机械设计课程设计-V带-展开式二级斜齿圆柱-联轴器-T=800-v=1.35-D=360.doc

目录第一部分 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二部分 传动装置总体设计方案32.1传动方案32.2该方案的优缺点3第三部分 选择电动机43.1电动机类型的选择43.2确定传动装置的效率43.3计算电动机容量43.4确定传动装置的总传动比和分配传动比5第四部分 计算传动装置运动学和动力学参数64.1电动机输出参数64.2高速轴的参数64.3中间轴的参数64.4低速轴的参数74.5工作机的参数7第五部分 普通V带设计计算7第六部分 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126.3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166.6齿轮参数和几何尺寸总结16第七部分 减速器低速级齿轮传动设计计算177.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数177.2按齿面接触疲劳强度设计177.3确定传动尺寸197.4校核齿根弯曲疲劳强度207.5计算齿轮传动其它几何尺寸217.6齿轮参数和几何尺寸总结21第八部分 轴的设计228.1高速轴设计计算228.2中间轴设计计算288.3低速轴设计计算34第九部分 滚动轴承寿命校核409.1高速轴上的轴承校核409.2中间轴上的轴承校核419.3低速轴上的轴承校核42第十部分 键联接设计计算4310.1高速轴与大带轮键连接校核4310.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核4310.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核4410.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核4410.5低速轴与联轴器键连接校核44第十一部分 联轴器的选择4511.1低速轴上联轴器45第十二部分 减速器的密封与润滑4512.1减速器的密封4512.2齿轮的润滑4512.3轴承的润滑46第十三部分 减速器附件4613.1油面指示器4613.2通气器4613.3放油孔及放油螺塞4613.4窥视孔和视孔盖4713.5定位销4713.6启盖螺钉4713.7螺栓及螺钉47第十四部分 减速器箱体主要结构尺寸48第十五部分 设计小结49第十六部分 参考文献49第一部分 设计任务书1.1设计题目 展开式二级斜齿圆柱减速器，扭矩T=800Nm，速度v=1.35m/s，直径D=360mm，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计第二部分 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。第三部分 选择电动机3.1电动机类型的选择 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。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计算电动机容量 工作机所需功率为Pw=Twnw9550=6kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=60.85=7.06kW 工作转速：nw=601000VD=6010001.35360=71.66rpm 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)71.66=1147-11466r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S2-2的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=2900r/min，同步转速为nt=3000r/min。方案型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900 电机主要尺寸参数中心高H外形尺寸LHD安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE键部位尺寸FG13247531521614012388010333.4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=290071.66=40.469 （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=4.67 则低速级的传动比为i2=3.47 减速器总传动比ib=i1i2=16.2049第四部分 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数P0=7.06kWn0=nm=2900rpmT0=9550000P0n0=95500007.062900=23249.31Nmm4.2高速轴的参数P=P0v=7.060.96=6.78kWn=n0i0=29002.5=1160rpmT=9550000Pn=95500006.781160=55818.1Nmm4.3中间轴的参数P=P23=6.780.990.98=6.58kWn=ni1=11604.67=248.39rpmT=9550000Pn=95500006.58248.39=252985.22Nmm4.4低速轴的参数P=P23=6.580.990.98=6.38kWn=ni2=248.393.47=71.58rpmT=9550000Pn=95500006.3871.58=851201.45Nmm4.5工作机的参数P=P122w=6.380.990.990.990.97=6kWn=n=71.58rpmT=9550000Pn=9550000671.58=800502.93Nmm 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/(Nmm)电机轴29007.0623249.31高速轴11606.7855818.1中间轴248.396.58252985.22低速轴71.586.38851201.45工作机71.586800502.93第五部分 普通V带设计计算 1.已知条件和设计内容 设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的功率Pd=7.06kW；小带轮转速n1=2900r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2.5；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。 2.设计计算步骤 （1）确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA=1，故 Pca=KAP=17.06=7.06kW （2）选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用B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。取小带轮的基准直径dd1=125mm。 2）验算带速v。按式验算带的速度v=dd1n601000=1252900601000=18.97ms 取带的滑动率=0.02 （3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 dd2=idd11-=2.51251-0.02=306.25mm 根据表，取标准值为dd2=315mm。 （4）确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=350mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2350+2125+315+315-125243501417mm 由表选带的基准长度Ld=1370mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=350+1370-14172326mm 按式,中心距的变化范围为305-367mm。 （5）验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-315-12557.3326=146.6120 （6）计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=125mm和n1=2900r/min,查表得P0=2.99kW。 根据n1=2900r/min，i=2.5和B型带，查表得P0=0.9kW。 查表的K=0.913，表得KL=0.9，于是 Pr=P0+P0KKL=2.99+0.90.9130.9=3.196kW 2）计算带的根数zz=PcaPr=7.063.1962.21 取3根。 （6）计算单根V带的初拉力F0 由表得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9137.060.913318.97+0.1718.972=168.99N （7）计算压轴力FpFp=2zF0sin12=23168.99sin146.62=971.17N带型B中心距326mm小带轮基准直径125mm包角146.6大带轮基准直径315mm带长1370mm带的根数3初拉力168.99N带速18.97m/s压轴力971.17N 4.带轮结构设计 （1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=38mm 因为小带轮dd1=125 因此小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.038=76mmda=dd1+2ha=125+23.5=132mmB=z-1e+2f=60mm （因为带轮为实心式，所以轮缘宽度应大于等于带轮宽度即LB）L=76mm （2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=22mm 因为大带轮dd2=315mm 因此大带轮结构选择为轮辐式。 因此大带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.022=44mmda=dd1+2ha=315+23.5=322mmB=z-1e+2f=60mmh1=2903Pnz=36.22mmh2=0.8h1=28.98mmb1=0.4h1=14.49mmb2=0.8b1=11.59mmf1=0.2h1=7.24mmf2=0.2h2=5.8mmL=2.0d=2.022=44mm第六部分 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），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS （4）选小齿轮齿数Z1=19，则大齿轮齿数Z2=Z1i=194.67=89。 