)F=2700_v=1.85_D=510(联轴器-展开式二级斜齿圆柱减速器设计

减速器设计说明书 系 别： 专业班级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录一 设计任务书11.1设计题目11.2设计步骤1二 传动装置总体设计方案12.1传动方案12.2该方案的优缺点1三 选择电动机23.1电动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3选择电动机容量23.4确定传动装置的总传动比和分配传动比3四 计算传动装置运动学和动力学参数44.1电动机输出参数44.2高速轴的参数44.3中间轴的参数44.4低速轴的参数44.5工作机的参数5五 减速器高速级齿轮传动设计计算55.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数55.2按齿面接触疲劳强度设计55.3确定传动尺寸85.4校核齿根弯曲疲劳强度85.5计算齿轮传动其它几何尺寸105.6齿轮参数和几何尺寸总结11六 减速器低速级齿轮传动设计计算126.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数126.2按齿面接触疲劳强度设计126.3确定传动尺寸156.4校核齿根弯曲疲劳强度156.5计算齿轮传动其它几何尺寸176.6齿轮参数和几何尺寸总结17七 轴的设计187.1高速轴设计计算187.2中间轴设计计算247.3低速轴设计计算30八 滚动轴承寿命校核368.1高速轴上的轴承校核368.2中间轴上的轴承校核378.3低速轴上的轴承校核38九 键联接设计计算399.1高速轴与联轴器键连接校核399.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核409.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核409.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核409.5低速轴与联轴器键连接校核40十 联轴器的选择4110.1高速轴上联轴器4110.2低速轴上联轴器41十一 减速器的密封与润滑4111.1减速器的密封4111.2齿轮的润滑4211.3轴承的润滑42十二 减速器附件4212.1油面指示器4212.2通气器4312.3六角螺塞4312.4窥视孔盖4312.5定位销4412.6启盖螺钉44十三 减速器箱体主要结构尺寸44十四 设计小结45参考文献46一 设计任务书1.1设计题目 展开式二级斜齿圆柱减速器，拉力F=2700N，速度v=1.85m/s，直径D=510mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：250天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.减速器内部传动设计计算 6.传动轴的设计 7.滚动轴承校核 8.键联接设计 9.联轴器设计 10.润滑密封设计 11.箱体结构设计二 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。三 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：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.99 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.97a=122432w=0.8773.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=27001.851000=5kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=50.877=5.7kW 工作转速：nw=601000VD=6010001.85510=69.31rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：840，因此理论传动比范围为：840。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(840)69.31=554-2772r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M-6的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=970r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900 电机主要外形尺寸图3-1 电动机中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDEFG16060538525421014.54211012373.4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：ia=nmnw=97069.31=13.995 （2）分配传动装置传动比 高速级传动比i1=1.35ia=4.35 则低速级的传动比i2=3.22 减速器总传动比ib=i1i2=14.007四 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数P0=5.7kWn0=nm=970rpmT0=9550000P0n0=95500005.7970=56118.56Nmm4.2高速轴的参数P=P01=5.70.99=5.64kWn=n0=970rpmT=9550000Pn=95500005.64970=55527.84Nmm4.3中间轴的参数P=P23=5.640.990.98=5.47kWn=ni1=9704.35=222.99rpmT=9550000Pn=95500005.47222.99=234263.87Nmm4.4低速轴的参数P=P23=5.470.990.98=5.31kWn=ni2=222.993.22=69.25rpmT=9550000Pn=95500005.3169.25=732281.59Nmm4.5工作机的参数P=P122w=5.310.990.990.990.97=5kWn=n=69.25rpmT=9550000Pn=9550000569.25=689530.69Nmm 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴9705.756118.56高速轴9705.6455527.84中间轴222.995.47234263.87低速轴69.255.31732281.59工作机69.255689530.69五 减速器高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=14。 (2)参考表10-6选用7级精度。 (3)材料选择 由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度241286HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度217255HBS (4)选小齿轮齿数z1=23，则大齿轮齿数z2=z1i=234.35=100。5.2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d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2 1)确定公式中的各参数值 试选KHt=1.3 计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.551065.64970=55527.84Nmm 由表10-7选取齿宽系数d=1 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=189.8MPa。 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctantanncos=arctantan20cos14=20.562at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos23cos20.56223+21cos14=30.295at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos100cos20.562100+21cos14=23.297=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=23tan30.295-tan20.562+100tan23.297-tan20.5622=1.649=dz1tan=123tan14=1.825Z=4-31-+=4-1.64931-1.825+1.8251.649=0.678 由公式可得螺旋角系数Z。Z=cos=cos14=0.985 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Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=6097011625010=2.328109NL2=NL1u=2.3281094.35=5.352108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=0.978，KHN2=1.077 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9786001=586.8MPaH2=KHN2Hlim2S=1.0775501=592.35MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=586.8MPa 2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZZH2=321.355527.84110023+1100232.46189.80.6780.985586.82=36.874mm (2)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v=d1tn601000=36.874970601000=1.872 齿宽bb=dd1t=136.874=36.874mm 2)计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据v=1.872m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.036 齿轮的圆周力。Ft=2Td1=255527.8436.874=3011.761NKAFtb=13011.76136.874=82Nmm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4 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KH=1.419 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0361.41.419=2.058 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=36.87432.0581.3=42.975mm 4)确定模数mn=d1cosz1=42.975cos1423=1.813mm，取mn=2mm。5.3确定传动尺寸 (1)计算中心距a=z1+z2mn2cos=126.77mm，圆整为127mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=14.4256 =142532 (3)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=mnz1cos=223cos14.4256=47.498mmd2=mnz2cos=2100cos14.4256=206.511mm (4)计算齿宽 b=dd1=47.5mm 取B1=55mm B2=50mm5.