哈工大机械设计课程设计说明书二级展开式齿轮减速器-超超完美版(所有公式均用公式编辑器键入-修改方便)(共34页).docx

精选优质文档-倾情为你奉上目 录一、传动方案的拟定1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机传送带组成。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，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，其传动方案如下根据要求，选用二级斜齿圆柱齿轮减速器，将动力传送到传送带上，实现传送带预先设计的参数及其相应的功能。设计的原始数据要求：传送带的初拉力：F=2400N传送带卷筒直径：d=300mm传送带带速：v=1.0m/s机器产量为大批量；机器工作环境为清洁；机器载荷特性为平稳载荷；机器最短工作年限为六年二班。二、电动机的选择及传动装置的运动、动力参数计算2.1选择电动机的结构形式电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此，无特殊要求时应选用三相交流电动机，其中以三相交流异步电动机应用广泛。所以选择使用三相交流异步电动机。2.2选择电动机的功率首先计算工作机有效功率：式中，F传送带的初拉力，由设计原始数据，F=2400N； v传送带的带速，由设计原始数据，v=1.0m/s。从原动机到工作机的总效率：×××0.960.8504式中，联轴器传动效率，由参考文献1P81页表9.1，； 轴承传动效率，由参考文献1P81页表9.1， 齿轮啮合效率，； 卷筒传动效率，。则所需电动机功率：2.3确定电动机的转速工作机（套筒）的转速：式中，d传送带卷筒轴直径。由设计原始数据，d=300mm。由参考文献1表9.2，两级齿轮传动，所以电动机的转速范围为：=(840)×63.7=（509.62548.0）r/min符合这一范围的同步转速为750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献1表15.1，选定电动机型号为Y132S-6，其主要性能如下表所示。电动机型号额定功率/kW同步转速/（r/min）满载转速(r/min)Y132S-6310009602.02.0电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下：型号HABCDEF×GDGY132S-613221614089388010×833bb1b2hAABBHAL1K2802101353156020018475122.4计算传动装置的总传动比并分配传动比2.4.1总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n可得传动装置总传动比为：/n960/63.715.072.4.2分配传动比×式中分别为一级、二级齿轮传动比。考虑润滑条件，为使俩大齿轮直径相近。高速级传动比为4.59，则3.28。2.5计算传动装置各轴的运动和动力参数2.5.1各轴的转速I轴：  960r/minII轴： 960/4.59209.15r/min III轴： / 209.15/3.28=63.76r/min卷筒轴：=63.7r/min2.5.2各轴的输入功率I轴： ×2.82×0.992.79kWII轴：   ×2×2.79×0.99×0.972.68kW III轴：   ×2×2.68×0.99×0.972.57kW卷筒轴：×2×1=2.57×0.99×0.992.52kW2.5.3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩=9.55×106 =9.55×106×2.82/960=2.81×N·mmI轴： × =2.81××0.99=2.78× N·mmII轴： ×××=2.78××4.59×0.99×0.97=1.22× N·mmIII轴： ×××=1.22××3.28×0.99×0.97=3.86×N·mm卷筒轴：=××=3.86××0.99×0.99=3.78× N·mm。整理以上数据，制成表格。减速器运动学和动力学参数一览表轴名功率转矩转速传动比效率电机轴2.8296010.99轴2.799604.590.96轴2.68209.153.280.96轴2.5763.761.000.98卷筒轴2.473.78×63.76三.传动零件的设计计算3.1 选择材料、热处理方式及精度等级3.1.1 齿轮材料及热处理  考虑到卷筒机为一般机械，且该齿轮传动为闭式传动，小齿轮选用40Cr，调质，齿面硬度为306332HBW；大齿轮选用40Cr，调质，齿面硬度为283314HBW。 取小齿齿数=20，则Z=i×Z=4.59×20=91.8 取Z=91。取小齿轮3齿数=19，则=×（）=62.89.取=63。所有齿轮均按GB/T100951998，选择8级精度。3.1.2根据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数根据实际设计的传动比对2.5.3中表格里各种有关运动参数进行更新，得到下表：减速器运动学和动力学参数更新后一览表轴名功率转矩转速传动比效率电机轴2.8296010.99轴2.799604.550.96轴2.68210.983.310.96轴2.5763.741.000.98卷筒轴2.4763.743.2 失效形式及设计准则确定由于是闭式软齿面齿轮传动，其主要失效形式是齿面接触疲劳点蚀。