高尔夫球车后桥（驱动桥）主减速器设计【双级】【6张CAD图纸和说明书全套终稿】
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双级
6张CAD图纸和说明书全套终稿
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摘要摘要高尔夫球车后桥（驱动桥）作为汽车四大总成之一，它承载着高尔夫球车的满载荷负重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；后桥（驱动桥）还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。高尔夫球车驱动桥结构型式和设计参数除对汽车的可靠性与耐久性有重要影响外，也对汽车的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。另外，高尔夫球车驱动桥在汽车的各种总成中也是涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成。例如，驱动桥包含主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴及轮边减速器） 、桥壳和各种齿轮。由上述可见，高尔夫球车驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要涉及到所有的现代机械制造工艺。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了高尔夫球车驱动桥的设计。本文首先确定主要部件的结构型式和主要设计参数；然后参考类似驱动桥的结构，确定出总体设计方案；最后对一二级主，从动圆柱齿轮，半轴齿轮和全浮式半轴强度进行校核以及对支承轴承进行了寿命校核。本设计有以下两大难题，一是将发动机输出扭矩通过万向传动轴将动力传递到后轮子上，达到更好的车轮牵引力与转向力的有效发挥，从而提高载重汽车的行驶能力。二是差速器向两边半轴传递动力的同时，允许两边半轴以不同的转速旋转，满足两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦。本设计具有以下的优点：由于的是采用二级圆柱斜齿轮主减速器，使得整个后桥 的结构简单，制造工艺简单，从而大大的降低了制造成本。并且，提高了传动的可靠性。 本设计的最大特点是：主减速器是采用传统的圆柱斜齿轮减速器，与其他的齿轮相比，具有工作平稳，噪音和振动小的优点，且经济性好。 关键词关键词：高尔夫球车;后桥;二级主减速器;圆柱斜齿轮SummarySummaryTheThe bridge(drivebridge(drive bridge)bridge) isis a a carcar afterafter thethe golfgolf carcar fourfour greatlygreatly alwaysalways becomebecome ofof a,a, itit loadsloads thethe capacitycapacity loadload lotuslotus ofof golfgolf carcar negativenegative heavyheavy andand groundground throughthrough carcar wheel,wheel, carcar andand loadingloading typetype carriagecarriage throughthrough hanghang thethe verticalvertical dintdint thatthat gives,gives, lengthwayslengthways dint,dint, horizontalhorizontal dintdint andand itsits dintdint Ju,Ju, andand thethe impactimpact carriescarries a a lotus;Thelotus;The empressempress bridge(drivebridge(drive bridge)bridge) stillstill deliversdelivers toto spreadspread toto movemove toto fastenfasten mediummedium biggestbiggest turnturn Ju,Ju, thethe bridgebridge hullhull stillstill bearsbears recoilrecoil Ju.TheJu.The golfgolf carcar drivesdrives bridgebridge structurestructure patternpattern andand inin additionaddition toto havinghaving importantimportant influenceinfluence toto thethe credibilitycredibility andand durabledurable ofof thethe car,car, designdesign parameterparameter alsoalso toto drivingdriving ofof carcar thethe functionfunction isis likelike motive,motive, economy,economy, goinggoing smoothlysmoothly andand passpass sex,sex, flexibilityflexibility andand holdhold toto movemove stabilitystability etc.etc. toto containcontain directdirect influence.Moreover,influence.Moreover, thethe golfgolf carcar drivesdrives bridgebridge inin thethe carcar ofof variousvarious alwaysalways becomebecome inin isis alsoalso thatthat thethe speciesspecies thatthat coverscovers machinemachine sparespare parts,parts, partsparts andand centcent toto alwaysalways becomebecome etc.etc. isis atat mostmost greatlygreatly total.Fortotal.For example,example, drivedrive bridgebridge containment,containment, thethe lordlord deceleratesdecelerates a a machine,machine, badbad soonsoon machine,machine, drivedrive felloefelloe toto spreadspread toto movemove device(halfdevice(half stalkstalk andand roundround sideside deceleratedecelerate machine),machine), bridgebridge hullhull andand variousvarious wheelwheel gear.Fromgear.From above-mentionedabove-mentioned itit isis thusthus clearclear that,that, thethe golfgolf carcar drivesdrives thethe speciesspecies ofof machinemachine zerozero partsespartses andand componentscomponents thatthat thethe bridgebridge designdesign involvesinvolves extremelyextremely extensive,extensive, alsoalso