二级圆锥圆柱齿轮减速器设计F=1140 v=2.55 D=300.docx

减速器设计说明书系别:班级:姓名:学号:指导教师:职称:目录第一节设计任务书1Ll设计题目11.2设计步骤1第二节传动装置总体设计方案22.1 传动方案2第三节选择电动机33.1 电动机类型的选择33.2 确定传动装置的效率33.3 选择电动机容量33.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比43.5 动力学参数计算5第四节减速器高速级齿轮传动设计计算74.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数74.2 按齿面接触疲劳强度设计74.3 确定传动尺寸94.4 校核齿根弯曲疲劳强度10第五节减速器低速级齿轮传动设计计算145.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数145.2 按齿面接触疲劳强度设计145.3 确定传动尺寸175.4 校核齿根弯曲疲劳强度17第六节轴的设计和校核226.1 输入轴设计计算226.2 中间轴设计计算276.3 输出轴设计计算33第七节滚动轴承计算校核437.1 输入轴轴承计算校核437.2 中间轴轴承计算校核447.3 输出轴轴承计算校核46第八节键连接的选择及校核计算488.1 输入轴键选择与校核488.2 中间轴键选择与校核488.3 输出轴键选择与校核49第九节联轴器设计509.1 输入轴上联轴器509.2 输出轴上联轴器50第十节减速器的润滑和密封5110.1 减速器的润滑5110.2 减速器的密封51第十一节减速器附件及箱体主要结构尺寸5311.1 减速器附件的设计与选取5311.2 减速器箱体主要结构尺寸61第十二节设计小结63参考文献63设计任务书LI设计题目拉力F=1140N,速度v=2.55ms,直径D=300mm,每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：IO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 .传动装置的总体设计方案2 .电动机的选择3 .计算传动装置的总传动比以及分配传动比4 .计算传动装置的动力学参数5 .齿轮传动的设计6 .传动轴的设计与校核7 .滚动轴承的设计与校核8 .键联接设计9 .联轴器设计10 .润滑密封设计IL箱体结构设计第二节传动装置总体设计方案2.1 传动方案传动方案已给定，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器1）该方案的优缺点二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。第三节选择电动机3.1 电动机类型的选择按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V,Y型。3.2 确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：n1=0.99滚动轴承的效率：2=0.99闭式圆锥齿轮的效率：3=0.97闭式圆柱齿轮的效率：n4=0.98工作机的效率：11w=0.96a=甯34w=0.992X0.993X0.97X0.98X0.96=0,8683.3 选择电动机容量工作机所需功率为1140×2.55100O-=2.91kWFVP=W100O电动机所需额定功率：PPd=-Tla2.910.868=3.35kW工作机轴转速:60X100OV60×100OX2.55/nw=162.34rZmin11D11×300查表课程设计手册，使用推荐的传动比范围，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：616,所以合理的总传动比范围为：616o可选择的电动机转速范围为11(1=12*11¥=(616)*162.34=9742597rmin。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素,选定电机型号为:Yl12M-4的三相异步电动机,额定功率Pe11=4kW,满载转速为nm=1440rmin,同步转速为nt=1500rmin°表3-1电机选择方案对比选择方案电动机型号额定功率Pen/kW同步转速nt(rmin)满载转速nm(rmin)AY160M1-84750720BY132M1-641000960CY112M-4415001440DY112M-2430002890OH图3-1电机尺寸表3-2电动机尺寸中心高H外形尺寸LXHD安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DXE键部位尺寸FXGACAD112400X265190×1401228X608X242301903.4 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:nm1440ia=8.87anw162.34(2)分配传动装置传动比锥齿轮（高速级）传动比11 =0.25i=0.25X8.87=2.22,取元=2.22则低速级的传动比为12 =4减速器总传动比ib8.883.5动力学参数计算3.5.1 各轴转速输入轴：n=nn=1440.00rminni1440中间轴：n11=648.65r/minII