L-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=11kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=970r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。
表4-1 電機(jī)主要尺寸參數(shù)
序號
電動(dòng)機(jī)型號
同步轉(zhuǎn)速/(r/min)
額定功率/kW
滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)
1
Y180L-8
750
11
730
2
Y160L-6
1000
11
970
3
Y160M-4
1500
11
1460
4
Y160M1-2
3000
11
2930
4.4 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比
4.4.1 總傳動(dòng)比的計(jì)算
由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：
ia=nmnw=97066.88=14.504
4.4.2 分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比
高速級傳動(dòng)比
i1=1.35×ia=4.42
則低速級的傳動(dòng)比
i2=3.28
減速器總傳動(dòng)比
ib=i1×i2=14.4976
5 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)
5.1 電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)
P0=9.98kW
n0=nm=970rpm
T0=9550000×P0n0=9550000×9.98970=98256.7N?mm
5.2 高速軸的參數(shù)
PⅠ=P0×η1=9.98×0.99=9.88kW
nⅠ=n0=970rpm
TⅠ=9550000×PⅠnⅠ=9550000×9.88970=97272.16N?mm
5.3 中間軸的參數(shù)
PⅡ=PⅠ×η2×η3=9.88×0.98×0.98=9.49kW
nⅡ=nⅠi1=9704.42=219.46rpm
TⅡ=9550000×PⅡnⅡ=9550000×9.49219.46=412965.92N?mm
5.4 低速軸的參數(shù)
PⅢ=PⅡ×η2×η3=9.49×0.98×0.98=9.11kW
nⅢ=nⅡi2=219.463.28=66.91rpm
TⅢ=9550000×PⅢnⅢ=9550000×9.1166.91=1300261.55N?mm
5.5 工作機(jī)的參數(shù)
PⅣ=PⅢ×η1×η2×η2×ηw=9.11×0.99×0.98×0.98×0.97=8.4kW
nⅣ=nⅢ=66.91rpm
TⅣ=9550000×PⅣnⅣ=9550000×8.466.91=1198923.93N?mm
6 減速器高速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算
6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
1.根據(jù)傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。
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)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS
4.選小齒輪齒數(shù)z1=25，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=25×4.42=111。
6.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
6.2.1 計(jì)算小齒輪分度圓直徑
d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2
6.2.2 確定公式中的各參數(shù)值
a.試選KHt=1.3
b.計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:
T=9.55×106×Pn=9.55×106×9.88970=97272.16N?mm
c.由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1
d.由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46
e.由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。
f.由式（10-9）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。
αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos13°=20.483°
αat1=arccosz1×cosαtz1+2×han*×cosβ=arccos25×cos20.48325+2×1×cos13=29.653°
αat2=arccosz2×cosαtz2+2×han*×cosβ=arccos111×cos20.483111+2×1×cos13=22.984°
εα=z1×tanαat1-tanαt+z2×tanαat2-tanαt2π=25×tan29.653°-tan20.483°+111×tan22.984°-tan20.4832π=1.673
εβ=φd×z1×tanβπ=1×25×tan13°π=1.837
Zε=4-εα3×1-εβ+εβεα=4-1.6733×1-1.837+1.8371.673=0.67
g.由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。
Zβ=cosβ=cos13°=0.987
h.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]
由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為
σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa
由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
NL1=60×n×j×Lh=60×970×1×16×300×8=2.235×109
NL2=NL1u=2.235×1094.42=5.056×108
由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)
KHN1=0.98，KHN2=1.08
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得
σH1=σHlim1×KHN1SH=600×0.981=588MPa
σH2=σHlim2×KHN2SH=550×1.081=594MPa
取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即
σH=588MPa
6.2.3 試算小齒輪分度圓直徑
d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×97272.161×11125+111125×2.46×189.8×0.67×0.9875882=44.057mm
6.3 調(diào)整小齒輪分度圓直徑
6.3.1 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備
a.圓周速度ν
v=π×d1t×n60×1000=π×44.057×97060×1000=2.236
b.齒寬b
b=φd×d1t=1×44.057=44.057mm
6.3.2 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH
a.由表10-2查得使用系數(shù)KA=1