almostalmost wantwant toto involveinvolve allall modernmodern machinemachine manufacturingsmanufacturings a a craftcraft toto thesethese zerozero partses,partses, componentscomponents andand thethe manufacturingmanufacturing alwaysalways becoming.Thisbecoming.This texttext accordingaccording toto thethe designdesign methodmethod thatthat thethe traditiontradition drivesdrives bridgedbridged toto carrycarry onon thethe designdesign thatthat thethe golfgolf carcar drivesdrives bridge.Thisbridge.This texttext makesmakes suresure thethe structurestructure patternpattern andand mainmain designdesign parameterparameter ofof mainmain partsparts first;Thenfirst;Then makemake referencereference toto similarsimilar drivedrive thethe structurestructure ofof bridge,bridge, makemake suresure a a totaltotal designdesign ofof ofof project;Finallyproject;Finally toto 1212 classclass lords,lords, fromfrom movemove cylindercylinder wheelwheel gear,gear, halfhalf stalkstalk thethe wheelwheel geargear andand thethe wholewhole floatfloat typetype halfhalf stalkstalk strengthstrength carrycarry onon pitpit inin thethe schoolschool andand acceptaccept bearingsbearings toto carrycarry onon pitpit inin thethe lifelife spanspan schoolschool towardstowards paying.paying.ThisThis designdesign containscontains followingfollowing twotwo greatestgreatest hardhard nutnut toto crackses,crackses, oneone isis twisttwist motormotor exportationexportation thethe JuJu passpass tenten thousandthousand toto spreadspread toto movemove stalkstalk toto deliverdeliver thethe motivemotive toto behindbehind wheelwheel up,up, attainattain betterbetter carcar wheelwheel toto leadlead dintdint withwith changechange directiondirection effectiveeffective exertionexertion ofof dint,dint, thusthus exaltationexaltation carrycarry heavyheavy carcar ofof drivedrive ability.Twoability.Two isis badbad soonsoon whilewhile machinemachine isis deliveringdelivering motivemotive towardtoward thethe bothboth sidessides halfhalf stalk,stalk, allowallow bothboth sidessides halfhalf stalkstalk withwith dissimilaritydissimilarity ofof turnturn toto soonsoon revolve,revolve, satisfysatisfy bothboth sidessides carcar wheelwheel possiblypossibly withwith purelypurely rollroll overover ofof thethe formform makemake notnot etc.etc. bebe apartapart fromfrom toto drive,drive, reducereduce thethe frictionfriction ofof tiretire andand ground.ground.ThisThis designdesign hashas a a followingfollowing advantage:Becauseadvantage:Because ofof isis adoptadopt a a secondsecond classclass cylindercylinder wheelwheel geargear lordlord toto deceleratedecelerate a a machinemachine andand makemake wholewhole afterafter thethe structurestructure ofof thethe bridgebridge simple,simple, manufacturingmanufacturing thethe craftcraft isis simplesimple andand thusthus andand consumedlyconsumedly loweredlowered a a manufacturingmanufacturing cost.And,cost.And, raisedraised toto spreadspread dynamicdynamic credibility.credibility.TheThe biggestbiggest characteristicscharacteristics ofof thisthis designdesign is:Theis:The lordlord decelerationdeceleration machinemachine adoptsadopts traditionaltraditional cylindercylinder wheelwheel geargear toto deceleratedecelerate a a machinemachine andand havehave toto workwork comparedcompared withwith otherother wheelwheel gearsgears steady,steady, noisenoise andand vibratevibrate a a smallsmall advantage,advantage, andand economyeconomy good.good. KeyKey wordword:Golf car;Empress bridge;The second class lord decelerates a machine;Cylinder wheel gear目录目录前言.51 高尔夫球车发展简介.61.1.1 国内电动车行业发展现状.61.1.2 国内电动车行业发展前景.72 主减速器设计.92.1 主减速器的结构形式.92.1.1 主减速器的齿轮类型.92.1.2 主减速器的减速形式.102.1.3 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式.102.2 主减速器的基本参数选择与设计计算.102.2.1 电机的选择.102.2.2 主减速器传动装置的总传动比及其分配.112.2.3 主减速器传动装置的运动和动力参数计算.122.2.4 主减速器圆柱齿轮零件的设计计算.132.2.5 主减速器轴的设计及其计算.212.2.6 主减速器轴承寿命的校核.342.2.7 润滑与密封.37结论.39参考文献.40致谢.41前言前言汽车后桥（驱动桥）位于传动系的末端。