(论文)减速器设计说明书最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

大学机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置 （二级圆柱齿轮减速器）学 院： 学院班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 二一年七月四日 目 录第一章 减速器概述 3减速器的主要型式及其特性3第二章 减速箱设计步骤 42.1原始数据 42.2电动机的选择计 4 2.3传动比分配计算 52.4计算各轴的 n、P、T 52.5齿轮传动计算 6 2.5.1高速级齿轮传动设计计算 10 2.5.2低速级齿轮传动设计计算 14 2.5.3齿轮传动参数表 15 2.5.4检查浸油深度 152.6验算传动系统速度误差 15 2.6.1材料及装配 16 2.6.2输出轴的设计 16 2.6.3输入轴的设计 17 2.6.4中间轴的设计 19 2.6.5中间轴弯扭合成强度条件计算 19 2.6.6滚动轴承的润滑 24第三章 设计结论25第四章 设计小结25第五章 参考文献25 - 26 -第一章 减速器概述减速器的主要型式及其特性减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。电动机联轴器高速轴中间轴低速轴减速器系统框图本次设计采用二级圆柱齿轮减速器圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m/s，甚至高达150m/s。第二章 设计步骤一、原始数据 数据编号B16；带工作拉力F（N）700；带速度V（m/s）1.4；卷筒直径D（mm）240要求：有轻微冲击,工作经常满载, 原动机为电动机,齿轮单向传动, 单班制工作（每班8小时）, 运输带速度误差为5%, 减速器使用寿命5年, 每年按300天计,小批量生产,启动载荷为名义载荷的1.5倍。二、电动机的选择计算合理的选择电动机是正确使用的先决条件。选择恰当，电动机就能安全、经济、可靠地运行；选择得不合适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。选择电动机的内容包括很多，例如电压、频率、功率、转速、启动转矩、防护形式、结构形式等，但是结合农村具体情况，需要选择的通常只是功率、转速、防护形式等几项比较重要的内容，因此在这里介绍一下电动机的选择方法及使用。2.1电动机选择步骤电动机的选择一般遵循以下三个步骤：型号的选择、功率的选择、转速的选择2.2电动机型号的确定选择电动机依据：功率P，转速n1） 电动机功率计算P：工作机功率：Pw=FV/1000=7001.41000=0.98（kw）总效率：=123n卷筒轴承效率=0.98 卷筒效率=0.96低速级联轴器效率=0.99 III轴轴承效率=0.98低速级齿轮啮合效率=0.97 II轴轴承效率=0.98高速级齿轮啮合效率=0.97 I轴轴承效率=0.98高速级联轴器效率=0.99 (效率值查设计手册)电动机需要功率：Pd= Pw/=0.980.817=1.2(kw)2）电动机转速计算n 工作机转速nw ： 因：(m/s) 故： （r/min） 电动机转速: （r/min） 其中： 减速器传动比(总传动比)3） 选定电动机根据求出的P、n查手册。功率P：为使传动可靠，额定功率应大于计算功率，即 P额Pd=PW/总根据已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。电动机符合这一范围的同步转速有1500、3000，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动比，显然选择1500 r/min的同步转速电动机比较合适。电动机型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min起动转矩/额定转矩的比值最大转矩/额定转矩的比值轴的中心高度mm电动机的轴径mmY90L-41.5KW150014002.22.29024三、传动比分配计算分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑。（浸油深度）i减减速器传动比i高减速器内高速级传动比 i低减速器内低速级传动比i高=（1.21.3)i低i减= （1.21.3)低nm电动机满载转速 nw工作机转速 4、 计算各轴的n，P，T1）各轴转速n电动机轴：nm（满载转速）轴：（r/min）轴：（r/min）轴：（r/min）2） 各轴输入功率P电动机轴：轴： KW轴： KW轴： KW卷筒轴KW 3）各轴输入转矩T电动机轴：轴：轴：轴：卷筒轴：转速、功率和扭矩参数结果如下表：轴名功率P（ KW）转矩T（ Nm）转速（r/min）输入输出输入输出电动机轴1.28.18614001轴1.1881.1648.1047.94214002轴1.1291.10629.9729.37359.93轴1.0731.05292.3190.46111.1卷筒轴1.0410.9889.5684.26111.15、 齿轮传动设计设计计算内容结果(一）高速级齿轮传动设计计算1.