b.根據(jù)v=2.236m/s、7級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.042
c.齒輪的圓周力。
Ft=2×Td1=2×97272.1644.057=4415.741N
K_A×F_t/b=1×4415.741/44.057=100N|mm>100Nmm
查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=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(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.418
由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)
KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.042×1.2×1.418=1.773，由（10-12），可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑
d1=d1t×3KHKHt=44.057×31.7731.3=48.858mm
(4)確定模數(shù)
mn=d1×cosβz1=48.858×cos13°25=1.904mm，取mn=2mm。
6.4 確定傳動(dòng)尺寸
6.4.1 計(jì)算中心距
a=z1+z2×mn2×cosβ=139.58mm，圓整為140mm
6.4.2 按圓整后的中心距修正螺旋角
β=acosz1+z2×mn2×a=13.7291°
β=13°43'44"
6.4.3 計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑
d1=mn×z1cosβ=2×25cos13.7291=51.471mm
d2=mn×z2cosβ=2×111cos13.7291=228.529mm
6.4.4 計(jì)算齒寬
b=φd×d1=51.47mm
取B1=60mm B2=55mm
6.5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為
σF=2×K×T×YFa×YSa×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12≤σF
(1)T、mn和d1同前
齒寬b=b2=55
齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：
小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：
Zv1=z1cos3β=25cos313.7291°=27.271
大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：
Zv2=z2cos3β=111cos313.7291°=121.085
由圖10-17查得齒形系數(shù)
YFa1=2.62，YFa2=2.138
由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)
YSa1=1.59，YSa2=1.834
a.試選載荷系數(shù)KFt=1.3
b.由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yε
αt'=arctantanαncosβ=arctantan20°cos13.7291°=20.54°
βb=arctantanβ×cosαt'=arctantan13.7291°×cos20.54°=12.886°
εαv=εαcos2βb=1.665cos212.886°=1.752
Yε=0.25+0.75εαv=0.678
εβ=φd×z1×tanβπ=1×25×tan13.7291°π=1.944
c.由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yβ
Yβ=1-εβ×β120°=1-1.944×13.7291120°=0.778
(2)圓周速度
v=π×d1×n60×1000=π×51.471×97060×1000=2.61m?s-1
(3)寬高比b/h
h=2×ha*+c*×m=2×1+0.25×2=4.5mm
bh=554.5=12.222
根據(jù)v=2.61m/s，7級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05
查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.1
由表10-4用插值法查得KHβ=1.422，結(jié)合b/h=55/4.5=12.222查圖10-13，得 KFβ=1.079。
則載荷系數(shù)為
KF=KA×KV×KFα×KFβ=1×1.05×1.1×1.079=1.246
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
σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa
由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)
KFN1=0.88，KFN2=0.91
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得
σF1=KFN1×σFlim1S=0.88×5001.25=352MPa
σF2=KFN2×σFlim2S=0.91×3801.25=276.64MPa
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核
σF1=2×K×T×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12=2×1.246×97272.16×2.62×1.59×0.678×0.801×cos213.72911×23×252=103.502 MPa <σF1
σF2=2×K×T×YFa2×YSa2×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12=2×1.246×97272.16×2.138×1.834×0.678×0.801×cos213.72911×23×252=97.422 MPa <σF2
齒根彎曲疲勞強(qiáng)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=π×d1×n60×1000=π×51.471×97060×1000=2.61ms
選用7級精度是合適的
6.6 計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸
6.6.1 計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高
ha=m×han*=2mm
hf=m×han*+cn*=2.5mm
h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm
6.6.2 計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑
da1=d1+2×ha=55.471mm
da2=d2+2×ha=232.529mm
6.6.3 計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑
df1=d1-2×hf=46.471mm
df2=d2-2×hf=223.529mm
注：han*=1.0，cn*=0.25
7 減速器低速齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算
7.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
1.根據(jù)傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。
