A272F系列并条机车尾箱设计

XXX 大 学毕 业 设 计设计题目：A272F 系列高速并条机车尾箱的设计系 别：机械工程系专 业： 班 级： 姓 名： 学 号：指导老师： 完成时间： 目录一、 毕业设计的目的 3二、课题简介 4三、原始数据及已知条件-5四、设计传动方案6五计算总传动比和分配各级传动比7六.计算传动装置和动力参数-8七、 圆柱齿轮的传动设计计算 11八、蜗轮 蜗杆的设计 19九、设计锥齿轮 22十、箱座 箱盖的设计 25十一、 轴的设计 26十二、轴承寿命计算- 28十三、选用键校核强度29十四、参考文献30十五、毕业设计小结31一、毕业设计的目的毕业设计是学生完成本专业的最后一个极为重要的实践性教学环节，是使学生综合运用所学过的基本理论.基本知识与基本技能去解决专业范围内的工程技术问题而进行的一次基本训练，这对学生即将从事的有关技术工作和未来的开拓具有一定意义，其主要目的是：1、学生综合分析和解决本专业的一般工程技术问题的独立工作能力，拓宽和深化学生的知识。2、学生树立正确的设计思路，设计构思和创新思维，掌握工程设计的一般程序.规范和方法。 3、学生正确使用技术资料.国家标准，有关手册.图册等工具书。进行设计计算.数据处理.编写技术文件等方面的工作能力。4、 学生今昔功能调查研究。面向实际。面向生产。向工人和工程技术人员学习的基本工作态度.工作作风和工作方法。二、课题简介A272F 系列高速并条机适应于 75mm 以下的纤维的纯纺与混纺，在纺纱工艺过程中，位于梳棉工序之后，梳棉纤维条通过本机 4 根罗拉不同转速之差产生的牵伸力并合与牵伸，能够提高纤维的条长片段均匀度、纤维的伸直度，使不同品质纤维的混合更趋均匀，为获得良好的细纱创造必要的条件。3100 型号的车尾箱是陕西宝鸡宝成纺织机械厂的产品，年产量 1000 台，车尾箱是 A272F 系列高速并条机的主要变速机构之一，它是供给给棉 2;3 罗拉的减速装置,要求一个输入三个输出,通过按一定的速比排布的齿轮及其他结构将输入轴压辊经车尾箱的变速，传递给各工作主轴，使其获得一定的动力、转速和方向。由于罗拉的转速直接关系到棉条所受牵伸力的大小,影响着产品的质量,因此车尾箱的传动精度要求较高.生产批量大。针对生产现状和要求设计 3100 型号的车头箱。由被加工零件的不同，并条机设计方案各异，其车尾箱可以垂直或水平安装。该设计的车尾箱是水平安装在 A272F 高速并条机左侧上方的。车尾箱的动力来自车头箱传递的压辊轴,车头箱控制着1,4 罗拉.2,3 罗拉排布在 1,4 罗拉的中间其结构示意如图所示:三、原始数据及已知条件 已知：电机 FE 132M-4/8-B 1470/730r/min输入轴压辊转速 ny=1470r/min;Ty=2.6NM;罗拉 2 的转速 nL2=357r/min;TL2=5.3NM; 罗拉 3 的转速 nL3=357r/min;TL2=5.3NM;清洁装置的输出轴 nq=26.8r/min Tq=35.6NM;本机总牵伸的调节范围 512 倍,后区牵伸的调节范围1.22.0 倍,中区是 1.018 倍的固定牵伸,后区牵伸倍数的调节以改变主牵伸倍数来实现.即:后区牵伸倍数=总牵伸倍数/1.018主牵伸倍数压辊输出速度 v=dnD0/1000d0式中:n电机的转速(1450 转/分)d压辊直径(51 毫米)D0电动机皮带轮直径(毫米)d0压辊传动昼皮带轮直径(毫米)四.设计传动方案方案一: 图一方案二： 图二比较方案： 方案一结构简单，适合于繁重恶劣条件下长期工作。使用维护方便，但结构尺寸较大，不易达到较好的降速效果。方案二结构紧凑，能够产生较大的降速比，但传动效率低使用寿命短由于罗拉工作条件的限制,尺寸不易过大,因此采用方案二五计算总传动比和分配各级传动比(1) 总传动比 i1=ny/nL2=1470/357=4i2=ny/nL2=1470/357=4i3=ny/nq=1470/76.8=31.4(2)分配各级传动装置传动比第一级传动:i1（1）=3.4 i1（2）=1.2 i1= i1（1）i1（2）=4第二级传动:i2（1）=3.4 i1（2）=1.2 i2（3）=1.6 i2（4）=0.6i2= i2（1）i1（2）i1（3）i1（4）=4第三级传动: i3（1）=1 i3（2）=32 i3（3）=0.57i3= i3（1）i3（2）i3（3）=31.4六.