其基本功用首先是增扭，降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩，并将转矩合理的分配给左右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面或车身之间的垂直力，纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器，差速器，车轮传动装置和桥壳组成。对于高尔夫球车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要小得多，以便能够在高尔夫球场上行驶，所以选择功率较小的发动机，对传动系统的要求不是很高，而驱动桥在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，所以电瓶装置驱动的电力车就成了新型的贵族，而设计相适应的经济性高的传动机构就显得尤其重要了。 设计后桥时应当满足如下基本要求：1）选择适当的主减速比，以保证高尔夫球车在给定的条件下具有最佳的动力性。外廓尺寸小，保证高尔夫球车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。2）齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。3）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。4）具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。5）与悬架导向机构运动协调。6）结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。在本设计中还采用了 CAD 绘图软件分别进行了工程图的绘制，运用 CAD 绘制了、行星齿轮轴以及传动机构半轴的零件图，通过对 CAD 的编辑工具与命令的运用，掌握了从 CAD 基础图形的绘制基础零件的绘制各类零件图的创建与绘制的方法，并且理解了机械图绘制的工作流程，为今后更好的学习和掌握各种应用软件和技能打下坚实的基础。第一章 高尔夫球车的发展简介目前国内的电瓶车主要用于观光载客、搬运货物之用，电动观光车的主要用途是在公园、景区、休闲度假村、大学、医院、高尔夫球场、房地产公司等场所用作载客，电动搬运车的主要用途是在工厂、港口码头、物流库房等。电瓶车使用寿命一般为 8至12年，其蓄电池使用寿命一般为 1-4年（视使用维护情况） 。国内客户在采购电瓶车时应注意产品质量、售后服务和电瓶配置等。电瓶车发展历史：源于 19世纪80年代，用作私人轿车、载重卡车和城市公共交通车。电瓶车的低速度、充电里程有限并不是缺点，而其无噪音、维修费低使其得以普及。 1920年之前，电瓶车一直在和汽油车竞争，后来电瓶车开始减少，因为电动启动器使汽油动力车变得更具吸引力，加上大量生产使汽油车成本降低。在欧洲，电动车一直被用作短程货运车。从70年代开始，各国又重新对电动车产生兴趣，尤其是受到不应依赖外国石油和环境问题影响，导致一再改进电瓶车速度和行驶距离。国内发展状况：1.1.1 国内电动车行业发展现状二十一世纪的发展，可谓是 “呼唤绿色环保 ”的时代，不但要求人们注重节约能源，更重要的是要求人们更加注重居住环境和绿色环保，以实现社会的可持续发展。电动车是目前世界上唯一能达到零排放的机动车。由于环保的要求，加之新材料和新技术的发展，电动车进入了快速发展期。我国石油资源比较贫乏，燃油与尾气的排放污染又是未来大中城市大气污染的主要污染源。为此我国发展电动车辆无疑是未来发展的必然趋势，也是符合绿色环保革命的需求，因为电动车辆环保，低能耗，它是绿色环保，净化空气污染的最好交通产物，如何给广大人民群众的居住环境和身心健康提供一个良好的生态环境，电动车产业的发展正是适应了这种趋势，更是一种社会可持续发展的工具。电动车作为绿色交通工具，将在 21世纪给人类社会带来巨大的变化。顺应当前国际科技发展的大趋势，将电动车作为中国进入21世纪汽车工业的切人点，不仅是实现中国汽车工业技术跨越式发展的战略抉择，同时也是实现中国汽车工业可持续发展的重要选择。目前我国电动车研究已取得阶段性成果，完成了概念车车身设计构想书及界面设计，电池方面正在组织开发镍氢电池、锂离子电池、锌空气电池、燃料电池，有望取得突破。电动车的标准体系已经编制完成，同时建立了有关电动车的数据库。电动车项目的国际合作正在按计划进行。1.1.2 国内电动车行业发展前景根据目前国内市场状况和政府对电动车行业所持的态度，可以预见电国内电动车行业前景十分光明。为维护我国能源安全，改善大气环境，提高加入WTO 后我国汽车工业的竞争力，科技部在 十五 国家863计划中，特别设立电动车重大专项。专项将从国家汽车产业发展战略的高度出发，选择新一代电动车技术作为我国汽车科技创新的主攻方向，组织企业、高等院校和科研机构，以官、产、学、研四位一体的方式，联合进行攻关。计划在 十五 期间，促进我国符合市场经济发展要求的研发体系、机制和人才队伍的形成，以电动车的产业化技术平台为工作重点，力争在电动车关键单元技术、系统集成技术及整车技术上取得重大突破，集中有限资源抢占新一代电动车制高点，促进我国汽车工业实现跨越式发展。具体任务是推动纯电动汽车在特定区域的商业化运作；建立燃料电池汽车产品技术平台；实现混合动力电动汽车的批量生产，开发的产品通过国家汽车产品型式认证。同时，完善国家电动车示范区和相关电动车检测基地的建设；研究、制定促进电动车产业化的政策、法规和相关标准，完善相关基础设施的建设；支持北京绿色奥运车辆的研发和应用示范。为我国在510年内实现电动车的产业化奠定技术基础。在电动车共性关键技术上，建立我国电动车整车的网络、总成及通讯协议规程，开发电动车基本车辆控制器模块，发展带有电子管理系统的高性能动力蓄电池组和具有数字控制系统的电机驱动系统，形成我国电动车零部件工业基础。全国政协副主席、中国工程院院长徐匡迪曾在 “十五”电动车重大科技专项的验收会上，对于电动车的应用前景表示，在特大型城市、机动车密集的区域、自然生态保护区以及旅游观光景区等领域，电动车将会因为政策上的鼓励得到普及应用。科技部部长徐冠华说，中国发展电动车非常紧迫和重要，中国车工业有跨越式发展的可能，所以要坚定不移地发展电动车。科技部将进一步加大对电动车专项的支持力度。中国发展电动车具有独特的有利条件。其中，一个非常重要的因素是市场。中国人口众多，具有世界最庞大的客运交通市场，因此也具有世界最庞大的电动观光车、电动小轿车市场，这为中国电动车技术的发展创造了特殊的市场有利条件。另外, 大力发展电动车是从根本上缓解乃至消除中国石油危机的重要途径之一。目前在中国的石油消费中，交通运输业用油增长最为迅速。而中国已经成为继美国之后的第二大能源消费大国和第五大石油进口国，石油进口依存度已达40%。美伊战争再次敲响中国石油安全问题的警钟。无论从环保角度还是能源角度看 ,未来电动车都需要有一个大的发展 .其开发将关系到众多工业的兴衰 ,可能成为未来新的经济增长点 .在我国,电动车更有着独特的市场 ,大都市都普遍存在着十分严重的交通问题和汽车尾气排放污染问题 .作为一种小型、中速和短途的日常交通工具 ,电动车是十分理想的,其在中国有着得天独厚的发展条件和广阔的应用前景。第二章 主减速器的设计2.1 主减速器的结构形式主减速器的结构形式主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速形式的不同而异。2.1.1 主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，而且其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离地间隙，有利于实现汽车的总体布置。