选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数因是一般用途的齿轮传动，齿轮材料可选用45号钢，传递功率不大，且对结构尺寸无严格要求，可选择软齿面齿轮传动，参考表6-2，选小齿轮调质，小齿轮齿面硬度230240HBS；大齿轮正火，齿面硬度190200HBS。精度等级为8级。2.选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮转动，Z1可以多选点，初选Z1=30,Z2=i高Z1=3.8930=116.7,取Z2=117，传动比i=117/30=3.9。i=（i高-Z2/Z1）/i高100%=-0.26%5%斜齿轮齿轮，取螺旋角=15。3.按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。确定式中各项数值：因载荷平稳，可初选载荷系数Kt=1.5；由表6-6，选取d=1.0由表6-5，查得ZE=189.8；由图6-14，查得ZH=2.42由式6-7， =1.883.2(+)cos =1.883.2(1/30 +1/117 )cos15 =1.686由图6-13，查得Z=0.78；Z=0.98由式（6-12），N1=60nmj=601400183005=1.008109 N2=N1/i=2.587108由图6-15查得：ZN1=0.97，ZN2=1.07；由图6-16d，按小齿轮齿面硬度230240HBS均值235HBS，在MQ线和ML中间（适当延长MQ和ML线）查得=540MPa；同理，由图6-16c查得=390 MPa；取=1；H1 =523.8MPaH2 =417.3MPa取H2=417.3MPa设计齿轮参数。将确定后的各项数值代入设计公式，求得=27.95 mm修正:=2.05 m/s由表6-3查得 KA=1.0； 由图6-7查得 KV=1.12；由图6-10查得 K=1.09； 由表6-4查得 K=1.2；则K=KAKVKK=1.01.121.091.2=1.465=27.73mm=0.89mm由表6-1，选取第一系列标准模数=1.5mm。齿轮主要几何尺寸：=114.14mm,圆整中心距，取=114mm，则=46.53 mm；=181.47mm=46.53 mm取 B2=50mm，B1=55mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度计算当量齿轮端面重合度由机械原理可知：=20.62=203712；=0.97；=1.792；由式（6-13）；由图（6-28）查得：Y=0.88；ZV1=Z1/cos3=33.334,ZV2=Z2/cos3=129.8130；由图6-19、6-20按ZV查得：YFa1=2.45，YSa1=1.64YFa2=2.18，YSa2=1.81由图6-21查得：YN1=0.87，YN2=0.9由图6-22c按小齿轮齿面硬度均值235HBS，在ML适当延长上查得：Flim1=340Mpa；同理在图6-22b上查得：Flim2=310Mpa；取SFmin=1.25；=236.64、=223.2；=21.4658185.72.451.640.670.88/(46.5346.531.5)=17.496MPa=F1YFa2YSa2/(YFa1YSa1)=17.4962.181.81/（2.451.64）=17.182Mpa齿根弯曲疲劳强度足够5.齿轮精度设计（以大齿轮为例）按选择的8级精度，查齿轮公差表（见课程设计手册），可得：,，齿厚偏差计算：由机械设计原理可知，分度圆弦齿高公称值：=1.51mm；分度圆弦齿厚公称值：=2.356mm；由式6-35确定最小间隙：=2(0.06+0.0005a+0.03)/3=2(0.06+0.0005114+0.031.5)/3=0.108mm；齿厚上偏差：=0.057mm=57um,取负值，所以查齿轮公差表，齿轮径向跳动公差Fr=55um；查标准公差值表，IT9=130um；查表6-9径向进刀公差br=1.26IT9=1.26130=163.8um；齿厚公差：Tsn=2tann(Fr2+br2)1/2=2tan20(552+163.82)1/2=126um；齿厚下偏差：Esni= Esns-Tsn=-57-126=-183um；6.齿轮结构设计按6-8推荐，齿顶圆直径D200mm齿轮采用实心结构。齿轮工作图见附图。 齿轮材料 45号钢小齿轮调质，齿面硬度190200HBS8级精度 Z1=30 Z2=117 i=3.9T1=8185.7Nmm=1.686=2.56H1=523.8MPaH2=417.3MPa=1.5mm=114mm=46.53mm=181.47mmb=46.53mmB2=50mmB1=55mm。=236.64=223.2=17.496MPa=17.182Mpa中心距极限偏差单个齿轮极限偏差齿距累积总公差齿廓总共差螺旋线总共差分度圆弦齿高公称值 =1.51mm分度圆弦齿厚公称值 =2.356mm 齿厚上偏差 齿厚下偏差Esni=-183um(二）低速级齿轮传动设计计算1.