故按照齿面接触疲劳强度进行设计，再对齿根弯曲疲劳强度进行校核。3.3 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动： 式中各参数为：小齿轮传递的转矩，=2.78× N·mm设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.6；由参考文献1表8.6取齿宽系数；初选螺旋角；由参考文献1表8.5查得弹性系数ZE=189.8MPa；由参考文献1图8.14选取区域系数 =2.43；齿数比u=4.55.由参考文献1P133页式8.1，端面重合度：由参考文献1式8.1，轴面重合度：由参考文献1图8.15查得：=0.775由图8.24查得螺旋角系数=0.98由参考文献1图8.28得接触疲劳极限应力=770MPa =600MPa 小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为N=60na =60×960×（2×8×300×6）=1.659×10hN= 3.646×108h由参考文献1P147图8.29查得寿命系数：=1.0, =1.11。由参考文献1P147表8.7，取安全系数=1×770=770 =1.11×600=666 故取初算小齿轮1的分度圆直径，得=确定传动尺寸：计算载荷系数K式中，使用系数。由参考文献2表8.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取。 动载系数。分度圆上的速度为故由参考文献2图8.7查得 。 齿向载荷分布系数。由参考文献2图8.11，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数。 齿间载荷分配系数。由参考文献2表8.4，未经表面硬化的8级精度斜齿轮取。对进行修正。d=d=32.19×=31.82确定模数= 取=2计算传动尺寸中心距： a=114.9157 圆整为115螺旋角= =15°921因为其值与初选值差别不大，不需修正 其它传动尺寸： 取38mm。 =+（510）mm， 取=45mm。 以下进行齿根弯曲疲劳强度校核 K、T、同上 K=1.5456、T=2.78Nmm、=2、=41.44mm      计算当量齿数Zv1=Z1cos3=20cos315.156°=22.2410 Zv2=Z2cos3=91cos315.156°=101.1966由参考文献1,图8.19查得=2.72，=2.2由参考文献1由图8.20查得=1.55，=1.8     由参考文献1 由图8.21查得重合度系数 =0.74   由参考文献1 由图8.26查得螺旋角系数 =0.88     由参考文献1  由图8.28  查得弯曲疲劳极限应力， 小齿轮 ，大齿轮由参考文献1图8.30查得得弯曲疲劳寿命系数:K=1.0，K=1.0由参考文献1表8.7 查得弯曲疲劳安全系数 S=1.25 =MPa=满足齿根弯曲疲劳强度。3.4 低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸按齿面接触疲劳强度设计：式中各参数为：小齿轮传递的转矩，T3=T=1.21×105Nmm；设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.6;由参考文献1表8.6取齿宽系数=0.9；初选螺旋角=15°由参考文献1P136页表8.5查得弹性系数。由参考文献1图8.14选取区域系数 Z=2.43齿数比u=i=3.31由参考文献1P133页式8.1，端面重合度：由参考文献1式8.1，轴面重合度：由参考文献1图8.15查得：=0.775由图8.24查得螺旋角系数=0.98由参考文献1图8.28得接触疲劳极限应力=770MPa =600MPa 小齿轮3与大齿轮4的应力循环次数分别为 N3=60na =60×210.98×2×8×300×6=3.646×108h N4=N3i=3.646×1083.31=1.101×108 h 由参考文献1图8.29查得寿命系数：=1.0, =1.18（允许局部点蚀）。由参考文献1表8.7，取安全系数SH=1.0 故取初算小齿轮1的分度圆直径，得=确定传动尺寸：计算载荷系数K式中，使用系数。由参考文献2表8.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取 动载系数。分度圆上的速度为故由参考文献1图8.7查得 。 齿向载荷分布系数。由参考文献2图8.11，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数。 齿间载荷分配系数。由参考文献2表8.4，未经表面硬化的8级精度斜齿轮取。对进行修正=×=49.8217确定模数取=3mm中心距： a=127.339 取整为130。螺旋角：。值与初选值相差很小无需修正与值相关的数值。其它尺寸： ,取53mm=+（510）mm， 取=60mm。 