计算传动装置和动力参数(1) 计算各轴转速轴:n=1470r/min轴:n= n/i1（1）=1470/3.4=439 r/min轴:n= n/i1（2）=439/1.2=357 r/min轴:n= n/i3（2）=357/1.6=223 r/min轴:n= n/i4（2）=223/0.6=357 r/min轴:n= n/i3（1）=1470/1= 1470 r/min轴:n= n/i3（2）=1470/32=46 r/min轴:n= n/i3（2）=46/0.57=76.8 r/min（） 计算各轴的功率1. 输出轴的功率根据公式 T=9550p/n 得 p=nT/9550(机械设计教材 p116 查得)pL2=nL2TL2/9550=3575.3/9550=0.2KWPL3=nL3TL3/9550=3575.3/9550=0.2KWpq=nqTq/9550=76.812.4/9550=0.1KW2.其他各轴的功率由机械传动设计手册上册 p21 表-查得 0.95（锥齿轮的传动效率） 2= 0.97(圆柱直齿轮的传动效率)0.75（蜗杆蜗伦的传动效率）p=py=0.6kwp=pL2=0.2kwp=pL3=0.2kwp=pq=0.1kwp=p5/2=0.2/0.97=0.206kwp=(p3+p4)/2=(0.2+0.2)/0.97=0.42kwp=p8/=0.1/0.75=0.13kwp=p7/=0.13/0.95=0.37kw3.计算各轴的扭矩由上公式 T=9550p/n 及已知条件各轴的功率和转速得每一根轴的扭矩为如下:T=9550p1/n1=95500.6/1470=3.8NMT=9.3 NMT=5.3 NMT=8.8 NMT=5.4 NMT=2.4 NMT=21.3 NMT=12.4 NM将计算数值列表如下表 1-1轴号 功率(kw) 转矩(NM)转速(r/min)传动比 效率 0.6 3.8 1470 0.42 9.3 432.31 0.971.2 0.97 0.2 5.3 3571.6 0.97 0.206. 8.8 223 0.2 5.4 3570.6 0.97表 1-2轴号 功率(kw) 转矩(NM)转速(r/min)传动比 效率 0.6 3.8 1470 1 0.97 0.37 2.4 147032 0.95 0.103 21.3 46 0.1. 12.4 76.80.57 0.75七. 圆柱齿轮的传动设计计算1. 选择齿轮材料及热处理方法减速器为一般机器,没有特殊要求,从降低成本减少结构尺寸和易于取材的原则出发决定齿轮用 HT200 材料.为170230HBS(机械设计手册 上 p456 表 3-4-60)_(1)计算许用接触应力 H小齿轮的接触疲劳强度为 200Mpa(教材机械设计p250) Hlim=350 Mpa 齿轮为一般传动效果因此 SHmin=1 许用接触应力 H =200 Mpa/1=200 Mpa,许用弯曲应力为 F1= Flim/SFmin=200 Mpa(2)按接触疲劳强度计算d3590/ H 2 kT1(i+1)/ did 为齿轮的分度圆直径(机械设计手册上 p381 表 3-4-1)传递转矩 T:由上数值表查得载荷系数 k:因载荷有轻微冲击,齿轮轴承对称布置由表 6-6 取 k=1.35齿宽系数:轮为悬齿臂布置,硬齿面. 在一对啮合的齿轮中较大的齿轮 d=0.25,较小的齿轮取 d=0.2许用接触应力 H: H=150 Mpa由此将数据代入上式求得各轴的应取的最小的直径为如:下:d1 d2 d3分别表示齿轮 z1 z2 z3的直径d13590/200 2 1.353.8(1+1)/ 0.251=70mm同理求得其他轴的最小直径的d236d645d785d862d1043d1151d1260d13522. 确定齿轮的参数及主要尺寸A:确定齿轮 z1 z2 的参数(1) 齿数 z1 取 34z2=iz1=134=34(2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数mn=d1 cos/z1=65cos15/34=2取标准值 mn=2(3) 中心距 a= m n(z1+z2)/2 cos=2(34+34)/2 cos15=70.4为了便于测量 a 取 70,则实际螺旋角 =arccos m n(z1+z2)/2a= arccos 2(34+34)/270=13.72在 825范围内合适(4) 其他主要尺寸分度圆直径:d1= (m n / cos) z1=(2 / cos13.72) 34=70d2=(mn / cos) z2=(2 / cos13.72) 34=70齿顶圆直径:da1=d1+2 m n=70+22=74da2=d2+2 mn=70+22=74b=dd1=0.2570=17.5 取整 b=18mm验算齿根弯曲疲劳强度 F=(1.6KT1 cos/b m nd1) YFS F(教材机械设计p260 式 6-43)当量齿数 ZV: ZV1=ZV2= Z1/ cos3=34/ cos 313.72=36.9复合齿形系数 YFS:根据 ZV1,ZV2查图 6-29 得 YFS=5 F1=(1.61.353.8cos313.725)/(18270)=16 Mpa F F2 F因此弯曲强度足够(5) 确定齿轮传动精度 v=d1n1/601000=3.14701470/6000=5.38m/s由表 6-4 确定三个公差组均为 8 级精度.