i12.22以nH648.65/输出轴：n=-=-=162.16r/minIII 24工作机轴：11v=nm=162.16r/min3.5.2 各轴输入功率输入轴：P1=PdTll=3.35X0.99=3.32kW中间轴：Pn=P23=3.32×0.99X0.97=3.19kW输出轴：P111=Pn24=3.19×0.99X0.98=3.09kW工作机轴：PiV=P1112Thw=3.09X0.99X0.99X0.96=2.9IkW3.5.3 各轴输入转矩,.Pd3.35电机轴：Td=9550X=955OX=22.22N-mnm1440输入轴：T=TdTIl=22.22X0.99=22.00Nm中间轴：Tn=Tl1加巾=22×2.22X0.97X0.99=46.90Nm输出轴：TH=Tni242=46.9×4×0.98X0.99=182.01Nm运动和动力参数列表如下:表3-3各轴动力学参数表编号电机轴输入轴中间轴输出轴工作机轴功率3.35kW3.32kW3.19kW3.09kW2.91kW转速1440rmin1440rmin648.65rmin162.16rmin162.16rmin转矩22.22N三m22N三m46.9N三m182.01N-m171.25N-m传动比12.2241效率0.990.970.980.99第四节减速器高速级齿轮传动设计计算4.1 选定齿轮类型'精度等级'材料及齿数4.1.1 选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为=20°。1）参考表10-6选用7级精度。2）材料选择由表IO-I选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮45（调质），硬度为240HBS3）选小齿轮齿数z=22,则大齿轮齿数Z2=Zi×i=22×2.22=49O4.2 按齿面接触疲劳强度设计1）由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即dit2）确定公式中的各参数值4tT(PR(I-0.5(PR)u试选KHt=I.3计算小齿轮传递的扭矩:T=22Nm选取齿宽系数巾r=0.3由图10-20查得区域系数Zh=2.49由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze=189.8VMPao计算接触疲劳许用应力。H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为OHIimI=600Mpa,DHIim2=550MPa由式(IO-15)计算应力循环次数：NLl=6OnjLh=60X1440XIXl6X300X10=4.147XIO9由图10-23查取接触疲劳系数4.147XIO9222=1.868×IO9KHNl=0.87，KHN2=0,87取失效概率为1%,安全系数S=I,得OHlimlKHNl600X0.87H1=号=522MParIrlHlim2K11N2550×0.87H2=478.5MPa'h,取。H和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=478.5MPa3)试算小齿轮分度圆直径34KHtTditJ(PR(I-0.5(PR)u=61.35mm4×1,3×220000.3(1-0.5×0,3)2×2.23/2.49X189.81-478.5)4.2.1计算圆周速度Vdmldlt(l0.5(PR)61.35×(10.5X0.3)=52.15mmITdrnn60×100011X52.15×144060×1000=3.93mzs4.2.2计算当量齿宽系数du2+12.232+1b=(PRCIIt=0.3X61.35=22.49mmb22.49(Pd=五元=0434.2.3计算载荷系数查表得使用系数KA=I查图得动载系数KV=Ll31取齿间载荷分配系数：Khq=I查表得齿向载荷分布系数：KHB=L277实际载荷系数为Kh=KAKvKHaKHB=IX1.131×1×1.277=1,4444.2.1 按实际载荷系数算得的分度圆直径d=dtU=61.35XKHt1.444=63.536mm4.2.2 计算模数=2.89mm取标准模数m=3mmo4.3 确定传动尺寸4.3.1 实际传动比大端分度圆直径d1=z1m=22×3=66.00mmd2=z2m=49×3=147.00mm4.3.2 计算分锥角1arctanarctan=24.1791°492=90-24.1791o=65.8209ol=24o10'44"2=65o49'15"4.3.3 齿宽中点分度圆直径CIml=d(l0.5(Pr)=66×(10.5X0.3)=56.1mmdm2=d2(l0.5)=147×(10.5×0.3)=124.95mm4.3.4锥顶距为R=yu2+1=y2.232+1=80.65mm4.3.5齿宽为b=(pRR=0.3X80.65=24.195mm取b=24mm4.