以下进行齿根弯曲疲劳强度校核 K、T、同上 K=1.4831、T=2.78Nmm、=2、=41.44mm       计算当量齿数/cos319/ cos14.4128°=20.9131/cos363/ cos14.4128°=69.3433由图8.19查得=2.75，=2.25由图8.20查得=1.55，=1.75      由参考文献1图8.21查得重合度系数 =0.73 由参考文献1图8.26查得螺旋角系数 =0.98 由参考文献1图8.28  查得弯曲疲劳极限应力，小齿轮， 大齿轮由参考文献1图8.30查得得弯曲疲劳寿命系数: =1.0 ，=1.0。由表8.7 查得弯曲疲劳安全系数 S=1.25 故满足齿根弯曲疲劳强度。将以上计算结果汇总如下表：传动零件（齿轮）参数汇总表齿轮齿数法向模数分度圆直径(mm)齿宽螺旋角中心距a(mm)高速级小齿轮20241.444515°921115高速级大齿轮91188.5638低速级小齿轮19358.856014°255130低速级大齿轮63195.1553四、轴的设计计算4.1高速轴的设计计算4.1.1已知参数 ×2.82×0.992.79kW × =2.81××0.99=2.78× N·mm n=960r/min作用在高速级小齿轮上的力：4.1.2选择轴的材料因考虑到要用到齿轮轴，故选用40Cr，调质处理，获得良好的机械性能。4.1.3初算轴径按弯扭强度计算：考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。式中,C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P轴传递的功率。 n轴的转速。4.1.4结构设计对某些必须限制的尺寸取值如下：取内机壁至轴承座端面距离l2=+c1+c2+58=56mm因采用脂润滑，轴承外圈端面至机体内壁的距离要留出安放挡油板的空间，取3=10 mm；取挡油板宽度C=11 mm。取中间轴上齿轮2端面至机体内壁的距离4=10 mm(1) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。(2) 联轴器及轴段前面计算的dmin即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献1表13.1取KA=1.5，计算转矩Tc1= KAT=1.5×27800=41.7 N·m由参考文献2表13.1查询可得GB/T 5014-2003中的LX3型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩1250 N·m，许用转速为4750 r/min，轴孔直径范围是3048 mm。满足电动机轴径要求。取与轴相连端轴径30 mm，轴孔长度60 mm，J型轴孔，选用A型键。相应的，轴段的直径d1=30mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l1=58 mm(3) 密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=2.13.0 mm，相应的轴段的直径范围为34.236mm，查文献2表14.4，选用毡圈油封FZ/T 92010-1991中的轴径为35mm的，则轴段的直径d2=35 mm。(4) 轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7208C，由文献2表12.2查得内径d=40 mm，外径D=80 mm，宽度B=18 mm，定位轴肩直径damin=36 mm，Damax=56 mm。故轴段的直径d3=40 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d7=40 mm。(5) 轴段由于齿轮齿根圆直径较小,df1=38.94mm，故必须做成齿轮轴，取过渡轴段d4=42 mm，长度由草图设计决定。(6) 齿轮轴段取l5=b1=45 mm。(7) 轴段在轴段和齿轮轴段间取过渡轴段段d6=42 mm(8) 机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8 mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10 mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段的长度l3=l7=C +B =（11+18）= 29 mm；轴段的长度l2=l2'-B-3+ e + K =56-18-10+8+10mm=46mm；轴段的长度考虑三根轴的协调关系，并结合草图取l6=10mm。轴段的长度l4=2+b3+4-2.5-1=72mm。轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距L1=92mm；L2=106.5 mm；L3=44.5mm。(9) 键连接设计联轴器与轴之间采用A型普通平键连接，型号为：键 A10×8×50 GB/T 10962003。 4.2中间轴的设计计算4.2.1已知参数中间轴上的功率=2.68kW, 转速n=210.98r/min, 转矩T=1.21。初定轴上的最小直径作用在高速级大齿轮上的力与作用在高速级小齿轮上的力等大反向，不再赘述。作用在低速级小齿轮上的力：4.2.2选择轴的材料因考虑到要用到齿轮轴，故选用40Cr，调质处理，获得良好的机械性能。