实际传动比i=4.6846.2按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2 1）确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3 小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551066.781160=55818.1Nmm 查表选取齿宽系数d=1 由图查取区域系数ZH=2.46 查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=arctantanncos=arctantan20cos13=20.483at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos19cos20.48319+21cos13=31.828at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos89cos20.48389+21cos13=23.551=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=19tan31.828-tan20.483+89tan23.551-tan20.4832=1.63=dz1tan=119tan13=1.396Z=4-31-+=4-1.6331-1.396+1.3961.63=0.737 由公式可得螺旋角系数Z。Z=cos=cos13=0.987 计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 计算应力循环次数NL1=60njLh=6011601830010=1.67109NL2=NL1u=1.671094.67=3.577108 由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.989，KHN2=1.107 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9896001=593.4MPaH2=KHN2Hlim2S=1.1075501=608.85MPa 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=593.4MPa 2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.355818.114.67+14.672.46189.80.7370.987593.42=38.647mm （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。 圆周速度v=d1tn601000=38.6471160601000=2.346 齿宽bb=dd1t=138.647=38.647mm 2）计算实际载荷系数KH 查表得使用系数KA=1 查图得动载系数Kv=1.098 齿轮的圆周力。Ft=2Td1=255818.138.647=2889NKAFtb=1288938.647=75Nmm100Nmm 查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.476 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=11.0981.41.476=2.269 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=38.64732.2691.3=46.531mm 4）确定模数mn=d1cosz1=46.531cos1319=2.386mm，取mn=2.5mm。6.3确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2mn2cos=138.55mm，圆整为139mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.7857 =13478 （3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=48.909mmd2=z2mncos=229.099mm （4）计算齿宽 b=dd1=48.91mm 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） K、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=19cos313.7857=20.741 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=89cos313.7857=97.157 查表得：YFa1=2.778，YFa2=2.188YSa1=1.555，YSa2=1.786 查图得重合度系数Y=0.69 查图得螺旋角系数Y=0.849 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 由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.88，KFN2=0.916 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.885001.4=314.29MPaF2=KFN2Flim2S=0.9163801.4=248.63MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=65.494 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=59.25 MPa F2F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=59.25MPa100Nmm 查表得齿间载荷分配系数：KH=1.2 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.486 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=11.0651.21.486=1.899 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=59.57331.8991.3=67.594mm 4）确定模数mn=d1cosz1=67.594cos1324=2.744mm，取mn=3mm。7.3确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2mn2cos=164.72mm，圆整为165mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.4188 =13257 （3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=74.021mmd2=z2mncos=255.989mm （4）计算齿宽 b=dd1=74.02mm 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） K、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=24cos313.4188=26.078 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=83cos313.4188=90.187 查表得：YFa1=2.601，YFa2=2.201YSa1=1.595，YSa2=1.78 查图得重合度系数Y=0.684 查图得螺旋角系数Y=0.809 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 由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.916，KFN2=0.919 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.9165001.4=327.14MPaF2=KFN2Flim2S=0.9193801.4=249.44MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=85.563 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=80.8 MPa F2F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=80.8MPaF2=249.44MPa 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。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=80.02mm da2=d2+2ha=261.99mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=66.52mm df2=d2-2hf=248.49mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn33法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左13257右13257齿数z2483齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d74.021255.989齿顶圆直径da80.02261.99齿根圆直径df66.52248.49齿宽B8075中心距a165165第八部分 轴的设计8.1高速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=1160r/min；功率P=6.78kW；轴所传递的转矩T=55818.1Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=11236.781160=20.17mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0520.17=21.18mm 查表可知标准轴孔直径为22mm故取dmin=22 (4)确定轴的直径和长度 1）高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=22mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=42mm。选用普通平键，A型，bh = 66mm(GB/T 1096-2003)，键长L=28mm。 