9562MpaσF1σF2σF121FS
fFSYY9562×398438851MpaσF2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够根据新的传动比重新确定动力参数和运动参数1传动比iv带25i齿轮3364i总iv带×i齿轮25×3364841
f验证传动比df14875mmdf217875mmb255mmb165mmYFS143YFS2398σF19562MpaσF28851Mpaiv带25i齿轮3364
fi总8412转速3各轴输入功率4各轴输入转矩八、轴的设计计算1齿轮轴上作用力2选择轴的材料3估算最小直径i8288418281575转速
1v
f
i电动机带96025384rmi
2v
ii电动机带齿轮9602533641141rmi
各轴输入功率电动机轴pd309kw
fPI294KWPII282KWPIII276KW各轴输入转矩T电动机3074NmTI9550×PI
I9550×2943847312NmTII9550×PII
II9550×282114123603Nm轴的设计计算输入轴的设计计算1齿轮轴上作用力
1384rmi
PI294KWTI7312Nm
21141rmi
PII282KWTII23603Nm则齿轮切向力Ft2TIId22×23603185×103255167N
f齿轮径向力FrFtta
α255167×ta
20092873N选择轴的材料由表172和表72选择选用45钢调质处理硬度217286HBS强度极限bσ为600MPa估算高速轴最小直径d1由公式172得
1384rmi
21141rmi

fPI294KWPII282KWPIII276KWTI7312NmTII23603Nm4轴的结构设计1轴上零件的定位固定和装配2确定轴各段直径和长度3确定型号d1≥A×232p
106×328211412413mm由表171查得A126103因轴的最小直径上无
f弯矩所以取A106。考虑到键槽削弱轴的强度将轴径增大3所以d1103×24132485mm取d125mm轴的结构设计1轴上零件的定位固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央相对两轴承对称分布齿轮左面由轴肩定位右面用套筒轴向固定联接以平键作过渡配合固定两轴承分别以轴肩和大筒定位则采用过渡配合固定由于轴向力故选用深沟球轴承。确定轴各段直径和长度轴肩高度h007d12根据已知轴径可得d227mmd330mmd442mmd555mmd648mmd730mm3确定型号由于d3d730mm选轴承型号为6206查出内径d30mm外径D62mm宽度B16mm
fdmi
a36mmras1d125mmd227mmd330mmd442mmd555mmd642mmd730mm轴承6206d30mmD62mm4校核
f挤压强度剪切强度5再校核联轴器处键的挤压强度过大故采用双键连接。4校核挤压强度σb215Tdkl322360310815327023494MPaσ剪切强度τ2
f15Tdbl322360310153210701405MPaτ齿轮双键考虑双键对轴的削弱加大810则d2407×112648mmd442足够安全。5再校核箱体内壁L652280mmr