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为一KTYFalYSalF-2(PR(10.5(PR)m3ZjVu2+11)K>bm和<I>r同前Mf2）圆周力为2T1d1(l-0.5)2×2200066×(1-0.5×0.3)=784.31N齿形系数Y_Fa和应力修正系数Y_Sa,当量齿数为:小齿轮当量齿数:z1ZZZVl=24.116cos1cos24.179°大齿轮当量齿数：Z249Zv2=119.632cos2cos65.821°查表10-17、10-18得:YFal=2.65,Ypa22.16YSaI=158,Ysa2=L813)圆周速度11d1nV=60×100011×56.1X1440,=4.23ms60X10004）宽高比b/hh=(2ha*+c*)xm=(2x1+0.2)x3=6.6mmb24=3.636h6.6根据v=423ms,7级精度，由图10-8查得动载系数KV=Ll查表10-3得齿间载荷分配系数K"=L2由表10-4查得KHB=L261,结合bh=246.6=3.636查图IO-13,得KFB=LO51。则载荷系数为Kf=KaKvKFaK印=IX1.1X1,2X1.051=1.387由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为CTFIimI=500MPa>OFIim2_380MPa由图10-22查取弯曲疲劳系数KFNl=086,Kfn2=088取弯曲疲劳安全系数S=1.25,由式(IO-14)得r1OFIimlKFNl500X0.86忖FlI=示一二三44MPar-1OFlim2&N2380X0.88f2=墨=宙一=267.52MP齿根弯曲疲劳强度校核“KTYFalYsai1.387×22000X2.65X1.58Fl=2=2(PR(I0.5(PR)m3U2+10.3(1-0.5×0,3)×33×2222.222+1=18.52MPa<F1=344MPaYFa2Ysa22.16×1.81gf2=pVV=18.52×=17.29MPa<F2=267.52MPaYFalYSaI2.65X1.58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。5)齿轮的圆周速度11dm1n11×56.1×1440,V=4.23ms60X100O60X100O选用7级精度是合适的4.4.1 计算锥齿轮传动其它几何参数(1)计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚ha=mh*n=3×1=3mmhf=m(h*n+c*)=3×(1+0.2)=3.6mmh=ha+hf=3×(2×l+0.2)=6.6mm3s=11-=4.712mm2(2)分锥角(由前面计算)1=24.179o2=65.821o(2)计算齿顶圆直径dal=d1+2haXcosl=66+2×3×cos24.1791o=71.47mmda2=d2+2ha×cos2=147+2×3×cos65.8209o=149.46mm(3)计算齿根圆直径dfl=d1-2hf×cosl=662×3.6×cos24.1791o=59.43mmdf2=d22hf×cos2=1472×3.6×cos65.8209o=144.05mm注：锥齿轮h(n=1.0,C*=0.2(4)计算齿顶角ai=a2=atan(haR)=2.13o=2o7'49"计算齿根角fi=11=atan(hfR)=2.556o=2o33'21"(6)计算齿顶锥角ai=1+ai=26.309o=26o18'33"a2=2+a2=67.951o=67°57'4"(7)计算齿根锥角f=1-A=21.623°=237'23"=2-f2=63.265o=63o15'54"4.4.2 齿轮参数和几何尺寸总结表4/齿轮主要结构尺寸代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数mm33齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数C*0.20.2齿数Z2249齿宽B2424齿顶高ham×ha*33齿根高hfm×(ha*+c*)3.63.6分度圆直径dd66147齿顶圆直径dad+2×ha71.47149.46齿根圆直径dfd-2×hf59.43144.05分锥角624o10,441165o49,1511齿顶角Oaatan(haR)2o7,49112o7,49,齿根角fatan(hfR)2o33,2,2o33,2,锥距R80.6580.65第五节减速器低速级齿轮传动设计计算5.1 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B=I3°。2）参考表10-6选用7级精度。3）材料选择由表IO-I选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮45（调质），硬度为240HBS4）选小齿轮齿数z=21,则大齿轮齿数Z2=Zi×i=2IX4=8505.2 按齿面接触疲劳强度设计1）由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即312KHtTu+1/ZHZEZEZp2It-J（PdUfl）2）确定公式中的各参数值试选KHt=I.3计算小齿轮传递的扭矩：T=46.9Nm由表10-7选取齿宽系数d=l由图10-20查得区域系数Zh=2.46由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze=I89.8MPao由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z-/tanotn/tan20ot=arctan=arctan=20.483°cos/cos13°/(z1×cosat(21×cos20.483atl=arccos=arccos=30.993°z1+2%Xcos/21+2×1×cos13/(Z2×cosat(85×cos20.483at2=arccos=arccos=23.683°z2+2h*nXcos/85+2×1×cos13/z1(tanatltant)+z2(tanat2tant)21121×(tan30.993o-tan20.483o)+85×(tan23.683o-tan20.483)_211tantan13oEn=dZl=1×21=1.5431111z4-1.641.543(1-1.543)+=0.7171.64由公式可得螺旋角系数Zb。