【正文】 據(jù)參考文獻(xiàn)[1]表135差的徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=1所以 當(dāng)量徑向動(dòng)載荷軸承應(yīng)有基本額定動(dòng)載荷C1=Ps60nLh/106所以2）驗(yàn)算軸承壽命=23470h（預(yù)期壽命20000小時(shí)）1)軸34預(yù)選深溝球軸承6215 dDB=9517032查手冊得此軸承的基本額定靜載荷C0=15200N，又中間軸上為直齒輪，軸承不受軸向力，F(xiàn)a=0故取x=1，y=0，對于深溝球軸承，按表136查得fp=徑向力 ==1184N = =1656N 當(dāng)量動(dòng)載荷 N軸承應(yīng)有基本額定動(dòng)載荷 ==137782）驗(yàn)算軸承壽命 ==126779h（預(yù)期壽命20000小時(shí)）通過以上計(jì)算和驗(yàn)算，各軸承符合要求，選取正確。低速軸23段軸承驗(yàn)算1）由上知軸23處預(yù)選深溝球軸承軸承型號(hào)為6215 尺寸為：，查手冊得此軸承的基本額定靜載荷，對于深溝球軸承，主要承受徑向載荷，當(dāng)量摩擦系數(shù)最小。常用的滾動(dòng)軸承絕大多數(shù)已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，應(yīng)用各種常用規(guī)格的軸承。根據(jù)以上設(shè)計(jì)、計(jì)算和校核的結(jié)構(gòu)，得出軸的工作圖，如圖滾動(dòng)軸承是現(xiàn)代機(jī)械中廣泛應(yīng)用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動(dòng)接觸來支承傳動(dòng)零件的。由附圖32得尺寸系數(shù)由附圖33得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理即按參考文獻(xiàn)[1]式（312）及（312a）得綜合系數(shù)值為 有由31及32得碳鋼的特性系數(shù)，取 取于是計(jì)算安全系數(shù)值，按參考文獻(xiàn)[1]式（156）（158）則得（由軸向力引起的壓縮應(yīng)力在此處作為計(jì)算，因其甚小，故予忽略）3）截面34按參考文獻(xiàn)[1]表154中公式計(jì)算，抗彎截面系數(shù) W=抗扭截面系數(shù) 由前知彎矩M及彎曲切應(yīng)力為 扭矩及扭矩切應(yīng)力 過盈配合處值，由參考文獻(xiàn)[1]附表38查出，取 軸按磨削加工，故綜合系數(shù)為= =所以軸在截面3右側(cè)安全系數(shù)為： 因軸無大大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可忽略靜強(qiáng)度的校核。截面上由于軸肩形成的理論集中系數(shù)及按參考文獻(xiàn)[1]附表32查取，因,可查得 ，又由參考文獻(xiàn)[1]附表31查得軸的材料的敏性系數(shù)為 。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度看，截面2和3處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載的情況來看，截面23中間受載荷最大，截面3相近，但截面3受扭矩，所以2截面不必校核，截面23中間受力，但應(yīng)力集中不大，不必校核。根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》155取a=（）前已經(jīng)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[1]表151查得[]=60Pa，因?yàn)椋拾踩?。軸肩上的圓角半徑取R=2mm首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖見圖由前得輸入軸上P=，n1=250r/min，T=?m求作用在齒輪上的力（參考文獻(xiàn)[4]13453受力分析與強(qiáng)度計(jì)算）齒輪分度圓直徑d=Z1m=244mm分度圓切向力Ft=2T/d=徑向力Fr=Fttanα= N法向力Fn=Ft/cosα=確定軸承的支撐點(diǎn)位置時(shí)，參見文獻(xiàn)[1]圖1523，對于所選軸承，查得。具體軸的外形設(shè)計(jì)如圖所示3）因軸承結(jié)構(gòu)復(fù)雜，花鍵初選NdDB=628327用鍵槽銑刀加工，同時(shí)為了保證齒輪與輪轂配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。 