齿厚上偏差为 H,下偏差为k B. 确定齿轮 z6 z7 的参数(1)齿数 z6 取 23z7=iz6=1.223=77(2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数mn=d6 cos/z6=40cos15/23=1.6取标准值 mn=2(3) 中心距 a= m n(z6+z7)/2 cos=2(23+77)/2 cos15=104为了便于测量 a 取 104,则实际螺旋角 =arccos m n(z6+z7)/2a= arccos 2(23+77)/2104=16在 825范围内合适(4) 其他主要尺寸分度圆直径:d6= (m n / cos) z6=(2 / cos16) 23=48mmd7=(mn / cos) z7=(2 / cos15) 77=160mm齿顶圆直径:d6a1=d6+2 m n=48+22=52d7a2=d7+2 mn=160+22=164b6=dd6=0.548=24 取整 b=18mmb7=dd7=0.2160=30mm验算齿根弯曲疲劳强度 F=(1.6KT1 cos/b m nd1) YFS F(教材机械设计p260 式 6-43)当量齿数 ZV: ZV6= Z6/ cos3=23/ cos 316=26.1ZV7= Z1/ cos3=77/ cos316=87.3复合齿形系数 YFS:根据 ZV6,ZV7查图 6-29 得 YFS6=5YFS7=4 F1=(1.61.353.9103cos3165)/(18248)=23Mpa F F2=(1.61.359.3103cos3164)/(182160)=13.4 F因此弯曲强度足够(5) 确定齿轮传动精度 V6=d6n/601000=3.14481470/60000=3.7m/sV7=d7n/601000=3.141601432.3/60000=3.6m/s 由表 6-4 确定三个公差组均为 8 级精度.齿厚上偏差为 H,下偏差为k C. 确定齿轮 z8 z9 的参数(1)齿数 z8 取 61z8=iz9=1.261=75(2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数mn=d8 cos/z8=80cos15/61=1.74取标准值 mn=2(3) 中心距 a= m n(z8+z9)/2 cos=2(61+75)/2 cos15=140.7为了便于测量 a 取 140,则实际螺旋角 =arccos m n(z8+z9)/2a= arccos 2(61+75)/2140=13.7在 825范围内合适(4) 其他主要尺寸分度圆直径:d8= (m n / cos) z6 =(2 / cos13.7) 61=126mmd7=(mn / cos) z7=(2 / cos15) 77=160mm齿顶圆直径:d8a1=d8+2 m n=126+22=130mmd9a2=d9+2 mn=154+22=158mmb8=dd8=0.25126=30mmb9=dd9=0.2156=30mm验算齿根弯曲疲劳强度 F=(1.6KT cos/b m nd) YFS F(教材机械设计p260 式 6-43)当量齿数 ZV: ZV8= Z8/ cos3=61/ cos 313.7=66.3ZV8= Z9/ cos3=75/ cos313.7=81.5复合齿形系数 YFS:根据 ZV8,ZV9查图 6-29 得 YFS6=5YFS7=4 F1=(1.61.359.3103cos313.75)/(182126)=20.3Mpa F F2=(1.61.355.3103cos313.74)/(182160)= 7.3 F因此弯曲强度足够(5) 确定齿轮传动精度 V8=d8n/601000=3.141261470/60000=9.6m/sV9=d7n/601000=3.141601432.3/60000 =12 由表 6-4 确定三个公差组均为 8 级精度.齿厚上偏差为 H,下偏差为 k D. 