Z=JCOS=Vcos13=0.987计算接触疲劳许用应力。H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为OHIimI=600Mpa,DHIim2=550MPa由式(IO-15)计算应力循环次数：NLl=6OnjLh=60X648.65XIXl6X300x1O=1.868XIO9由图10-23查取接触疲劳系数1.868XIO94=4.67×IO8KHNl=0.87,In2=0.93取失效概率为1%,安全系数S=I,得rmHlimlKHNl600X0.87H1=522MPaSH1o,uijm2Khn2550×0.93H2=*=511.5MPaSH1取。Hh和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=511.5MPa3)试算小齿轮分度圆直径dit2KmTu+1(ZHZEZZM)_32×1.3×46900一185T+1/2,46×189.8×0.717×0.98785(511.521=39.886mm5.2.1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V11dltnV=60×1000齿宽b11×39.886×648.65/=1.35mZs60X1000b=ddlt=1×39.886=39.886mm2）计算实际载荷系数Kh。由表10-2查得使用系数Ka=I根据v=1.35ms7级精度，由图10-8查得动载系数KV=I.04齿轮的圆周力。Ft=T2X-=2X由4690039.886=2351.7NKAXFtb=lX2351.7/39.886=59N/mm<100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KhlL4由表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，得齿向载荷分布系数KHfi=L417由此，得到实际载荷系数KH=KAKvKHaKHB=IX104X1.4×1.417=2.0633)由式(IO-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径32,063=46.524mm311d1=dlt=39.886X4）确定模数mnd1×cos46.524×cos13oZI21=2.16mm,MZmn=2.5mmo5.3 确定传动尺寸5.3.1 计算中心距(z1+z2)×mn(21+85)×2.5a=-=135.99mm2×cos圆整为a=136mm2Xcos13=acos(Zl+z2)Xmn2a=acos(21+85)×2.52×136=13,0268°B=I3°36"532计算小、大齿轮的分度圆直径mnz12.5×21coscos13.0268=53.89mmmnz22.5×85d2=YCCCLC=218.11mmcoscos13.02685.3.3计算齿宽b=dd1=53.89mm取Bl=60mmB2=55mm5.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为CyF=2KTYFaYSaYeYBC°S1)T、mn和di同前齿宽b=b2=55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:ZVlZl21cos3cos313.0268o=22,708大齿轮当量齿数:Z285cos3cos313.0268°=91.915由图IO-17查得齿形系数YFal=2.7,Ypa2=2.2由图10-18查得应力修正系数Ysai=L57,Ysa2=1.78试选载荷系数KFt=I.3由式(IO-18),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y/tann(tan20°t=arctan=arctan=20,485°cos/cos13.02687z1(tanaatl-tant)+z2(tanat2tant)n,=(z1×cosat(21×cos20.485aat1=arccos=arccos=30.994oz1+2h*n×cos/21+2×1×cos13.0268/(z2×cosott(85×cos20.485at2=arccos=arccos=23.685oz2+2h*n×cos/85+2×1×cos13.0268/上式得l,21×(tan30.994o-tan20.485o)+85×(tan23.685o-tan20.485)_211b=arctan(tan×cos't)=arctan(tan13.0268oXcos20.485o)=12,229oav=5=1.716cos2bcos212.229o1.6390.750.75Yp=0.25+=0.25+=0.6871.716CaVtantan13.0268o_11=(Pdz=1×21=1.55p1111由式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y-Y=1B=1-1.55×120°13.0268120°=0.8323)宽高比b/hTTdInV二60×1000TiX53.89×648.6560X1000=1.83msh=(2ha*+c*)×m=(2×1+0.25)X2.5-5.62mm55加=9786根据v=1.83ms,7级精度，由图10-8查得动载系数KV=LO5查表10-3得齿间载荷分配系数KF(I=L4由表10-4查得KHB=I.422,结合bh=555.62=9.786查图IO-13,得KFB=LO79。