4.2.3初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径dmin=C3Pn=106×32.68210.98=24.73 mm式中,C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P轴传递的功率。 n轴的转速。4.2.4结构设计(1) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。(2) 轴承与轴段及轴段轴承类型初选为角接触轴承，暂取轴承型号为7208C，由文献2表12.2查得内径d=40 mm，外径D=80 mm，宽度B=18mm，故轴段的直径d1=40mm。轴段的直径应与轴段相同，即d5=40 mm。(3) 齿轮3与轴段由计算知低速级小齿轮应做成齿轮轴，取l2=b3=60 mm。(4) 齿轮2与轴段齿轮2左端用轴肩固定，取轴径d4=44mm。齿轮2右端用套筒固定，则轴段的长度应略小于齿轮2的宽度b2，取l4=36 mm(5) 轴段齿轮2左端用轴肩固定，由文献1图10.9中公式得到轴肩高度h=3.014.3 mm，取d3=54mm。其长度应考虑到两齿轮端面应有一定的间距要求，并由草图确定，l3=7 mm。(6) 轴段、的长度l1=B+L挡油板=38mml5=B+2+3+2=44 mm轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距L1=51mm；L2=56 mm；L3=44 mm。(7) 键连接设计高速级大齿轮（齿轮2）与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 A14×9×28 GB/T 10962003。4.3输出轴的设计计算4.3.1已知参数输出轴上的功率=2.57kW, 转速n3=63.74r/min, 转矩T3=3.84。作用在低速级大齿轮上的力与作用在低速级小齿轮上的力等大反向，不再赘述。4.3.2选择轴的材料因考虑到工艺流程的简洁，故依然选择40Cr，以减少材料牌号。4.3.3初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径dmin=C3Pn=106×32.5763.74=36.35mm式中,C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P轴传递的功率。 n轴的转速。考虑键槽影响，取dmin=36.35×1+5% mm=38.16 mm。4.3.4结构设计确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。联轴器及轴段前面计算的dmin即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，考虑到输出轴应保证同心度，故选用刚性联轴器：GYS型有对中榫凸缘联轴器。因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。查文献1表13.5取KA=1.5，计算转矩Tc1= KAT=1.5×384=576N·m由参考文献2表13.4查得GB/T 5843-2003中GYS6满足要求，公称转矩900 N·m，许用转速为6800 r/min，轴孔直径范围是3850 mm。取与轴相连端轴径38 mm，轴孔长度为L=60 mm，J1型轴孔。相应的，轴段的直径d1=36mm，取其长度为l1=60-2=58 mm。密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，同时考虑密封毡圈的标准，查文献2表14.4，选用毡圈油封FZ/T 92010-1991中的轴径为42 mm的，则轴段的直径d2=42 mm。轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为角接触球轴承，暂取轴承型号为7209C，由文献2表12.1查得内径d=45 mm，外径D=85 mm，宽度B=19 mm，故轴段的直径d3=45 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d7=45 mm。轴段为了便于齿轮的安装，d6应略大于d7，取d6=52mm，齿轮4右端用套筒固定，则轴段的长度应略小于齿轮4的宽度b4，取l6=51mm。轴段齿轮4右端用轴肩固定，由文献1图10.9中公式得到轴肩高度h=3.645.20 mm，相应的轴段的直径范围为59.2862.4 mm，适当放大，取d3=68 mm。轴段取过渡轴段直径d4=52 mm。机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8 mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10 mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段的长度l3=C +B =（11+19）= 30 mm；轴段的长度l2=l2'-B-3+ e + K =56-19-10+8+10 mm=45 mm；轴段的长度l7=B+L挡油板+L套筒=45 mm；取轴段的长度l5=8 mm；轴段的长度由草图设计确定l4= 53 mm。轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距L1=89.2mm；L2=99.3 mm；L3=51.3 mm。键连接设计联轴器、齿轮4与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 A10×8×56GB/T 10962003；键 A14×9×45 GB/T 10962003。五、轴系部件校核计算 5.1输入轴轴系部件的校核 5.1.1轴的受力分析（1）画受力简图（2）计算支反力FH2=Fr-FH1=505.94-198.97=306.97N FV1=FV2=Ft/2=670.85 N轴承I的总的支反力为FR1=2FV12+FH12=2198.972+670.852=699.73 N轴承II的总的支反力为FR2=2FV22+FH22=2306.972+670.852=737.75 N (3)画弯矩图在水平面上 A-A面左侧 MaH1=FH1L2=198.97N×106.5 mm=21190.31 N·mmA-A面右侧MaH2=FH2L3= 306.97N×44.5mm=13660.17 N·mm垂直面上，弯矩为A-A面左侧 MaV1= FV1L2= 670.85N×106.5mm=71445.53 N·mmA-A面右侧MaV2=FV2L3=670.85N×44.5mm=29852.83 N·mmA-A面左侧Ma= MaH12+MaV12= 21190.312+71445.532=74521.76 N·mmA-A面右侧Ma'= MaH22+MaV22=13660.172+71445.532=32829.74 N·mm（4）画转矩图T=27800N·mm5.1.2轴的强度校核A-A剖面左侧弯矩大，有转矩，为危险截面。由参考文献1附表10.1得，该截面抗弯模量为W=0.1d3=0.1×41.443=7116.38 mm3该截面的抗扭截面模量为WT=0.2d3=0.2×41.443=14232.76 mm3弯曲应力b= MW= 74521.76N·mm7116.38 mm3=10.47 MPaa=b=9.973 MPam=0扭剪应力T=TWT=27800N·mm14232.76 mm3=1.95 MPa a=m=T2 =5.252 MPa对于一般用途的转轴，按弯扭合成强度校核。对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为：调质处理的40Cr，由参考文献1表10.1，可以查得B=750 MPa，由表10.4查得-1b=70MPa。显然e<-1b，故A-A截面安全。5.1.3键连接的强度校核联轴器处挤压应力p=4Tdhl式中：d键连接处的轴径，mm；T传递的转矩，N·mm；h键的高度，mm； l键连接的计算长度，mm；故p=4Tdhl=4××8×(50-10)= 11.58 MPa键、轴材料均为钢，查参考文献1表6.1，p= 120150MPa。p< p，故强度满足需要。5.1.4轴承寿命校核由参考文献2表12.2查得，7208C轴承的Cr=26.8kN,C0=20.5kN。（1） 计算轴承的轴向力轴承I、II内部轴向力分别为：FS1=0.4FR1=0.4×699.73=279.89NFS2=0.4FR2=0.4×737.75=295.1N因FS2+A=658.53N>FS1，所以轴承I被压紧，故Fa1=FS2+A=658.53N， Fa2=FS2=295.1N。比较两轴承的受力，Fa1>Fa2，而FR1<FR2，故两轴承均需要校核。（2） 计算当量动载荷由于Fa1/C0=658.53/20500=0.032，查参考文献1表11.12知，e=0.403（插值）。因为Fa1/FR1=658.53/699.73=0.941>e,故X=0.44，Y=1.39（插值）当量动载荷为P1=XFR1+YFa1=0.44×699.73+1.39×658.53=1223.24N由于Fa2/C0=295.51/20500=0.015，查参考文献1表11.12知，e=0.38因为Fa2/FR2=295.51/737.75=0.40>e,故X=0.44，Y=1.47当量动载荷为P2=XFR2+YFa2=0.44×737.75+1.47×295.51=759.01N（3） 校核轴承寿命轴承在100下工作，查参考文献1表11.9得fT=1。根据其载荷性质，查参考文献1表11.10取fP=1.5。轴承寿命为Lh1=10660nIfTCrP1fP3=10660×960×1×.5×1223.243=54096.99 hLh2=10660nIfTCrP2fP3=10660×960×1×.5×759.013=26446.5 h已知减速器使用六年，二班工作制，则预期寿命为Lh=6×2×250×8=24000 h因为Lh1>Lh 且 Lh2>Lh，轴承寿命合格。