不过，像圆柱齿轮传动只在节点处一对齿廓表面为纯滚动接触而在其他啮合点还伴随着沿齿廓的滑动一样，螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动都有这种沿齿廓方向的滑动。此外，双曲面齿轮传动还具有沿齿长方向的纵向滑动。这种滑动有利于唐合，促使齿轮副沿整个齿面都能较好地啮合，因而更促使其工作平稳和无噪声。但双曲面齿轮的纵向滑动产生较多的热量，使接触点的温度升高，因而需要用专门的双曲面齿乾油来润滑，且其传动效率比螺旋锥齿轮略低，达 96。其传动效率与倔移距有关，特别是与所传递的负荷大小及传动比有关。负荷大时效率高。螺旋锥齿轮也是一样，其效率可达 99。两种齿轮在载荷作用下对安装误差的敏感性本质上是相同的。如果螺旋锥齿轮的螺旋角与相应的双曲面主、从动齿轮螺旋角的平均值相同，则双曲面主动齿轮的螺旋角比螺旋锥齿轮的大，而其从动齿轮的螺旋角则比螺旋锥齿轮的小，因而双曲面主动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的大，而从动齿轮的轴向力比螺旋锥齿轮的小。两种齿轮都在同样的机床上加工，加工成本基本相同。然而双曲面传动的小齿轮较大，所以刀盘刀顶距较大，因而刀刃寿命较长。2.1.2 主减速器的减速形式由于 i=11.36，一般采用双级主减速器，双级减速驱动桥产品的优势：双级减速驱动车桥是驱动桥中结构比较简单的一种，制造工艺较简单，成本较低，经济性好；目前高尔夫球车发动机由于在载荷较小的情况下，选用双级圆柱齿轮传动的装置，来完成高尔夫球车的慢速与平稳的驾驶要求，双级的传动虽然效率有所下降，但是其平稳性好，适合在高尔夫球场上的行驶； 2.1.3 主减速器一二级主，从动圆柱齿轮的支承形式作为一个载荷较小，极速不高的高尔夫球车来说，其支承形式很简单，不用过于复杂。装于轮齿大端一侧轴颈上的轴承，多采用两个可以预紧以增加支承刚度的圆锥滚子轴承，其中位于驱动桥前部的通常称为主动圆柱齿轮前轴承，其后部紧靠齿轮背面的那个齿轮称为主动圆柱齿轮后轴承；当采用骑马式支承时，装于齿轮小端一侧轴颈上的轴承一般称为导向轴承。导向轴承都采用圆柱滚子式，并且内外圈可以分离（有时不带内圈） ，以利于拆装。 其他各级齿轮的支撑形式也大致差不多.2.22.2 主减速器的基本参数选择与设计计算2.2.1 主减速器电动机的选择（1）选择电动机类型按工作要求用 Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 72V。（2）选择电动机容量电动机所需工作功率，按参考文献1有 awdPP由式 2.1.1 得 kwwwVFP1000.可取工作机效率 0.96w传动装置的总效率 242齿轮轴承联a查参考文献1第 10 章中表 10-2 机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对）99. 0联99. 0轴承开式齿轮传动效率，代入得97. 0齿轮 886. 097. 099. 099. 0242所需电动机功率为 kwkwVFPww64. 3886. 096. 01000215501000.因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，由参考文献1第 19 章所示cdPdPY 型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为 4 kw。cdP（3）确定电动机转速卷筒轴工作转速为 min4 .127min3002100060100060rrDv由参考文献1可知，两级圆柱斜齿轮减速器一般传动比范围为 840，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为408ai min50962 .1019min4 .127)408(rrninad符合这一范围的同步转速有 1500和 3000两种方案进行比较。由minrminr参考文献1表 19-1 查得电动机数据及计算出的总传动比列于表 1 中 表 2.1 电动机数据及总传动比表 2.1 中，方案 2 的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比，选用方案 1 较好，即选定电动机型号为电动机转速 n/()minr方案电动机型 号额定功率kwPcd/同 步转 速满 载转 速总传动 比 ai1Y112M-441500140011.32Y112M-243000289022.7Y112M-4。2.2.2 主减速器传动装置的总传动比及其分配计算总传动比： 根据电动机满载转速及工作机转速，可得传动装置所要求的总传动比mnn为 30.114 .1271440nnima合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱斜齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近（即两个大齿轮分度园直径接近） ，且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即ii)5 . 13 . 1 (1式中： 高速级传动比 减速器传动比i又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为 35，所以选,28. 31i。 2.2.3 主减速器传动装置的运动和动力参数84. 32i传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速min144011440rinnommin/02.43928. 31144010riinnmmin43.1273 .1114402102ri iininnm（2）各轴输入功率kwPPkwPPd50. 397. 060. 360. 399. 064. 31201kwPP39. 397. 050. 312工作机轴kwPP37. 399. 039. 334（3）各轴输入转距mNPTmdd.14.24144098. 395509550mNiiTTd.90.2399. 0114.24010mNiiTT.04.7697. 028. 390.23121mNiiTT.99.29197. 084. 320.92232工作机轴mNiiTT.07.28999. 0199.291344轴号功率 P/kw转距 T/(N.m)转 速n/(r/min)传动比 i效率电动机轴3.64 24.14 1440 1 0.99高速轴3.60 23.90 14403.28 0.97中速轴 3.50 92.20 361.81 3.84 0.97低速轴 3.39 291.99 127.43工作机轴 3.37 289.07 127.43 1 0.99表 2.2 运动和动力参数2.2.4 主减速器圆柱齿轮零件的设计计算（一）高速级齿轮的设计设计参数：28. 3min1440.1039. 260. 314irnmNTkwP两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。1选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）2）材料及热处理：由参考文献2选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。3）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数221Z，取16.722228. 3112ZiZ722Z4）选取螺旋角。初选螺旋角 =22。2.按按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-21）计算，即213121()tHEtdHK TZ Zudu （1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt=1.62）由参考文献2知选取区域系数 ZH=2.4333）由参考文献2 知选取齿宽系数 d=14）由参考文献2 知查得60. 187. 073. 