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)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS
4.選小齒輪齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=27×3.28=89。
7.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
7.2.1 小齒輪分度圓直徑
d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2
7.2.1.1 確定公式中的各參數(shù)值
a.試選KHt=1.3
b.計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:
T=9.55×106×Pn=9.55×106×9.49219.46=412965.92N?mm
c.由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1
d.由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46
e.由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。
f.由式（10-9）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。
αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos13°=20.483°
αat1=arccosz1×cosαtz1+2×han*×cosβ=arccos27×cos20.48327+2×1×cos13=29.107°
αat2=arccosz2×cosαtz2+2×han*×cosβ=arccos89×cos20.48389+2×1×cos13=23.551°
εα=z1×tanαat1-tanαt+z2×tanαat2-tanαt2π=27×tan29.107°-tan20.483°+89×tan23.551°-tan20.4832π=1.67
εβ=φd×z1×tanβπ=1×27×tan13°π=1.984
Zε=4-εα3×1-εβ+εβεα=4-1.673×1-1.984+1.9841.67=0.651
g.由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。
Zβ=cosβ=cos13°=0.987
h.計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]
由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為
σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa
由式（10-15）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
NL1=60×n×j×Lh=60×219.46×1×16×300×8=5.056×108
NL2=NL1u=5.056×1083.28=1.542×108
由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)
KHN1=1.08，KHN2=1.14
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得
σH1=σHlim1×KHN1SH=600×1.081=648MPa
σH2=σHlim2×KHN2SH=550×1.141=627MPa
取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即
σH=627MPa
7.2.1.2 試算小齒輪分度圓直徑
d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×412965.921×8927+18927×2.46×189.8×0.651×0.9876272=68.453mm
7.2.2 調(diào)整小齒輪分度圓直徑
7.2.2.1 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備
a.圓周速度ν
v=π×d1t×n60×1000=π×68.453×219.4660×1000=0.786
b.齒寬b
b=φd×d1t=1×68.453=68.453mm
7.2.2.2 計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH
a.由表10-2查得使用系數(shù)KA=1
b.根據(jù)v=0.786m/s、7級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.015
c.齒輪的圓周力。
Ft=2×Td1=2×412965.9268.453=12065.678N
K_A×F_t/b=1×12065.678/68.453=176N|mm>100Nmm
查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=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(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.423
由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)
KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.015×1.2×1.423=1.733
7.2.2.3 實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑
d1=d1t×3KHKHt=68.453×31.7331.3=75.337mm
7.2.2.4 確定模數(shù)
mn=d1×cosβz1=75.337×cos13°27=2.719mm，取mn=3mm。
7.3 確定傳動(dòng)尺寸
7.3.1 計(jì)算中心距
a=z1+z2×mn2×cosβ=178.58mm，圓整為179mm
7.3.2 按照圓整后的中心距修正螺旋角
β=acosz1+z2×mn2×a=13.5741°
β=13°34'26"
7.3.3 計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑
d1=mn×z1cosβ=3×27cos13.5741=83.328mm
d2=mn×z2cosβ=3×89cos13.5741=274.672mm
7.3.4 計(jì)算齒寬
b=φd×d1=83.33mm
取B1=90mm B2=85mm
7.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為
σF=2×K×T×YFa×YSa×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12≤σF
T、mn和d1同前
齒寬b=b2=85
齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當(dāng)量齒數(shù)為：
小齒輪當(dāng)量齒數(shù)：
Zv1=z1cos3β=27cos313.5741°=29.395
大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：
Zv2=z2cos3β=89cos313.5741°=96.895
由圖10-17查得齒形系數(shù)
YFa1=2.57，YFa2=2.202
由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)
YSa1=1.6，YSa2=1.779
a.試選載荷系數(shù)KFt=1.3
b.由式（10-18），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Yε
αt'=arctantanαncosβ=arctantan20°cos13.5741°=20.527°