选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数因是一般用途的齿轮传动，齿轮材料可选用45号钢，传递功率不大，且对结构尺寸无严格要求，可选择软齿面齿轮传动，参考表6-2，选小齿轮调质，小齿轮齿面硬度230240HBS；大齿轮正火，齿面硬度190200HBS。精度等级为8级。2.选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮转动，选Z4=150,Z3=Z3/i低=140/3.24=43.2,取Z3=44，传动比i=140/44=3.18。i=（i低-Z4/Z3）/i低100%=1.8%5%斜齿轮齿轮，取螺旋角=8。3.按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。确定式中各项数值：因载荷平稳，可初选载荷系数Kt=1.5；由表6-6，选取d=1.0由表6-5，查得ZE=189.8；由图6-14，查得ZH=2.47由式6-7， =1.883.2(+)cos =1.883.2(1/44 +1/140 )cos8 =1.7670.318144tg8=1.97由图6-13，查得Z=0.76；Z=0.995由式（6-12），N3=60nmj=60359.9183005=2.59108 N4=N1/i=8.119107由图6-15查得：ZN3=1.07，ZN4=1.16；由图6-16d，按小齿轮齿面硬度230240HBS均值235HBS，在MQ线和ML中间（适当延长MQ和ML线）查得=540MPa；同理，由图6-16c查得=390 MPa；取=1；H1 =577.8MPaH2 =452.4MPa取H2=452.4MPa设计齿轮参数。将确定后的各项数值代入设计公式，求得=41.41 mm修正:=0.78 m/s由表6-3查得 KA=1.0； 由图6-7查得 KV=1.08；由图6-10查得 K=1.09； 由表6-4查得 K=1.2；则K=KAKVKK=1.01.081.091.2=1.413=42.24mm=0.95mm由表6-1，选取第一系列标准模数=1.5mm。齿轮主要几何尺寸：=139.4mm,圆整中心距，取=140mm，则=66.96 mm；=213.05mm=66.96 mm取 B4=70mm，B3=75mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度计算当量齿轮端面重合度由机械原理可知：=20.27=201612=0.99；=1.8；由式（6-13）=0.67；由图（6-28）查得：Y=0.88；ZV3=Z3/cos3=45.3146,ZV4=Z4/cos3=144.17145；由图6-19、6-20按ZV查得：YFa3=2.35，YSa3=1.69YFa4=2.18，YSa4=1.82由图6-21查得：YN3=0.94，YN4=0.97由图6-22c按小齿轮齿面硬度均值235HBS，在ML适当延长上查得：Flim3=340Mpa；同理在图6-22b上查得：Flim4=310Mpa；取SFmin=1.25；=255.68Mpa、=240.56Mpa；=21.41329347.92.351.690.670.88/(66.9666.961.5)=28.88MPa=F3YFa4YSa4/(YFa3YSa3)=28.882.181.82/（2.351.69）=28.85Mpa齿根弯曲疲劳强度足够5.齿轮精度设计（以大齿轮为例）按选择的8级精度，查齿轮公差表（见课程设计手册），可得：,，齿厚偏差计算：由机械设计原理可知，分度圆弦齿高公称值：=1.51mm；分度圆弦齿厚公称值：=2.356mm；由式6-35确定最小间隙：=2(0.06+0.0005a+0.03)/3=2(0.06+0.0005140+0.031.5)/3=0.117mm；齿厚上偏差：=0.062mm=62um,取负值，所以查齿轮公差表，齿轮径向跳动公差Fr=55um；查标准公差值表，IT9=130um；查表6-9径向进刀公差br=1.26IT9=1.26130=163.8um；齿厚公差：Tsn=2tann(Fr2+br2)1/2=2tan20(552+163.82)1/2=126um；齿厚下偏差：Esni= Esns-Tsn=-62-126=-188um；6.齿轮结构设计按6-8推荐，齿顶圆直径D=210mm齿轮采用实心结构。齿轮工作图见附图。齿轮材料 45号钢小齿轮调质，齿面硬度190200HBS8级精度 Z3=44 Z4=140 i=3.18T1=29347.9Nmm=1.767=1.97H1=577.8MPaH2=452.4MPa=1.5mm=140mm=66.96mm=213.05mmb=66.96mmB2=70mm;B1=75mm。