确定齿轮 z10 z11 的参数(1)齿数 z10 取 37z11=iz10=1.661=59(2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数mn=d10 cos/z10=50cos15/37=1.6取标准值 mn=2(3) 中心距 a= m n(z10+z11)/2 cos=2(37+59)/2 cos15=100为了便于测量 a 取 100,则实际螺旋角 =arccos m n(z10+z11)/2a= arccos 2(37+59)/2100=16.2在 825范围内合适(4) 其他主要尺寸分度圆直径:d10= (m n / cos) z10=(2 / cos16.2) 37=78mmd11=(mn / cos) z11=(2 / cos15) 59=122mm齿顶圆直径:d10a1=d10+2 m n=78+22=82mmd11a2=d11+2 mn=122+22=126mmb10=dd8=0.2578=20mmb11=dd9=0.2126=25mm验算齿根弯曲疲劳强度 F=(1.6KT cos/b m nd) YFS F(教材机械设计p260 式 6-43)当量齿数 ZV: ZV8= Z8/ cos3=61/ cos 313.7=66.3ZV8= Z9/ cos3=75/ cos313.7=81.5复合齿形系数 YFS:根据 ZV8,ZV9查图 6-29 得 YFS6=5YFS7=4 F1=(1.61.359.3103cos313.75)/(182126)=20.3Mpa F F2=(1.61.355.3103cos313.74)/(182160)= 7.3 F因此弯曲强度足够(5) 确定齿轮传动精度 V8=d8n/601000=3.141261470/60000=9.6m/sV9=d7n/601000=3.141601432.3/60000=12 由表 6-4 确定三个公差组均为 8 级精度E. 确定齿轮 z12 z13 的参数(1)齿数 z12 取 47z13=iz12=0.647=30(2) 模数 初选螺旋角 =15则法面模数mn=d12 cos/z12=60cos15/47=1.2取标准值 mn=1.5(3) 中心距 a= m n(z12+z13)/2 cos=2(47+30)/2 cos15=60为了便于测量 a 取 60,则实际螺旋角 =arccos m n(z10+z11)/2a= arccos 1.5(37+59)/260=15.7在 825范围内合适(4) 其他主要尺寸分度圆直径:d12= (m n / cos) z12=(2 / cos15.7) 47=73mmd12 取 76d13=(mn / cos) z13=(1.5 / cos15.7) 37=58mmd13 取 60齿顶圆直径:d12a1=d10+2 m n=76+21.5=81mmd13a2=d13+2 mn=64+21.5=67mmb12=dd8=0.280=16mmb13=dd9=0.2564=16mm验算齿根弯曲疲劳强度 F=(1.6KT cos/b m nd) YFS F(教材机械设计p260 式 6-43)当量齿数 ZV: ZV8= Z8/ cos3=61/ cos 313.7=66.3ZV8= Z9/ cos3=75/ cos313.7=81.5复合齿形系数 YFS:根据 ZV8,ZV9查图 6-29 得 YFS6=5YFS7=4 F1=(1.61.359.3103cos313.75)/(182126) =20.3Mpa F F2=(1.61.355.3103cos313.74)/(182160)= 7.3 F因此弯曲强度足够表 1-3齿轮号分度圆直径 模数 螺旋角齿宽 齿顶圆直径 齿宽系数 齿数1 70 2 13.7 18 74 0.25 342 70 2 13.7 18 74 0.25 346 48 2 16 24 52 0.25 237 160 2 16 30 164 0.2 778 126 2 13.7 30 130 0.25 619 154 2 13.7 30 158 0.2 7510 78 2 16.2 20 82 0.25 3711 122 2 16.2 25 124 0.2 5912 76 1.5 15.7 16 80 0.2 4713 54 1.5 15.7 16 64 0.25 30八.蜗轮 蜗杆的设计1. 选择材料由于蜗杆转速较高,蜗杆选用 40cr 表面淬火,蜗轮采用在 zCuSn10Pb1砂型铸造2. 确定蜗杆头数及蜗轮齿数由表 1-3 查得,按 i=32 取 z1=1 则 z2=iz1=321=323. 