78段是安全離合器固定端安裝段，不承受軸向力矩，軸上加工螺紋用以加裝圓螺母選d=M18,L=60mm，螺紋長L=32mm。56段連接出入齒輪2上安裝定位套筒，因軸肩的高度h=（～）d，所以初步選定d=50mm，L=58mm。查齒輪數(shù)據(jù)得到雙聯(lián)齒輪厚度，初選L=104mm此處安裝成對軸承，因?yàn)樯顪锨蜉S承徑向尺寸小，有較高的徑向載荷能力.。它與軸上安裝的零件類型、尺寸及其位置、零件的固定方式，載荷的性質(zhì)、方向、大小及分布情況，軸承的類型與尺寸，軸的毛坯、制造和裝配工藝、安裝及運(yùn)輸，對軸的變形等因素有關(guān)。由前得輸入軸上P0=P/η= n=250r/min T=?m求作用在齒輪上的力，參見文獻(xiàn)[4]13453受力分析與強(qiáng)度計(jì)算。所以軸在截面3右側(cè)安全系數(shù)為： 因軸無大大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可忽略靜強(qiáng)度的校核。軸按磨削加工，由參考文獻(xiàn)[1]。按參考文獻(xiàn)[1]式（312）及（312a）得綜合系數(shù)值為： 式（）有由31及32得碳鋼的特性系數(shù)：φσ=~，取 φτ=~。軸按磨削加工，由參考文獻(xiàn)[1]附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為。故有效應(yīng)力集中系數(shù)按參考文獻(xiàn)[1]表附34為: 式（） 式（）由參考文獻(xiàn)[1]附圖32得尺寸系數(shù)。截面上由于軸肩形成的理論集中系數(shù)及：按參考文獻(xiàn)[1]附表32查取，因rd=, Dd=75/65=可查得 。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度看，截面2和3處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載的情況來看，截面23中間受載荷最大，截面3相近，但截面3受扭矩，所以2截面不必校核，截面23中間受力，但應(yīng)力集中不大，不必校核。根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》式155取a= 式（）（）前已經(jīng)選定軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)，參考文獻(xiàn)[1]表151查得[]=60Pa，所以，故安全。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩圖計(jì)算出軸受力分析的各個(gè)力。具體軸的外形設(shè)計(jì)如圖所示。所以d12=60mm根據(jù)軸肩的高度h=（～）d23處安裝軸承，3處為安裝軸肩d23 =75mm預(yù)選軸承型號(hào)為6215 尺寸為，選L=62m d=75mm34段4處為定位軸肩 d34=86mm L=6mm45處安裝軸承，5處為安裝軸肩d45=120mm預(yù)選軸承型號(hào)為NU213E的圓柱滾子軸承尺寸為dDB=6512023，選L=42mmD=220mm,軸與內(nèi)齒輪鏈接，具體尺寸見齒輪設(shè)計(jì)。1）初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承不受軸向力，故選擇深溝球軸承。它與軸上安裝的零件類型、尺寸及其位置、零件的固定方式，載荷的性質(zhì)、方向、大小及分布情況，軸承的類型與尺寸，軸的毛坯、制造和裝配工藝、安裝及運(yùn)輸，對軸的變形等因素有關(guān)。根據(jù)參考文獻(xiàn)[5]表511軸的材料及其主要力學(xué)性能選擇軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)熱處理。應(yīng)用于軸的材料種類很多，主要根據(jù)軸的使用條件。必須指出在一般工作溫度下（低于200攝氏度）各種碳鋼的彈性模量均相差不多，因此在選擇鋼的種類和決定鋼的熱處理方法時(shí)，所根據(jù)的是強(qiáng)度和耐磨性，而不是軸的彎曲或者扭轉(zhuǎn)剛度，在既定的條件下，有時(shí)也可選擇較低的鋼材，而用適當(dāng)增大軸的截面積的方法來提高軸的剛度。軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。這時(shí)只需要對軸的強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，以防止斷裂和塑性變形。