=255.68Mpa=240.56Mpa=28.88MPa=28.85Mpa中心距极限偏差单个齿轮极限偏差齿距累积总公差齿廓总共差螺旋线总共差分度圆弦齿高公称值 =1.51mm分度圆弦齿厚公称值 =2.356mm 齿厚上偏差 齿厚下偏差Esni=-188um(三）齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm114140传动比i3.93.18模数mmm1.51.5螺旋角14.7379.7压力角2020齿数Z3011744140分度圆直径dmm46.53181.4766.96213.05节圆直径dmm46.53181.4766.96213.05齿顶圆直径damm49.53184.4769.96216.05齿根圆直径dfmm43.91178.8564.34210.43齿宽bmm55507570旋向右旋左旋左旋右旋材料45号钢45号钢45号钢45号钢热处理状态调质正火调质正火齿面硬度HRC235195235195(四）检查浸油深度当高速级大齿轮浸油1个齿高时，低速级大齿轮浸油深度小于其分度圆半径的六分之一到三分之一，以降低搅油功耗。=19.92mm允许低速级大齿轮浸油深度l：在l的允许范围内，所以符合要求。(五）润滑方式齿轮的圆周速度12m/s，选择对大齿轮2、4进行浸油润滑，将齿轮2浸入一个齿高。润滑油运动粘度为220cSt。工业闭式齿轮油L-CKC220。(六）验算传动系统速度误差在计算过程中，齿轮传动比发生改变，输送带实际速度VW在求解过程中于理论V发生了变化，故验算系统误差。 =140012.56=111.46(r/min) 满足系统误差要求6、 计算轴类零件机器上所安装的旋转零件，例如带轮、齿轮、联轴器和离合器等都必须用轴来支承，才能正常工作，因此轴是机械中不可缺少的重要零件。本章将讨论轴的类型、轴的材料和轮毂联接，重点是轴的设计问题，其包括轴的结构设计和强度计算。结构设计是合理确定轴的形状和尺寸，它除应考虑轴的强度和刚度外，还要考虑使用、加工和装配等方面的许多因素。如图所示为一齿轮减速器中的的高速轴。轴上与轴承配合的部份称为轴颈，与传动零件配合的部份称为轴头，连接轴颈与轴头的非配合部份称为轴身，起定位作用的阶梯轴上截面变化的部分称为轴肩。轴结构设计的基本要求有：（1）、便于轴上零件的装配轴的结构外形主要取决于轴在箱体上的安装位置及形式，轴上零件的布置和固定方式，受力情况和加工工艺等。为了便于轴上零件的装拆，将轴制成阶梯轴，中间直径最大，向两端逐渐直径减小。近似为等强度轴。（2）、保证轴上零件的准确定位和可靠固定轴上零件的轴向定位方法主要有：轴肩定位、套筒定位、圆螺母定位、轴端挡圈定位和轴承端盖定位。1、材料及装配拟定轴上零件选用A1图的装配方案轴的材料选45号钢，其具体数据：材料牌号热处理毛坯直径/mm硬度/HBS抗拉强度极限b/MPa45号钢调质200217-255640屈服强度极限s/MPa弯曲疲劳极限-1/MPa剪切疲劳极限-1/MPa许用弯曲应力-1 /MPa备注35527515560应用广泛根据表8-3，取A=110。2、输出轴的设计(1)初步估算轴的直径PIII =1.073KW， nIII=111.1r/min，TIII =92.31Nm=23.43mm输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径d-。为了使所选的轴径d-与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。根据计算转矩TCA=KAT=1.392310=120003Nmm，nIII=111.1r/min，d3min=23.43mm并考虑键槽对轴强度的削弱影响，轴径增加5%-7%。从设计手册上查得，采用弹性柱销联轴器 GB/T5014-2003，其公称转矩TN=315Nmm，许用转速n=5600r/min，轴径在25-28之间。故取联轴器处的直径d-=25mm,半联轴器长L=44mm。(2）结构设计为使半联轴器轴向定位，-，轴段左端需制出一轴肩，并考虑轴承端盖中唇形密封圈的内径尺寸，故取-段的直径d-=30mm；右边轴端用轴端挡圈定位，按轴端直径挡圈直径D=40mm。因半联轴器与轴配合部分的孔长度为44mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不会压在轴的端面上，故-，轴段的长度应略小于半联轴器上相应的长度，取L-=42mm。根据轴的受力，选用角接触球轴承。为了便于轴承装配，取装配轴承处的轴径d-=d-=40mm，初选7308AC滚动轴承，其基本尺寸为dDB=40mm90mm23mm，与其配合轴段长度l-=23mm。由轴承端盖的结构设计，取其总宽度为14mm，联轴器左端面与轴承盖得距离取为16mm，故取l-=30mm。为使右端滚动轴承轴向定位，且便于轴承的装卸，由手册查得7308AC型轴承的安装径d-=49mm。取安装齿轮处轴径d-=46mm，齿轮左端采用套筒定位，右端用轴肩定位，轴肩高度h=4mm，故取轴环直径d-=54mm，轴环宽度b1.4h，取b=7mm。已知齿轮宽度B=70mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取l-=68mm。齿轮端面至箱体内壁距离取为a=15mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离，取e=5mm。齿轮2与齿轮4之间的距离c=15mm，齿轮2轮毂宽B2=50mm。l-=c+B2+a+e-l- =15+50+15+5-7 =78mml-=B+e+a+3+2=23+5+15+3+2=48mm(3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用A型普通平键连接，根据d-=46mm，由手册查得平键截面bhL=14mm9mm60mm。