则载荷系数为KF=KAKvKFaK印=IX1.05×1,4×1.079=1.586由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为OFliml=500MPa>OFlim2=380MPa由图10-22查取弯曲疲劳系数KFNl=。,88,Kfn2=0,92取弯曲疲劳安全系数S=L25,由式(IO-14)得1FlimlKFNllFl=W500×0.88=352MPa1.251OFlim2KppQ2380X0.92p2=J,=示=279.68MPa齿根弯曲疲劳强度校核“_2KTYFaiYsalXYp52×1.586×46900X2.7X1.57X0.687X0.832cos213.0268=49.65MPa1×2.53×212<F2KTYFa2Ysa2YYcos2F2=dr11Jz2112X1.586×46900X2.2X1.78X0.687X0.832cos213.02681×2.53×212=45.87MPa<叫2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。4）齿轮的圆周速度11×53.89×648.6560X1000=1.83ms11d1nV=60X1000选用7级精度是合适的主要设计结论齿数z=21,Z2=85,模数m=2.5mm,压力角=20°,螺旋角B=13.0268°=I3°36n,中心距a=136mm,齿宽Bi=60mm、B2=55mm5.4.1 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=mh*n=2.5mmhf=m(h*n+c*)=3.125mmh=ha+hf=m(2h*n+c*)=5.625mm(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径“dal=d1+2ha=53.89+2×2.5=58.89mmda2=d2+2ha=218.11+2×2.5=223.11mm(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=山-2hf=53.892×3.125=47.64mmdf2=d2-2hf=218.11-2×3.125=211.86mm注：齿顶高系数Kn=LO,顶隙系数c=0.255.4.2 齿轮参数和几何尺寸总结表5-1齿轮主要结构尺寸名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a136136齿数Z2185模数m2.52.5齿宽B6055螺旋角B右旋13o1'36"左旋13°1'36"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数C*0.250.25齿顶ham×ha*2.52.5齿根高hfm×(ha*+c*)3.1253.125全齿高hha+hf5.6255.625分度圆直径d53.89218.11齿顶圆直径dad+2×ha58.89223.11齿根圆直径dfd-2×hf47.64211.86第六节轴的设计和校核6.1输入轴设计计算1）已经确定的运动学和动力学参数转速nl=1440rmin;功率Pl=3.32kW;轴所传递的转矩Tl=22Nm2）初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS,根据表，取dminAOIP3-=IlO×11A0=IlO,于是得3.32=14.53mm1440输入轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大5%drnjn=（1+0.05）X14.5315.26mm输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径dl2,为了使所选的轴直径dl2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=KAXTl,查表，考虑平稳，故取KA=L3,则：TCa=KAT=I.3X22000=28.6Nmm按照计算转矩TCa应小于联轴器公称转矩的条件，同时兼顾电机轴直径28mm,查标准或手册，选用LX2型联轴器。半联轴器的孔径为25mm,故取di2=25mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mmo3）轴的结构设计图图6-1高速轴示意图为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-11轴段右端需制出一轴肩，故取11-11I段的直径d23=30mmo半联轴器与轴配合的轮毂长度L=62mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-H段的长度应比L略短一些，现取li2=6Omn1。