軸工作能力的計(jì)算主要是指軸的強(qiáng)度、剛度和振動(dòng)穩(wěn)定性方面的計(jì)算。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理的確定軸的結(jié)構(gòu)形式和尺寸。因此軸的主要功用是支承回轉(zhuǎn)零件及傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。2KH型雙內(nèi)嚙合行星變速器齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)和構(gòu)造，齒輪1和3形成雙聯(lián)行星齒輪，雙聯(lián)行星齒輪大致如圖結(jié)構(gòu)所示。只計(jì)算齒根彎曲強(qiáng)度，其彎曲強(qiáng)度條件為： 由前面計(jì)算所得滿足，所以齒根彎曲強(qiáng)度滿足。 (長度單位：mm)名稱符號(hào)第一內(nèi)齒輪副第二內(nèi)齒輪副外齒輪內(nèi)齒輪外齒輪內(nèi)齒輪齒數(shù)61625859模數(shù)4齒形角齒頂高系數(shù)1嚙合角176。一般情況下可直接從現(xiàn)成的參數(shù)表中選取所需的參數(shù)。（3）校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度1）齒面接觸應(yīng)力式中 材料彈性系數(shù) 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) K載荷系數(shù) 行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) 行星輪分度愿直徑 行星輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 b齒寬 u齒數(shù)比查得： 材料彈性系數(shù) 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 載荷系數(shù)K= 載荷分配不均勻系數(shù) d1=248mm T1=5KN?m b1=45mm 則σH=32MPa2）許用接觸應(yīng)力查得： 接觸疲勞強(qiáng)度極限 壽命系數(shù) 工作硬化系數(shù) 尺寸系數(shù) 安全系數(shù)S=則許用接觸應(yīng)力因?yàn)樗詽M足齒面接觸疲勞強(qiáng)度，模數(shù)m=4符合設(shè)計(jì)要求。根據(jù)齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞應(yīng)力安全系數(shù) S=4）計(jì)算載荷系數(shù)查得： 使用系數(shù) 動(dòng)載系數(shù) 齒間分布系數(shù) 齒向分布系數(shù) 故載荷系數(shù)5）查取齒形系數(shù) 查得： 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)查得： 7）計(jì)算并比較大小8) 計(jì)算行星輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9550P/n（2）設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì)算得m≥取m=4少齒差行星傳動(dòng)變速器，要求整體結(jié)構(gòu)小而緊湊，軸向尺寸小。也可按照結(jié)構(gòu)要求和功率大小初選，然后校核彎曲強(qiáng)度，因?yàn)槟?shù)最后的確定往往是受結(jié)構(gòu)尺寸的限制的。 使用系數(shù)KA，因原動(dòng)機(jī)是電動(dòng)機(jī)，工作機(jī)有振動(dòng)，查表得使用系數(shù)KA=，動(dòng)載荷KV=（取齒輪的傳動(dòng)平穩(wěn)精度為8級）因YF1/σFP1YF2/σFP2 按外齒輪校核，因采用了內(nèi)嚙合和較大的正變位齒輪副，從而提高了齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度，且齒面接觸強(qiáng)度遠(yuǎn)高于齒根彎曲強(qiáng)度。齒輪的由文獻(xiàn)[3]查得彎曲極限應(yīng)力σB=700MPa。一般情況下可直接從現(xiàn)成的參數(shù)表中選取所需的參數(shù)。于是εa=.4所以齒輪3 4不需要配合。α4=arcos(r4cosα/ra4)=176。于是εa=.4所以齒輪1 2不需要配合。α2=arcos(r2cosα/ra2)=176。但太小時(shí)，變位系數(shù)太小會(huì)發(fā)生外齒輪切齒干涉（根切）或插齒加工時(shí)的負(fù)嚙合。