按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计(1) 确定作用在蜗轮上的转矩 T=21.3 NM;(2) 确定载荷系数表 9-5 KA =1 假设 v23m/s,见 9-4Kv=1.1 载荷平稳 K =1K= KA KvK =11.11=1.1(机械零件p159)(3) 确定许用接触应力1)由表 9-6 查得 基本接触应力 H=200N/mm2(机械零件p160)2)应力循环次数 N2=60nLn=6046112000=3.31073)寿命系数 Zn=810 7/3.3107=0.86 H=Zn H=0.86200=172N/ mm24）计算 m3 qKT2480/Z 蜗 2=1.121.3106（480/32172） 2=8970根据 m3 q=9000 由 9-1 查得m=2 q=9.6 d1=28 d 蜗 =232=64(机械零件p160)5)蜗杆导程角 r=arctan(z 杆 m)/d1= arctan12/28=7.26）滑动速度V6=d 杆 n 杆 /601000 cos=3.14281470/601000cos7.2=2.5m/s7)验算效率=0.95tan/tan( V+)=0.95tan7.2/ tan(7.2+1.7)=70%(机械零件表 9-10)总效率 =70%与估计的相差无几 适合(4) 验算蜗轮弯曲强度1） a.确定许用弯曲应力(机械零件表 9-9)查得 0F=64b. 寿命系数YN=910 6 /N=YN=910 6 /3.3107=0.67 F= YN 0F=0.6764=43.3 N/ mm22） 齿形系数 YF 按当量齿数 ZV2= Z 蜗 / cos3=32/ cos 37.2=33(机械零件表 9-8) 查得 YF=2.443） 螺旋角系数 Y Y= 1-7.2/140=0.95 F=1.64kT2/ d 蜗 d 杆 m=1.641.121.31032.240.95/28642=22.8 N/ mm2 F所以 43.3 N/ mm2 弯曲强度足够(5) 蜗杆 蜗轮各部分尺寸的计算按机械零件表 9-31） 中心距：a=0.5m(q+ Z 蜗 )=0.52(9.6+32)=452） 蜗杆齿顶高 h a1= ha* m=12=2mm齿全高 h1=2 h a* m+c=212+0.22=4.4mm齿顶圆直径 d a1=d 杆 +2 ha* m=26+212=30mm齿根圆直径 d f1=d1-2 ha* m-2c=26-2-0.8=23.2mm蜗杆罗纹部分长度按机械零件表 9-4b1(11+0.06 Z 蜗 ) m=(11+0.0632) 2=25.8mm取 b=26蜗杆轴向齿距 px=m=3.142=6.28mm蜗杆螺旋线导程 pz= z 杆 px=16.28=6.28mm3） 蜗轮喉圆直径 d a2=（Z 蜗 +2 ha*）m=(32+21) 2=68mm齿根圆直径 d f2= d 蜗 -2 ha* m-2c=64-212-20.4=59.2外圆直径 d e2= da2+1.5m=68+1.52=71齿宽 b2=2m(0.5+q+1)=22(0.5+9.6+1)=15mm齿宽角 Q=2arcsinb2/ d 杆 =2arcsin15/28=65轮缘宽度 b0.75d a1=0.75.30=22.5mm(6) 热平衡计算取室温 t 0=20c t1=70c kS=14w/( m2c) 由机械零件式 9-11 得所需最小面积A=1000（1-）P1/ k S(t1-t0)=10000.750.37/14(70-20)=0.39 m2九设计锥齿轮1 选齿轮精度等级，材料和齿数（） 直齿圆锥齿轮加工多为刨齿，选用 8 级精度（） 小齿轮选用 40cr，调质，硬度 241286HBS，大齿轮用355iMn, 调质,硬度 220269HBS。计算时小齿轮取 270HBS，大齿轮取 240 HBS（） 选大齿轮齿数 Z 4=36Z5= Z4 i =360.57=212 齿面接触疲劳强度设计dt24Kt1/ R1-0.5 R 2 u Z E ZH/ H 2机械零件式 8-22 p22(1) 考虑载荷中有中等冲击，试取载荷系数 Kt=1.6(2) 大齿轮传递的扭矩由上表 1-2 查得 T=21.3NM(3) 取齿宽系数 R=0.3(4) 由机械零件表 8-6 查得弹性系数 ZE=189.8N/ mm 3(5) 节点区域系数 ZE=2.5(6) 接触疲劳强度由机械零件图 8-15 C 查得 Hlim=720N/ mm21） Hlim2=670 N/ mm22） 寿命系数 ZN1= ZN2=1 （由于齿轮是悬臂布置）3） 