βb=arctantanβ×cosαt'=arctantan13.5741°×cos20.527°=12.741°
εαv=εαcos2βb=1.664cos212.741°=1.749
Yε=0.25+0.75εαv=0.679
εβ=φd×z1×tanβπ=1×27×tan13.5741°π=2.075
c.由式（10-19），可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yβ
Yβ=1-εβ×β120°=1-2.075×13.5741120°=0.765
圓周速度
v=π×d1×n60×1000=π×83.328×219.4660×1000=0.96m?s-1
寬高比b/h
h=2×ha*+c*×m=2×1+0.25×3=6.75mm
bh=856.75=12.593
根據(jù)v=0.96m/s，7級精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.018
查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.1
由表10-4用插值法查得KHβ=1.428，結(jié)合b/h=85/6.75=12.593查圖10-13，得KFβ=1.08。
則載荷系數(shù)為
KF=KA×KV×KFα×KFβ=1×1.018×1.1×1.08=1.209
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
σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa
由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)
KFN1=0.91，KFN2=0.92
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得
σF1=KFN1×σFlim1S=0.91×5001.25=364MPa
σF2=KFN2×σFlim2S=0.92×3801.25=279.68MPa
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核
σF1=2×K×T×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12=2×1.209×412965.92×2.57×1.6×0.679×0.785×cos213.57411×33×272=105.067 MPa <σF1
σF2=2×K×T×YFa2×YSa2×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12=2×1.209×412965.92×2.202×1.779×0.679×0.785×cos213.57411×33×272=100.093 MPa <σF2
齒根彎曲疲勞強(qiáng)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。
齒輪的圓周速度
v=π×d1×n60×1000=π×83.328×219.4660×1000=0.96ms
選用7級精度是合適的
7.5 計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸
7.5.1 計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高
ha=m×han*=3mm
hf=m×han*+cn*=3.75mm
h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm
7.5.2 計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑
da1=d1+2×ha=89.328mm ，da2=d2+2×ha=280.672mm
7.5.3 計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑
df1=d1-2×hf=75.828mm
df2=d2-2×hf=267.172mm
8 軸的設(shè)計(jì)
8.1 高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
8.1.1 確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)
轉(zhuǎn)速n=970r/min；功率P=9.88kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=97272.16N?mm
8.1.2 軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力
由表選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241～286HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=70MPa
8.1.3 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)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=112。
d≥A0×3Pn=112×39.88970=24.28mm
由于最小軸段截面上要開1個(gè)鍵槽，故將軸徑增大5%
dmin=1+0.05×24.28=25.49mm
查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為28mm故取dmin=28
圖8-1 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(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KA×T，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA = 1.3，則:
Tca=KA×T=126.45N?m
按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB T4323-2002或設(shè)計(jì)手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為28mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為62mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h = 8×7mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=50mm。
(2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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 = 33 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7207AC，其尺寸為d×D×B = 35×72×17mm，故d34 = d78 = 35 mm。
由手冊上查得7207AC型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。
(3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = 60 mm，d56 = 55.471 mm。
(4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=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δ=8mm，則
l23= δ+C1+C2+Δt+e+5+K-B-Δ= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 17 -10 = 62 mm