5.2中间轴轴系部件的校核 5.2.1轴的受力分析（1）画受力简图（2）计算支反力FH2=Fr2-Fr3+FH1=487.96-1545.34+1331.69=274.31N FV1=FV2=Ft2+Ft32=1294.02+4112.152=2703.09 N轴承I的总的支反力为FR1=2FV12+FH12=21331.692+2703.092=3013.32N轴承II的总的支反力为FR2=2FV22+FH22=2274.312+2703.092=2716.97 N (3)画弯矩图在水平面上 A-A面左侧 MaH1=FH1L1=1331.69N×51 mm=66318.16 N·mmA-A面右侧MaH2= MaH1-Fa3d3/2= 66318.16-1056.80×58.85/2=35221.82N·mmB-B面左侧 MbH3=FH1(L1+L2)-Fa3d32-Fr3L2=1331.69×51+56-1056.80×58.852-1545.34×56=22402.85 N·mmB-B面右侧MbH4=FH2L3= 274.31N×44mm=10643.23 N·mm垂直面上，弯矩为A-A面 MaV1= MaV2= FV1L1= 2703.09N×51mm=.88 N·mmB-B面 MbV3= MbV4=FV2L3=2703.09N×56mm=.89 N·mm弯矩合成：A-A面左侧Ma= MaH12+MaV12= 66318.162+22402.852=.30 N·mmA-A面右侧Ma'= MaH22+MaV22=35221.822+22402.852=.51 N·mmB-B面左侧Mb= MbH32+MbV32= 22402.852+.892=.88 N·mmB-B面右侧Mb'= MbH42+MbV42=10643.232+.892=.55 N·mm（4）画转矩图T=N·mm5.2.2轴的强度校核A-A剖面左侧弯矩大，有转矩，为危险截面。由参考文献1附表10.1得，该截面抗弯模量为W=0.1d3=0.1×58.853=20381.65 mm3该截面的抗扭截面模量为WT=0.2d3=0.2×58.853=40763.31 mm3弯曲应力b= MW= .30N·mm20381.65 mm3=7.36MPa扭剪应力T=TWT=N·mm40763.31 mm3=2.97MPa 对于一般用途的转轴，按弯扭合成强度校核。对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为：调质处理的40Cr，由参考文献1表10.1，可以查得B=750 MPa，由表10.4查得-1b=70MPa。显然e<-1b，故A-A截面安全。5.2.3键连接的强度校核高速级大齿轮（齿轮2）处的挤压应力p=4Tdhl式中：d键连接处的轴径，mm；T传递的转矩，N·mm；h键的高度，mm； l键连接的计算长度，mm；故p=4Tdhl=4××8×(28-14)=89.33MPa键、轴材料均为钢，查参考文献1表6.1，p= 120150MPa。p< p，故强度满足需要。5.2.4轴承寿命校核由参考文献2表12.2查得，7208C轴承的Cr=26.8kN,C0=20.5kN。（1）计算轴承的轴向力轴承I、II内部轴向力分别为：FS1=0.4FR1=0.4×3013.32=1205.33NFS2=0.4FR2=0.4×2716.97=1086.78NA=Fa3-Fa2=1056.80-350.51=706.29N因FS2+A=1793.07N>FS1，所以轴承I被压紧，故Fa1=FS2+A=1793.07N， Fa2=FS2=1086.78N。比较两轴承的受力，Fa1>Fa2，且FR1>FR2，故只需要校核轴承I。（2）计算当量动载荷由于Fa1/C0=1793.07/20500=0.087，查参考文献1表11.12知，e=0.46。因为Fa1/FR1=1793.07/3013.32=0.59>e,故X=0.44，Y=1.23。当量动载荷为P1=XFR1+YFa1=0.44×3013.32+1.27×1793.07=3531.34N（3）校核轴承寿命轴承在100下工作，查参考文献1表11.9得fT=1。根据其载荷性质，查参考文献1表11.10取fP=1.5。轴承寿命为Lh1=10660nIIfTCrP1fP3=10660×210.98×1×.5×3531.343=10231.03h已知减速器使用六年，二班工作制，则预期寿命为Lh=6×2×250×8=24000 h因为Lh1<Lh，故轴承不合格。故换用可承受更大载荷的单列圆锥滚子轴承30208，由文献2表12.,4查得内径d=40 mm，外径D=80 mm，宽度B=18mm，这些基本参数与7208C相同，所以轴的尺寸可以不变（只需改变轴段上挡油板的长度来维持轴段长度不变），而30208的支点距离a=16.9mm略小于7208C（a=17.0mm），对轴上作用力的改变几乎无影响，所以轴的强度校核依然合格。下对轴承寿命进行校核。由参考文献2表12.4，查得e=0.37，X=0.4，Y=1.6轴承I、II内部轴向力分别为：FS1=FR1/2Y=3013.32/(2×1.6)=941.65NFS2=FR2/2Y=2716.97/(2×1.6)=849.05NA=Fa3-Fa2=1056.80-350.51=706.29N因FS2+A=1555.34N>FS1，所以轴承I被压紧，故Fa1=FS2+A=1555.34N， Fa2=FS2=849.05N。比较两轴承的受力，Fa1>Fa2，且FR1>FR2，故只需要校核轴承I。P1=XFR1+YFa1=0.4×3013.32+1.6×1555.34=3693.87N轴承寿命为Lh1=10660nIIfTCrP1fP3=10660×210.98×1×.5×3693.8710/3=.91h已知减速器使用六年，二班工作制，则预期寿命为Lh=6×2×250×8=24000 h因为Lh1Lh，所以换用