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 = 27 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，则l34 = l78 = B= 16 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 = 53.91 mm 4）轴承端盖厚度e=12，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联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 16 -5 = 68 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 = 5 mm，低速级小齿轮宽度b3=80mm，则l45=b3+ 3+ 1+ -2.5=80+ 15+ 10+ 5-2.5=107.5 mml67=1+ =10+ 5=15 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径(mm)2227303653.913630长度(mm)426816108551516 (5)弯曲-扭转组合强度校核 1)计算作用在轴上的力 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=255818.148.909=2282.529N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos=2282.529tan20cos13.7857=854.943N 高速级小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tan=2282.529tan13.7857=560N 第一段轴中点到轴承压力中心距离La=103.2mm，轴承压力中心到齿轮支点距离Lb=136.8mm，齿轮中点到轴承压力中心距离Lc=44.3mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 a.在水平面内 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=971.17N 轴承A处水平支承力：RAH=Fr1Lb-QLa-Fa1d12Lb+Lc=854.943136.8-971.17103.2-56048.9092136.8+44.3= 17N 轴承B处水平支承力：RBH=Q+Fr1-RAH=971.17+854.943-17=1809N b.在垂直面内 轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1LbLb+Lc=2282.529136.8136.8+44.3= 1724N 轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1LcLb+Lc=2282.52944.3136.8+44.3= 558N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=172+17242=1724.08N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=18092+5582=1893.1N c.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上弯矩：MBH=QLa=971.17103.2=100225Nmm 截面C左侧在水平面上弯矩：MCH左=RBHLb-Fa1d12=1809136.8-56048.9092=233777Nmm 截面C右侧在水平面上弯矩：MCH右=RAHLc=1744.3=753Nmm 截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm d.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上弯矩：MCV=RAVLc=172444.3=76373Nmm 截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm e.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩：MA=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=100225Nmm 截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV2=2337772+763732=245936Nmm 截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV2=7532+763732=76377Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm g.转矩和扭矩图T1=55818.1Nmm h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=1002252+0.655818.12=105673Nmm 截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左2+T2=2459362+0.655818.12=248206Nmm 截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右=76377Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.655818.12=33491Nmm f.按弯扭合成强度校核轴的强度 其抗弯截面系数为W=d332=4578.12mm3 抗扭截面系数为WT=d316=9156.24mm3 最大弯曲应力为=MW=54.22MPa 剪切应力为=TWT=6.1MPa 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=54.71MPa 查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e-1b，所以强度满足要求。8.2中间轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=248.39r/min；功率P=6.58kW；轴所传递的转矩T=252985.22Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。dA03Pn=11536.58248.39=34.28mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=35mm (4)确定轴的直径和长度 1）初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56，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dmin = 34.28 mm，由轴承产品目录中选取角接触轴承7207AC，其尺寸为dDB = 357217mm，故d12 = d56 = 35 mm。 2）取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 40 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用定距环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2 = 50 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 48 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 40 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 50 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 15 mm。 3）左端滚动轴承采用定距环进行轴向定位。 4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3= 80 mm，为了使定距环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23 = 78 mm，d23=40mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =50mm，为了使定距环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=48mm，d45=40mm。 5）取低速级小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 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 = 5 mm，则l12=B+1+2=17+5+10+2= 34 mml56=B+2+2=17+5+12.5+2= 36.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径(mm)3540504035长度(mm)3478154836 (5)弯曲-扭转组合强度校核 1)计算作用在轴上的力 高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）Ft2=2Td2=2252985.22229.099=2282.529N 高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tancos=2282.529tan20cos13.7857=854.943N 高速级大齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2tan=2282.529tan13.7857=560N 低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）Ft3=2Td3=2252985.2274.021=6835.499N 低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3tancos=6835.499tan20cos13.4188=2556.337N 低速级小齿轮所受的轴向力Fa3=Ft3tan=6835.499tan13.4188=1631N 2)计算作用在轴上的支座反力 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离La=57.3mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=80mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离Lc=44.8mm 轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3La-Fr2La+Lb+Fa2d22-Fa3d32La+Lb+Lc=2556.33757.3-854.94357.3+80+560229.0992-163174.021257.3+80+44.8= 181N 轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=2556.337-181-854.943=1520N 轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3La+Ft2La+LbLa+Lb+Lc=6835.49957.3+2282.52957.3+8057.3+80+44.8= 3872N 轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3Lb+Lc+Ft2LcLa+Lb+Lc=6835.49980+44.8+2282.52944.857.3+80+44.8= 5246N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=1812+38722=3876.23N 轴