(5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1 =10 mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ = 10 mm，低速級小齒輪寬度b3=90mm，則
l34=l78=BΔ+ 2=17+10+2=29 mm
l45=b3+ Δ3+ Δ1-2.5-2=90+ 15+ 10-2.5-2=110.5 mm
l67=Δ1-2=10-2=8 mm
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
表8-1 高速軸的各段直徑和長度
軸段
1
2
3
4
5
6
7
直徑
28
33
35
42
55.471
42
35
長度
62
62
29
110.5
60
8
29
8.1.4 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=2×Td1=2×97272.1651.471=3779.69N
高速級小齒輪所受的徑向力
Fr1=Ft1×tanαcosβ=3779.69×tan20°cos13.7291°=1416.16N
高速級小齒輪所受的軸向力
Fa1=Ft1×tanβ=3779.69×tan13.7291°=923N
根據(jù)7207AC角接觸球軸承查手冊得壓力中心a=21mm
第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離 l1=622+62+21=114mm
軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離 l2=29+602+110.5-21=148.5mm
齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離 l3=8+602+29-21=46mm
軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)
a.在水平面內(nèi)
軸承A處水平支承力：
RAH=Fr1×l2-Fa1×d12l2+l3=1416.16×148.5--923×51.4712148.5+46= 1203N
軸承B處水平支承力：
RBH=Fr1-RAH=1416.16-1203=213N
軸承A處垂直支承力：
RAV=Ft1×l2l2+l3=3779.69×148.5148.5+46= 2886N
軸承B處垂直支承力：
RBV=Ft1×l3l2+l3=3779.69×46148.5+46= 894N
軸承A的總支承反力為：
RA=RAH2+RAV2=3126.69N
軸承B的總支承反力為：
RB=RBH2+RBV2=2132+8942=919.02N
截面A在水平面上彎矩：
MAH=0N?mm
截面B在水平面上彎矩：
MBH=0N?mm
截面C左側(cè)在水平面上彎矩：
MCH左=RBH×l2-Fa1×d12=213×148.5--923×51.4712=55384N?mm
截面C右側(cè)在水平面上彎矩：
MCH右=RAH×l3=1203×46=55338N?mm
截面D在水平面上的彎矩：
MDH=0N?mm
截面A在垂直面上彎矩：
MAV=0N?mm
截面B在垂直面上彎矩：
MBV=0N?mm
截面C在垂直面上彎矩：
MCV=RAV×l3=2886×46=132756N?mm
截面D在垂直面上彎矩：
MDV=0N?mm
截面A處合成彎矩：
MA=0N?mm
截面B處合成彎矩：
MB=0N?mm
截面C左側(cè)合成彎矩：
MC左=MCH左2+MCV2=553842+1327562=143846N?mm
截面C右側(cè)合成彎矩：
MC右=MCH右2+MCV2=553382+1327562=143828N?mm
截面D處合成彎矩：
MD=0N?mm
T1=97272.16N?mm
截面A處當(dāng)量彎矩：
MVA=0N?mm
截面B處當(dāng)量彎矩：
MVB=MB2+α×T2=02+0.6×97272.162=58363N?mm
截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩：
MVC左=MC左2+α×T2=1438462+0.6×97272.162=155235N?mm
截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩：
MVC右=MC右=143828N?mm
截面D處當(dāng)量彎矩：
MVD=MD2+α×T2=02+0.6×97272.162=58363N?mm
8.1.5 校核軸的強(qiáng)度
因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險(xiǎn)剖面
其抗彎截面系數(shù)為
W=π×d332=π×42332=7269.88mm3
抗扭截面系數(shù)為
WT=π×d316=14539.77mm3
最大彎曲應(yīng)力為
σ=MW=21.35MPa
剪切應(yīng)力為
τ=TWT=6.69MPa
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為
σca=σ2+4×α×τ2=22.81MPa
查表得40Cr(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=750MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。
8.2 中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算
8.2.1 確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)
轉(zhuǎn)速n=219.46r/min；功率P=9.49kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=412965.92N?mm
8.2.2 軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力
由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa
8.2.3 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)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=112。
d≥A0×3Pn=112×39.49219.46=39.31mm
由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承，故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=40mm
圖8-2 中間軸示意圖
(1)初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56，因軸承同時(shí)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= 39.31 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7208AC，其尺寸為d×D×B = 40×80×18mm，故d12 = d56 = 40 mm。
(2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 45 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 = 55 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 53 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 45 mm查表，取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 55 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34 = 15 mm。
(3)左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。