02121则，5）小齿轮转距23.90N.mm1TT3106）由由参考文2查得材料的弹性影响系数12EZ189.8aMp7）由参考文献2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；lim1600HaMP大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HaMP由参考文献2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大lim1600HaMP齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HaMP8）由参考文献2计算应力循环次数916060 1440 1 (3 8 300 10)6.221 10IhNn jL 99210984. 128. 310048. 6N9）由参考文献2查得接触疲劳寿命系；91. 088. 021HNHNKK，10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由参考文献2得MPaMPaSKHNH52860088. 01lim11MPaMPaSKHNH5 .50055091. 02lim22MPaMPaHHH25.51425 .500258221（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得1tdmmmmdt40.3625.5148 .189433. 228. 398. 46 . 111090.236 . 1232312）计算圆周速度smsmndvt74. 2100060144040.3614. 310006013）计算齿宽 b 及模数ntm25. 841. 440.3641. 496. 125. 225. 296. 12222cos40.36cos809.3540.36111111hbmmmmmhmmmmZdmmmdbttttd4）计算纵向重合度427. 122tan181318. 0tan318. 01Zd5）计算载荷系数 K已知载荷平稳，由参考文献2选取使用系数取1AK 根据，7 级精度，由参考文献2查得动载系数；由表smv74. 210. 1vK10-4 查得的计算公式和直齿轮的相同HK故；405. 1HK由参考文献2查得1.35FK由表 10-3 查得。故载荷系数 1.4HFKK16. 2405. 14 . 110. 11HHvAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献2 得 mmmmKKddtt809.356 . 116. 240.3633117）计算模数mmmmZdmn17. 22222cos25.40cos113按齿根弯曲强度设计由参考文献2 213212cosFaSandFKTYY YmZ（1）确定计算参数1）计算载荷系数079. 235. 14 . 110. 11FFvAKKKKK2）根据纵向重合度，从参考文献2查得螺旋角影响系数1.427Y=0.883）计算当量齿数86.7822cos72cos71.1922cos22cos33223311ZZZZvv4）查取齿型系数由参考文献2查得；815. 21FaY222. 22FaY5）查取应力校正系数 由参考文献2查得；547. 11SaY768. 12SaY 6）由参考文献2查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯1500FEaMP曲疲劳极限2380FEaMP7）由参考文献2，查得弯曲疲劳寿命系数，；82. 01FNK85. 02FNK8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力 S=1.4，由文献2式（10-12）得 MPaMPaSKMPaMPaSKFEFNFFEFNF71.2304 . 138085. 088.2924 . 150082. 02221119）计算大，小齿轮的 ，并加以比较FaSaFY Y01702. 071.230768. 1222. 201487. 088.292547. 1815. 2222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的数值大（2）设计计算mmmmmn393. 101702. 060. 118122cos88. 0109 .23079. 223223对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿跟弯曲疲劳nm强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接1.5nmmm触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径=40.25mm 来计算应有的1d齿数。于是由 03.225 . 122cos809.35cos11nmdZ取=22，则，取=72。1Z16.722228. 3112ZiZ2Z4几何尺寸计算（1）计算中心距 mmmmmZZan74.9922cos25 . 17222cos221将中心距圆整为 100mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角37502210025 . 17222arccos2arccos21amZZn因值改变不多，故参数、等不必修正。KHZ（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmZdmmmZdnn28.159375022cos5 . 172cos809.35375022cos5 . 122cos2211（4）计算齿轮宽度 mm40809.35809.3511dbd圆整后取；。mmB402mmB451（二）低速级齿轮的设计 设计参数：84. 3min02.439.1004.7650. 323irnmmNTkwP1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。1）按图 2 所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）3）材料及热处理：选择参考文献2表 10-1 小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取173Z58.721784. 3324ZiZZ2=782按齿面接触强度设计按参考文献2式进行试算，即 3211132. 2HEdtZuuKTd（1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt=1.32）由参考文献2选取齿宽系数 d=13）小齿轮传递的转距mmNTT.10064. 7414）由参考文献2查得材料的弹性影响系数12EZ189.8aMp5）由参考文献2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HaMPlim2550HaMP6）由参考文献2计算应力循环次数91110563. 1)1030083(102.4396060hjLnN9921055. 084. 310563. 1N 7）由参考文献2图 10-19 查得接触疲劳寿命系；97. 095. 021HNHNKK，8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由参考文献2式（10-12）得MPaMPaSKHNH57060095. 01lim11MPaMPaSKHNH5 .53355097. 02lim22（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得1td3211132. 2HEdtZuuKTdmm507.635 .5338 .18984. 284. 3110064. 73 . 132. 23242）计算圆周速度smsmndvt202. 110006002.439507.6314. 310006013) 计算齿宽 b mmdbtd507.63507.63114)计算齿宽与齿高之比hb 模数 mmmmZdmtt25. 217507.6331 齿高 mmmmmht06. 525. 225. 225. 2 03.1206. 5507.63hb5)计算载荷系数 K已知载荷平稳，由参考文献2表 10-2 选取使用系数取；1AK 根据，7 级精度，由参考文献2图 10-8 查得动载系数smv202. 1；03. 1vK直齿轮，；1FHKK由参考文献2图 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， ；423. 1HK由，查参考文献2图 10-13 得，故载荷系89. 8hb423. 1HK37. 