4）初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=30mm,由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30207,其尺寸为dXDXTXB=35×72×18.25×17mm,故d34=d56=35mm0取非定位轴肩高度h=2.5mm,贝d67=30mn5）由手册查得高速轴轴承定位轴肩高度h=2.5mm,则d45=40mmo6）轴承端盖厚度e=10,垫片厚度M=2,取套杯厚度为e4=8,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,则I23=4+e+e4+4+K+TB=2+IO+8+2+24+18.2517=47.25mm7）考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时,根据L=IXd67,则取小齿轮轮毂宽度L=30mm,则I34=B=17mm8）为了轴由较大的刚度，轴承支点距离不宜过小,取轴承支点为锥齿轮轴上的距离为2.5倍轴轴承段直径，取套杯厚度为8,则I45=2.5d34B=2.5×3517=70.5mmI56=B=17mm取小锥齿轮到内壁距离为d=IOmm*7=+L+TB+2=8+30+18.2517+10-2=47.25mm9）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键链接,半联轴器与轴的配合为H7k6,按机械设计手册查得截面尺寸bXh=8X7mm,长度L=50mn,小齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸bXh=8X7mm,长度L=20m11.同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7r6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7k610）确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-1轴的直径和长度轴段123456直径253035403530长度6047.251770.51747.25已知高速级小齿轮的平均分度圆直径为：dml=56.1mm,则：T22000Ftl=2×-=2X=784.31Ndml56.1Frl=Ftl×tanXcosl=784.31×tan20o×cos24.1791o=260.42NFal=Ftl×tan×sinl=784.31×tan20o×sin24.1791o=116.92NFae=Fal=I16.92N根据30207圆锥滚子查手册得压力中心a=15.3mm小锥齿轮齿宽中点距离齿轮端面M由齿轮结构确定，由于齿轮直径较小，采用实心式,¾M15轴承压力中心到第一段轴支点距离：L160Ii-FL?+a=F47.25+15.392.55mm122两轴承受力中心距离：12=L4+2T-2a=70.5+2×18.252×15.3=76.4mm轴承压力中心到齿轮支点距离:I3=L6-M+a=47.25-15+15.3=47.55mm计算轴的支反力水平支反力FNHlFtI3784.31×47.5576.4=488.14NFnh2=Ft+Fnhi=784.31+488.14=1272.45N垂直支反力FNVlFadr11r,12116.92X56.12-260.42×47.5576.4=一119.15NFnv2=Fnvi-Fr=-119.15-260.42=一379.57N计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩MHl-FNHl12488.14X76.437293.90Nmm截面C处的垂直弯金Mvi=FnviI2=(-119.15)X76.4=一9103.06Nmm截面D处的垂直弯矩MDV=Fadrn116.92X56.12=3279.61Nmm分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图C）截面C处的合成弯矩M1=JMjl+Mj1=37293.92+9103.062=38388.81Nmm截面D处的合成弯矩MD=作合成弯矩图（图d）3279.612=3279.61NmmT=22000Nmm作转矩图（图e）图6-2高速轴受力及弯矩图11）校核轴的强度因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面抗弯截面系数为11d3W=-3211X403_=6283.19mm3抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为11d3WT=Nr11×403=12566.37mm316M38388.816283.19=6.11MPaTw72200012566.37=1.75MPa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=J2+4（ax）2=J.ll2+4（0.6X1.75）2=6.46MPa查表得45（调质）处