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1)T、mn和d1同前 齿宽b=b2=50 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：Zv1=z1cos3=23cos314.4256=25.32 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=100cos314.4256=110.088 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.69，YFa2=2.18 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.575，YSa2=1.79 试选载荷系数KFt=1.3 由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yt=arctantanncos=arctantan20cos14.4256=20.597b=arctantancost=arctantan14.4256cos20.597=13.539v=cos2b=1.644cos213.539=1.739Y=0.25+0.75v=0.681=dz1tan=123tan14.4256=1.883 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-120=1-1.88314.4256120=0.774 2)圆周速度v=d1n601000=47.498970601000=2.41ms-1 3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.252=4.5mmbh=554.5=12.222 根据v=2.41m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.046 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.42，结合b/h=55/4.5=12.222查图10-13，得KF=1.079。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0461.11.079=1.241 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Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.88，KFN2=0.914 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.885001.25=352MPaF2=KFN2Flim2S=0.9143801.25=277.86MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=56.179 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=51.743 MPa 100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2 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KH=1.421 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=11.0131.21.421=1.727 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=57.51131.7271.3=63.222mm 4)确定模数mn=d1cosz1=63.222cos1523=2.655mm，取mn=3mm。6.3确定传动尺寸 (1)计算中心距a=z1+z2mn2cos=150.63mm，圆整为151mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=15.5195 =153110 (3)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=mnz1cos=323cos15.5195=71.611mmd2=mnz2cos=374cos15.5195=230.401mm (4)计算齿宽 b=dd1=71.61mm 取B1=80mm B2=75mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1)T、mn和d1同前 齿宽b=b2=75 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：Zv1=z1cos3=23cos315.5195=25.711 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=74cos315.5195=82.722 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.69，YFa2=2.232 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.575，YSa2=1.758 试选载荷系数KFt=1.3 由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yt=arctantanncos=arctantan20cos15.5195=20.694b=arctantancost=arctantan15.5195cos20.694=14.562v=cos2b=1.616cos214.562=1.725Y=0.25+0.75v=0.685=dz1tan=123tan15.5195=2.033 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-120=1-2.03315.5195120=0.737 2)圆周速度v=d1n601000=71.611222.99601000=0.84ms-1 3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=806.75=11.852 根据v=0.84m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.016 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.426，结合b/h=80/6.75=11.852查图10-13，得KF=1.08。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0161.11.08=1.207 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Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.914，KFN2=0.919 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.9145001.25=365.6MPaF2=KFN2Flim2S=0.9193801.25=279.38MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=66.936 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=61.993 MPa F2 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v=d1n601000=71.611222.99601000=0.84ms 选用7级精度是合适的6.5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=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=77.61mm da2=d2+2ha=236.4mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=64.11mm df2=d2-2hf=222.9mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn33法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左153110右153110齿数z2374齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d71.611230.401齿顶圆直径da77.61236.4齿根圆直径df64.11222.9齿宽B8075中心距a151151图6-1 低速级大齿轮结构图七 轴的设计7.1高速轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=970r/min；功率P=5.64kW；轴所传递的转矩T=55527.84Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr（调质），齿面硬度241286HBS，许用弯曲应力为=70MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=98。dA03Pn=9835.64970=17.62mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0517.62=18.5mm 查表可知标准轴孔直径为19mm故取dmin=19 (4)确定轴的直径和长度图7-1 高速轴示意图 1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则:Tca=KAT=72.19Nm 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为19mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。选用普通平键，A型键，bh = 66mm(GB T 1096-2003)，键长L=28mm。 2)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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23 = 24 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7206AC，其尺寸为dDB = 306216mm，故d34 = d78 = 30 mm。 