1FK数 466. 1423. 1103. 11HHvAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）得 mmmmKKddtt103.663 . 1466. 1507.6333117）计算模数mmmmZdm25. 320103.66313. 按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-5） 32112FSaFadYYZKTm（1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献2中图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳极限；MPaFE38022）由参考文献2图 10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，85. 01FNK；86. 02FNK3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力 S=1.4，由参考文献2式（10-12）得 MPaMPaSKMPaMPaSKFEFNFFEFNF43.2334 . 138086. 057.3034 . 150085. 02221114）计算载荷系数411. 137. 1103. 11FFvAKKKKK5）查取齿型系数 由参考文献2表 10-5 查得。80. 21FaY292. 22FaY6）查取应力校正系数 由文献2表 10-5 查得；。55. 11SaY721. 12SaY7）计算大，小齿轮的 ，并加以比较FaSaFY Y01690. 043.233721. 1292. 201430. 057.30355. 180. 2222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的数值大(2) 设计计算mmmmm22. 201690. 02011022. 9411. 12324对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.22 并就近圆整为标准值，并按接触疲劳强度算出的分度圆直径=66.10mm，算出mmm5 . 21d小齿轮齿数 44.1725. 210.6613mdZ取=17，则，取=78。3Z84.771784. 3324ZiZ4Z4几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmZdmmmZd17625. 2783825. 21744332）计算中心距 mmmmZZa1072176382433）计算齿轮宽度 mm383813dbd则取；。mmB382mmB451小结： 项目d/mmzmn/mmB/mm材料旋向齿轮135.809224540Gr左旋高速级齿轮2159.28721.54037502245钢右旋齿轮365174540Gr低速级齿轮4185782.253845钢表 2. 32.2.5 主减速器轴的设计及其计算齿轮机构的参数列于下表： 级别高速级低速级1Z22722Z1778mmmn/ 1.52.25/mmtm2.252.253750220n 20*ah 1齿宽/mm；451B402B；451B382B 表 2.4 （一）高速轴的设计。已知参数：，kwP60. 3min1440rn mmNT.1039. 241求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为mmZmdt49502225. 211而 NNFFNNFFNNdTFtantrt298375022tan1189tan446375022cos20tan1189costan1189809.351039. 22241圆周力，径向力及轴向力的方向如图 3 所示。tFrFaF 5525R1R1R1.6R1.6R1H7k6ABCD图 3 高速轴结构图2初步确定轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据参考文献2表 15-3，取，于是得1120AmmmmnPAd2 .15144060. 3112330min高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图 4） 。为了使所选d的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。d联轴器的计算转距 ，查参考文献2表 14-1，考虑到转距变化很TKTAca小，故取，则3 . 1AKmmNmmNTKTAca.31070.1039. 23 . 14按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查参考文献1标准caTGB/T5014-2003，选用 LX1 型弹性柱销联轴器，其公称转距为 250000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度 L=42mm，半mmd16mmd16联轴器与轴配合的毂孔长度。mmL3013轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图 4。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mmd19D=22mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在mmL301半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段长度应比略短一些，现取。mml282）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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选mmd19取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30205，其尺寸为的,故。mmmmTDd25.165225mmd253）由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数） ，所以把齿轮做在tme2tm轴上，形成齿轮轴。参照工作要求并根据，左端滚动轴承与轴mmd25之间采用套筒定位，故选。同理右端滚动轴承与轴之间也采用套mmd31筒定位，因此，取。mmd31 4）轴承端盖的总宽度为 20mm， （由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。mml30mml505）已知高速级齿轮轮毂长 b=45mm,做成齿轮轴， 则。mml456）取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是 s,取 s=8mm。已知滚动轴承宽度 T=16.25mm，低速级大齿轮轮毂长L=70mm，套筒长。 则mmL20 mmmmLTlmmmmLsalmmmmLcLaslmmmmLTl25.36)2025.16(4)20816(94)202070168(25.36)2025.16(至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按由参数d文献2表 6-1 查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为mmmmhb5525mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的66KH直径尺寸公差为 m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表 15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图458 . 03。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图 3）做出轴的计算简图（图 4） ，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于 30205 型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得 a=12.