接触安全系数 SH=1 H1= Hlim1 ZN1/SH=7201/1=720N/ mm2 H2= Hlim2 ZN2/SH=6701/1=670N/ mm2(7) 计算大锥齿轮d434Kt1/ R1-0.5 R 2 u Z E ZH/ H 2=341.62.1310 4/0.31-0.50.3 2 0.57 189.9 2.5/670 2=34.5取整 d4=35(8) 圆周速度 VM1dm1=d1(1-0.5 R)=35(1-0.50.3)=26.25mmvm1=dmn1/601000=26.2546/601000=0.06m/s(9) 计算载荷系数 K1） 据机械零件表 8-4 KA=1.252） 按 vmz1/100=0.0636/100=0.2 由机械零件图 8-11 曲线 Ib 得 k =1.05 k=kA kvk =1.2511.05=1.51与试取的 1.6 相近不再修正3 几何尺寸的计算（） 大湍模数 m=d4/z1=35/36=0.97 取标准值 m=1（） 分度圆直径 d1=mz1=136=36mmd2= mz2=121=21mm（） 分度圆锥角 2=arctani=arctan0.57=29.6 1=90- 2=90-29.6=60.4（） 锥矩 R=m/2Z 42+ Z52=1/236 2+ 212=21mm（） 齿宽 b= R R=0.321=6.3 取 b=7mm4 校核齿根弯曲疲劳强度 F=4KT/ R1-0.5 R 2 Z42 m3i 2+1 YFa YSa F1) 计算当量齿数ZV4= Z4/cos 1=36/cos60.4=7.22) 机械零件由表 8-5，得齿形系数 YFa1=2.24 YFa2=2.653) 机械零件由表 8-5，得应力系数 YSa1=1.75 YSa1=1.584) 许用弯曲应力a 查图 8-14 Flim1=590 N/ mm2 b 由上 N/ mm2 YN1 =YN2=1C 弯曲安全系数 S F=1.4 F1= Flim1 YN1/ SF=5901/1.4=421 N/ mm2 F2= Flim2 YN2/ SF=5801/1.4=414 N/ mm25) 校核计算 F1=4KT1/ R1-0.5 R 2 Z42 m3i 2+1 YFa YSa=41.52.13 104/0.3（1-0.50.3）236210.57 2+1 2.241.75=155 N/ mm2 F F2= F1 YS1 YS2/ YFa1 YSa1=1551.252.651.58/2.241.75=165 N/ mm2 F2十箱座 箱盖的设计（机械设计手册 3p25-31）箱座 箱盖的材料均用 H200 铸造而成 其结构尺寸如下箱座壁厚:=0.025a+1=0.025243+18取 =8mm箱座凸缘厚度：b=1.5=1.58=12mm地脚螺旋直径：d f=(1.52)=28=16mm加强肋厚度：m=(0.88)=6.4 取 7箱体形状和尺寸按国家标准 GB3668-83 和实际设计情况选择箱体长度 L=L1+L2+L3+L4L1 为最大中心距 L1=180L2 为壁厚 L2=8+8=16L3 左端台座长度 L3=140L4 右端台座长度 L4=185初步确定 L=180+16+140+185=550十一 轴的设计（以第轴为例）资料机械设计手册 3（1）选择轴的材料及热处理方法，因该轴是悬臂机构，故选用 45 调质 -1b=55Mpa(2) 按扭转强度估算最小直径。由教材机械设计式 8-2 表 8-11 查得c=126103 取 c=120 可得dc3p/n=12030.42/432.3=14.68mm考虑此轴头上有键槽，将轴劲增大 5%，即 d=14.681.05=15.4校核为 20mm图三 1) 确定轴的各段直径，根据轴各段直径的确定原则，从最小直径且与轴承标准相符，安装齿轮此直径尽可能采用标准系列值故d1=20mm 轴段 2 是为限轴承的位置 d2=24mm 轴段 3 安装轴承d3=202) 确定各轴段的长度(3) 按扭矩和弯曲组合进行强度校核(4) 绘制受力图求水平面的支反力及弯矩图四求支反力FHA= FHC= Fr2+ Fr1 FHC= FHA+ FHAFt1=2T1/d1=29.3/0.16=116NFt2=2T2/d2=29.3/0.126=147N轴向力 Fa= tan1F t1+ Ft2 tan2=116tan16+147tan13.7=33.2+36=69.2N径向力 Fr1= Ft1 tann/ cos(n 为压力角)=116 tan20/cos16=44NFr2= Ft2 tann/ cos(n 为压力角)=14