同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6；同样，半联轴器与轴的连接，选用C型普通平键，bhL=8mm7mm32mm，半联轴器与轴的配合选为H7/k6。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k6。取轴端倒角均为245。3、输入轴的设计(1）初步估算轴的直径PI =1.164 KW ，nI=1400 r/min ，TI =7942 Nmm=10.34mm根据计算转矩TCA=KAT=1.37942=10324.6Nmm，n=1400，d1min=10.34mm并考虑键槽对轴强度的削弱影响，轴径增加5%-7%。从设计手册上查得，采用弹性柱销联轴器 GB/T5014-2003，其公称转矩TN=160Nmm，许用转速n=7100r/min，轴径在12-14之间。故取联轴器处的直径d-=12mm,半联轴器长L=27mm。(2）结构设计为使半联轴器轴向定位，-，轴段左端需制出一轴肩，并考虑轴承端盖中唇形密封圈的内径尺寸，故取-段的直径d-=18mm；右边轴端用轴端挡圈定位，按轴端直径挡圈直径D=30mm。因半联轴器与轴配合部分的孔长度为27mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不会压在轴的端面上，故-，轴段的长度应略小于半联轴器上相应的长度，取L-=25mm。根据轴的受力，选用角接触球轴承。为了便于轴承装配，取装配轴承处的轴径d-=d-=20mm，初选7304AC滚动轴承，其基本尺寸为dDB=20mm52mm15mm，与其配合轴段长度l-=15mm。由轴承端盖的结构设计，取其总宽度为14mm，联轴器左端面与轴承盖得距离取为16mm，故取l-=30mm。为使右端滚动轴承轴向定位，且便于轴承的装卸，由手册查得7304AC型轴承的安装径d-=27mm。取安装齿轮处轴径d-=25mm，齿轮左端采用套筒定位，右端用轴肩定位，轴肩高度h=4mm，故取轴环直径d-=33mm，轴环宽度b1.4h，取b=7mm。已知齿轮宽度B=55mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取l-=53mm。齿轮端面至箱体内壁距离取为a=12.5mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离，取e=5mm。齿轮1与齿轮3之间的距离c=15mm，齿轮2轮毂宽B3=55mm。l-=c+B3+a+e-l- =15+55+12.5+5-7 =80.5mml-=B+e+a+3+2=15+5+12.5+3+2=37.5mm(3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用A型普通平键连接，根据d-=25mm，由手册查得平键截面bhL=8mm7mm28mm。同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6；同样，半联轴器与轴的连接，选用C型普通平键，bhL=5mm5mm16mm，半联轴器与轴的配合选为H7/k6。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k6。取轴端倒角均为245。d1-d-=46.53-25=21.53mm虽然轴轴径不大，但是设计成齿轮轴难度较大，且不便于测量，所以不设计成齿轮轴。4、中间轴的设计(1）初步估算轴的直径PII =1.106 KW， nII=359.9 r/min ，TII =29370 Nmm。=15.99mm根据计算转矩TCA =KATII = 1.329370=38181 Nmm，n=359.9，d2min=15.99mm并考虑键槽对轴强度的削弱影响，轴径增加5%-7%。取最右端的直径d-=20mm(2）结构设计根据轴的受力，选用角接触球轴承。为了便于轴承装配，取装配轴承处的轴径d-= d-=20mm，初选7304AC滚动轴承，其基本尺寸为dDB=20mm52mm15mm，则轴段长度右齿轮端面至箱体内壁距离取为a=18mm ，l-=18+2+15+2=37mm。取安装齿轮处轴径d-=d-=30mm，左边齿轮左端采用套筒定位，右端用轴肩定位，右边齿轮左端采用轴肩定位，右端采用套筒定位。轴肩高度h=4mm，故取轴环直径d-=38mm，轴环宽度b1.4h。已知右齿轮宽度B2=50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取l-=53mm。左齿轮宽度B3=75mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取l-=73mm。左齿轮端面至箱体内壁距离取为a=15mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离，取e=5mm，齿轮箱内的距离为138mm。