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的mmLL5 .19232计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图 4） 。 图 4 高速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面 c 是轴的危险截面。现将计算出的截面 c 处的，的值列于下表（参看图 4） 。HMVMM及表 5载荷水平面 H垂直面 V支反力 FN，3101NHFN8792NHF，NFNV1481NFNV2982弯距 MmmNMH.44098mmNMV.210531mmNMV.150622总弯距mmNM.488662105344098221mmNM.465991506244098222扭距 TmmNT.239005 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面 c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力6 . 0MPaMPaWTMca9 .18301 . 0239006 . 04886632221前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由参考文献2表 15-1 得。因此，故安全。MPa6011ca（二）中速轴的设计已知参数：，kwP50. 3min02.439rnmmNT.10604. 741求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为 mmZmdt5 .492225. 213而 NNFFNNdTFntrt103320tan2837tan28376510604. 72211431由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为，NFt11892NFr4462NFa298圆周力，径向力及轴向力的方向如图 5 所示。tFrFaF 12856 R1.H7n6ABCD6R1. 6R1. 6R1. 6m6m6H7n612832图 5 中速轴结构图2初步确定轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据参考文献2表 15-3，取，于是得1120AmmmmnPAd9 .2381.36150. 3112330min3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图 4。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30207，其尺寸为的,故。mmmmTDd25.187235mmdd352）取安装小齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之mmd39间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 70mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩mml66高度 h0.07d,故取 h=3.5mm，则轴直径。mmd463) 取安装大齿轮处的轴段-的直径，齿轮的右端与右轴承之mmd40间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 40mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取mml37h=3mm，与小齿轮右端定位高度一样。4）取小齿轮距箱体内壁之距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体mma161内壁的距离为，齿轮与齿轮之间的距离为mma5 .18)4045(21162c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是 s,取 s=8mm.已知滚动轴承宽度 T=18.25mm。则mmmmasTlmmmmclmmmmasTl75.47)35 .18825.18()3740(5 .22)5 . 220()4045(2125.46)416825.18()6670(21至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由参数文献2表 6-1 查得平键截d面,键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm；同时为了保证齿轮mmmmhb812与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理，由参数文献2表66nH6-1 查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为 32mm；同时mmmmhb812为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。滚动轴66nH承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表 15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图4525。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图 5）做出轴的计算简图（图 6） ，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于 30207 型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得 a=15.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据mmLLL5 .189321轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图 6） 。 图 6 中速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面 B 和 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 B 和 C 处的的值列于下表（参看图 6） 。MMMVH，及， 表 6载荷水平面 H垂直面 V支反力 F，NFNH22281N17982NHF，NFNV7031NFNV1162弯距 MmmNMH.2278971mmNMN.3102492mmNMV.581131mmNMV.1036062mmNMV.798733总弯距mmNM.22789758113227897221mmNM.327091103606310249222mmNM.32036679873310249223扭距 TmmNT.922005 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面 c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力6 . 0MPaWTMca32221401 . 0922006 . 0327091MPa83.51前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由参考文献2表 15-1 得。因此，故安全。MPa6011ca（三）.低速轴的设计已知参数：，kwP39. 3min43.127rnmmNT.1011.29131求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知 ，NFt2837NFr1033圆周力，径向力的方向如图 7 所示tFrF 161050R1.H7n6ABCD6R1. 6R1. 6R1. 6m6m6R1. 6图 7 低速轴结构图2初步确定轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据参考文献2表 15-3，取，于是得1120AmmmmnPAd4 .3343.12739. 3112330min可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图 4） 。