由手册上查得7206AC型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 55 mm，d56 = 51.5 mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，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，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 16 -10 = 63 mm 5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，低速级小齿轮宽度b3=80mm，则l34=l78=B+ 2=16+10+2=28 mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=80+ 15+ 10-2.5-2=100.5 mml67=1-2=10-2=8 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径1924303651.53630长度426328100.555828 (5)轴的受力分析 高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）Ft1=2Td1=255527.8447.498=2338.113N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos=2338.113tan20cos14.4256=878.707N 高速级小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tan=2338.113tan14.4256=601N 第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=102.7mm，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=137.3mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=44.8mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 在水平面内 轴承A处水平支承力：RAH=Fr1l2-Fa1d12l2+l3=878.707137.3-60147.4982137.3+44.8= 741N 轴承B处水平支承力：RBH=Fr1-RAH=878.707-741=138N 在垂直面内 轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1l2l2+l3=2338.113137.3137.3+44.8= 1763N 轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1l3l2+l3=2338.11344.8137.3+44.8= 575N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=7412+17632=1912.39N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=1382+5752=591.33N 绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上弯矩：MBH=0Nmm 截面C左侧在水平面上弯矩：MCH左=RBHl2-Fa1d12=138137.3-60147.4982=33221Nmm 截面C右侧在水平面上弯矩：MCH右=RAHl3=74144.8=33197Nmm 截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm 绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上弯矩：MCV=RAVl3=176344.8=78982Nmm 截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm 绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩：MA=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=0Nmm 截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV2=332212+789822=85684Nmm 截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV2=331972+789822=85675Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm g.转矩和扭矩图T1=55527.84Nmm h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=02+0.655527.842=33317Nmm 截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左2+T2=856842+0.655527.842=91933Nmm 截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右=85675Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.655527.842=33317Nmm图7-2 高速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=36332=4578.12mm3 抗扭截面系数为WT=d316=9156.24mm3 最大弯曲应力为=MW=20.08MPa 剪切应力为=TWT=6.06MPa 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=2+42=21.36MPa 查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限B=750MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，ca-1b，所以强度满足要求。7.2中间轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=222.99r/min；功率P=5.47kW；轴所传递的转矩T=234263.87Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=95。dA03Pn=9535.47222.99=27.6mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm (4)确定轴的直径和长度图7-3 中间轴示意图 1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin = 27.6 mm，由轴承产品目录中选取角接触轴承7206AC，其尺寸为dDB = 306216mm，故d12 = d56 = 30 mm。 2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 35 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2 = 50 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 48 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 35 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 45 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 15 mm。 3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。 4)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3= 80 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23 = 78 mm，d23=35mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =50mm，为了使挡油环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=48mm，d45=35mm。 5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，则l12=B+1+2=16+10+10+2= 38 mml56=B+2+2=16+10+12.5+2= 40.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径3035453530长度3878154840.5 (5)轴的受力分析 高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）Ft2=2Td2=2234263.87206.511=2268.779N 高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tancos=2268.779tan20cos14.4256=852.65N 高速级大齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2tan=2268.779tan14.4256=584N 低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）Ft3=2Td3=2234263.8771.611=6542.678N 低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3tancos=6542.678tan20cos15.5195=2471.45N 低速级小齿轮所受的轴向力Fa3=Ft3tan=6542.678tan15.5195=1817N 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=58.3mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=80mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=45.8mm 轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3l1-Fr2l1+l2+Fa2d22-Fa3d32l1+l2+l3=2471.4558.3-852.6558.3+80+584206.5112-181771.611258.3+80+45.8= 116N 轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=2471.45-116-852.65=1503N 轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=6542.67858.3+2268.77958.3+8058.3+80+45.8= 3776N 轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=6542.67880+45.8+2268.77945.858.3+80+45.8= 5035N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=1162+37762=3777.78N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=15032+50352=5254.54N 计算水平面弯矩 截面A和截面B在水平面内弯矩MAH=MBH=0 截面C右侧在水平面内弯矩MCH右=-RAHl3=-11645.8=-5313Nmm 截面C左侧在水平面内弯矩MCH左=Fa2d22-RAHl3=584206.5112-11645.8=54988Nmm 截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBHl1-Fa3d32=150358.3-181771.6112=22566Nmm 截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBHl1=150358.3=87625Nmm e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩MAV=MBV=0Nmm 截面C在垂直面内弯矩MCV=RAVl3=377645.8=172941Nmm 截面D在垂直面内