l-=15-2=13mml-=B+e+a+3+2=15+5+15+3+2=40mm(3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用A型普通平键连接，根据d-=d-=30mm，由手册查得左边平键截面bhL=10mm8mm62mm，右边平键截面bhL=10mm8mm42mm。同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6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k6。取轴端倒角均为245。5、 中间轴弯扭合成强度条件计算按扭转强度计算这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度。如果还受不大的弯矩时，则采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。并且应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。轴的扭转强度条件为：强度条件： Mpa 设计公式： （mm）轴上有键槽： 放大：35%一个键槽；710%二个键槽。并且取标准植式中：许用扭转剪应力（N/mm2），C为由轴的材料和承载情况确定的常数。按弯扭合成强度计算通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。对于钢制的轴，按第三强度理论，强度条件为：设计公式：（mm）式中、：e为当量应力，Mpa。 d为轴的直径，mm; 为当量弯矩；M为危险截面的合成弯矩； MH为水平面上的弯矩；MV为垂直面上的弯矩；W为轴危险截面抗弯截面系数；为将扭矩折算为等效弯矩的折算系数弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力往往为非对称循环变应力与扭矩变化情况有关 扭矩对称循环变化 = 扭矩脉动循环变化 不变的扭矩，分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用弯曲应力。轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。轴的弯曲刚度是以挠度y或偏转角以及扭转角来度量，其校核公式为： ； ； 。式中：y、 、 分别为轴的许用挠度、许用转角和许用扭转角。（1）由所确定的结构可确定出简支梁的支撑距离L1=37.5+5+15+7.5=65mm，L2=37.5+13+25=75.5mm，L3=25+18+5+7.5=55.5mm据此求出齿轮宽度中点所在的截面B的MH、MV、M及Me的值。（2）计算轴上外力齿轮的圆周力Ft287.53NFt3877.28N齿轮的径向力Fr232.94NFr3323.93N齿轮的轴向力Fa2=Fr2tan12=32.94tan14.7378.66NFa3=Fr3tan34=323.93tan9.755.37N（3）求支反力水平面内支反力Ft3(L1+L2)+Ft2L1=FH1(L1+ L2+L3)FH1= 657.9NFH2=Ft总-FH1=87.53+877.28-657.9= 316.9 N垂直面内支反力FV1（L1+L2+L3）+Ma2+Ma3=Fr3(L1+L2)+Fr2L1FV1=212.37N 方向向下FV2=Fr总- FV1=32.94+323.93-212.37144.5N 方向向上（4）计算轴的弯矩，并画弯矩图水平面弯矩MH1=FH1L1=657.965=4276.35NmmMH2=FH2L3=316.955.5=17587.95 Nmm垂直面弯矩MV1=FV1L1=212.3765=13804.05NmmMV2=MV1+Ma2=13804.051853.7= 15657.75NmmMV3= Ma2+ FV2L3=785.76+144.555.5 = 8805.51 NmmMV4=FV2L3=8019.75 Nmm合成弯矩M1=14451.26 NmmM2=16231.21 NmmM3=19669.1 NmmM4=19880.1 Nmm（5） 画转矩图（6）计算当量弯矩转矩按脉动循环变化计算，取=0.6得：TII=0.629370=17622 NmmMe1=M1=14451.26 Nmm=23958 Nmm进行校核轴上承受最大弯矩及转矩的截面的强度。由式（8-4）的=2.16MPa-1=60 MPa所以强度足够（7）-截面处疲劳强度安全系数校核抗弯截面系数W=0.1d3=0.1303=2700mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2303=5400 mm3合成弯矩 M13287.29 Nmm转矩 T=29370 Nmm弯曲应力幅 a=M/W=13287.29/293700.45MPa弯曲平均应力 m=0 MPa扭转剪应力幅a2.72 MPa扭转平均应力m=a=2.72 MPa轴肩圆角引起的有效应力集中系数k及k由r/d=1.6/300.053。D/d=38/301.27，b=640MPa按附图1b、附图2b查取：k=1.91，k=1.42由b=640MPa，d=30mm按附图5查得尺寸系数=0.84，=0