为了d使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。d联轴器的计算转距 ，查参考文献2表 14-1，考虑到转距变TKTAca化很小，故取，则3 . 1AKmmNmmNTKTAca.330187.1099.2913 . 13按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查参考文献1标准caTGB/T5014-2003，选用 LX2 型弹性柱销联轴器，其公称转距为 560000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度 L=82mm，半mmd35mmd35联轴器与轴配合的毂孔长度。mmL6013轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图 7。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mmd41D=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在mmL601半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段长度应比略短一些，现取mml582）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、mmd41标准精度级的深沟球轴承 6309，其尺寸为的,故mmmmTDd2510045；右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，故取mmd45mmd543）取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮的左端与左轴承之间dmmd50采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为 65mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩mml61高度 h0.07d,故取 h=4.5mm, 则轴环处的直径，轴环宽度 b1.4h，mml59取。mml104）轴承端盖的总宽度为 20mm， （由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。mml30mml505）取齿轮距箱体内壁之距离,圆柱齿轮与圆柱齿轮之mm16a18.5mma21，间的距离为 c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是 s,取 s=8mm.已知滚动轴承宽度 B=25mm，高速级小齿轮轮毂长 L=45mm，右端套筒长。mmL24lLclmmmmasBl65702149)16825(2mmmm5 .57)1045205 . 2(mmmmsaBl5 .55)485 .1825()6165(1至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由参数文献2表d6-1 查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm；同mmmmhb1016时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为。同样，半联轴器与轴连接，选用平键截面，半联轴66nHmmmmmm45810器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此67KH处选轴的直径尺寸公差为 m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表 15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图456 . 17。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图 7）做出轴的计算简图（图 8） ，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 B 值。对于 6309 型深沟球轴承，由参考文献1中查得B=25mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简mmLL20832图做出轴的弯距图和扭距图（图 8） 。 图 8 低速轴的弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面 c 是轴的危险截面。现将计算出的截面 c 处的的值列于下表（参看图 8） 。MMMVH，及， 表 7载荷水平面 H垂直面 V支反力FN，9751NHFN18622NHF，NFNV3551NFNV6782弯距 MmmNMH.133088mmNMV.48458总弯距mmNM.1416354845813308822扭距 TmmNT.2539905 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面 c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力6 . 0MPaMPaWTMca6 .16501 . 02539906 . 01416353222前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由参考文献2表 15-1 得。因此，故安全。MPa6011ca2.26 主减速器轴承寿命的校核(一)高速轴上轴承的寿命校核已知参数，min1440,298rnNFa。hLh720001030083查参考文献1可知圆锥滚子轴承 30205 的基本额定动载荷 C=32200N。1.求两轴承受到的径向载荷和1rF2rF由图 4 及表 5 可知， NNFFFNNFFFNFNFNFNFNHNVrNHNVrNHNHNVNV928879298344310148879,310298,1482222212222121121212.求两轴承的计算轴向力21aaFF 和对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表 13-7，轴承派生轴向力，其中YFFrd2Y 是对应参考文献2表 13-5 中的 Y 值。查参考文献1可知 Y=1.6，因eFFra此可算得 NNFFNNFFrdrd2906 . 129286 . 125 .1076 . 123446 . 122211按参考文献2中式（13-11）得 NFFNNNFFFdadaa29058829029822213.求轴承当量载荷21PP和查参考文献1可知 e=0.37，比较按参考文献2中表 13-5，得的大小，与eFFra轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献6 . 14 . 02121YYXX，2中式（13-8a） ，当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参)(ardYFXFfP考文献2表 13-6，取，则2 . 1pfNNFYFXfPNNFYFXfParparp24.1002)2906 . 19284 . 0(2 . 1)(08.1294)5886 . 13444 . 0(2 . 1)(22222111114.校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承 1 的受31021PP 力大小校核 hhLhPCnL54.52055708.129432200144060106010310616故所选轴承满足寿命要求。(二)中速轴上轴承的寿命校核已知参数，min81.361,298rnNFa1030083hL=72000h。查参考文献1可知圆锥滚子轴承 30207 的基本额定动载荷 C=54200N。1.求两轴承受到的径向载荷和1rF2rF由图 4 及表 5 可知， NNFFFNNFFFNFNFNFNFNHNVrNHNVrNHNHNVNV1802179811623362228703
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