设计胶带输送机的传动装置起重机传动装置设计

设计胶带输送机的传动装置起重机传动装置设计 机械设计课程设计任务书 设计题目： 起重机传动装置设计 系 部： 机械工程系 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名: 学 号: 起迄日期: xx年12月8日年12月29日 指导教师: 教研室主任： 机械设计课程设计任务书 目录 前言 前言 我们组本次接到的课程设计题为起重机传动装置的设计。传动装置的作用在于传递 力或者是力矩。机械传动主要包括带传动、链传动、齿轮传动和蜗杆传动。实际生产中在原动机与工作机之间的传动装置往往不可能只是某一种单一的传动，车间零件传动设备亦是如此。同时通过设计计算，绘图及运用技术标准，规范，设计手册等有关，熟练掌握公式器，AutoCAD 绘图，掌握全面的机械设计技能。 齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比，圆周速度和传递的范围都很大，以及传动效率，使用寿命长，结构紧凑，工作可靠等一系列优点，因此，齿轮传动式各机器中应用最广的机械传动形式之一，齿轮是机械工业中的重要的基础件。 由于齿轮传动在减速器装置中使用广泛，以此，人们都十分重视研究这个基础部件。无论在减小体积，减轻重量，提高效率，改善工艺，延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都会促进资源（包括人力，材料和动力）的节省。于是我们研究起重机的传动部分，通过给定条件选择了展开式双极圆柱斜齿齿轮减速器，通过计算，设计了主要的传动零件，减速器的输入轴，输出轴，和中间轴，以及齿轮，从而达到传动的需要，满足了设计任务。 机械设计课程设计任务书 1. 设计题目：起重机传动装置的设计 1.1 传动布置方案 见图1 1 电动机 2 联轴器 3 制动器 4 减速器 5 联轴器 6 卷筒支承 7 钢丝绳 8 吊钩 9 卷筒 图1 传动布置方案简图 1.2 设备工作条件： 常温下工作，每日两班，工作10年，允许重物起升速度误差小于 5%。车间有三相交流电源。 2. 电动机的选择 2.1 确定电动机的功率 (1)提升力： 11 F=Gg=?720?9.8=3528N 22(2)提升速度 V 1=2V =2?0.65=1.3m /s (3)工作机（卷筒）所需要的功率: FV 3528?1.3P =4.59 10001000 (4)传动总效率为 总=123=0.992?0.972?0.984=0.85 2 2 3 式中 1 弹性联轴器效率，取0.99； 2 圆柱齿轮传动（8级精度）效率，取0.97； 3 滚动轴承效率，取0.98。 (5) 电动机所需功率为： P 0=5.4(kW ) 总所以，取电动机的功率P m =5.5kW 。 2.2确定电动机的转速 2.2.1计算卷筒的转速 （1）卷筒角速度卷筒= V 11 (D +d ) 2 （2）卷筒的转速 n 卷筒= 卷筒 = V 11.3?1000?60 =95.13(r /min) (D+d)(250+11) 取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围i 总=8 22，故电动机转速的可选范围为： n 电动机=i 总?n 卷筒=（822）?95.13=7612092r /min 根据电源和工作条件，电动机的类型选取Y 系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min和1000r/min 2.2.2确定电动机型号 根据电动机的功率和同步转速，查【2】P207表8-53确定电动机型号为Y160M-4或Y160L-6。 传动系统的总的传动比为 i 总=n m n 卷筒 式中 n m 电动机满载转速； n 卷筒卷筒的转速。 根据电动机的型号查【2】P208表8-54确定外伸轴径、外伸轴长度、中心高等参数。将计算数据和查表数据填入表1中，便于比较。 表1 电动机的数据及总传动比 级齿轮传动实现，所以选用方案一。 3. 运动和动力参数的计算 3.1传动比分配 （1）总传动比为 i 总=15.14 （2）分配各级传动比 设二级斜齿圆柱齿轮减速器高速机的传动比为i 1，低速级传动比为i 2。则 i 1=4.44； i 2= i 总15.14=3.41 i 14.44 3.2计算各轴的转速 如图一，对各轴编号为A 、B 、C 、D 。 A 轴的转速：n A =n 电动机=1440r/min B 轴的转速：n B = n A 1440 =324.32r /min i 14.44n B 324.32=95.11r /min i 23.41 C 轴的转速：n c = D 轴的转速：n D =n c =95.11r /min 3. 计算各轴的输入功率 A 轴：P A =P m 1=5.5?0.99=5.445kW B 轴：P B =P A 23=5.445?0.97?0.98=5.18kW C 轴：P C =P B 23=5.18?0.97?0.98=4.92kW D 轴：P D =P C 13=9.84?0.99?0.98=4.77kW 4计算各轴的输入扭矩 A 轴： T A =9550P A n A =36.11N ?m B 轴：T B =9550P B n B =152.53N ?m C 轴：T C =9550P C n C =494.02N ?m D 轴：T D =9550P D n D =478.96N ?m 将上述结果列入表2，以供查用。 表2 各轴运动与动力参数 4. 齿轮传动的设计计算 4.1高速级齿轮传动 4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按图1的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮。 （2）根据【1】P210 表10-8选用8级精度（GB1009588）。 （3）材料选择。由【1】P191表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ， 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。 （4）选小齿轮的齿数z 1=24，大齿轮齿数z 2=u ?z 1=4.44?24=106.56， z 式中u =i 1=2z , 取z 2=107。 1（5）选取螺旋角。初选螺旋角=14?。 4.1.2按齿面接触强度设计 根据【1】P218式（10-21）试算，即： d 1t 式中，d 1小齿轮的节圆直径，mm ； K载荷系数； T 1小齿轮传递的转矩，N ?mm ； d = b 齿宽系数，mm; d 1 端面重合度； u = z 2d 2 =齿轮齿数比； z 1d 1 Z H 区域系数； Z E 弹性影响系数，MPa ； H 许用接触应力。 （1）、确定公式中的各计算数值： 1）试选K t =1.6。 2）由表二，小齿轮传递的扭矩T 1=T A =36.11N ?m 3）由【1】P205表10-7取d =1。 4）由【1】P201表10-6查得材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa 。 5）由【1】P209图10-21（d ）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1=600MPa ； 大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2=550MPa 。 6) 由【1】P206式1013计算应力循环次数： N 1=60n A jL h =60?1440?1?(2?8?365?10)=5.05?109 N 2=N 1i 1=5.05?109/4.44=1.14?109 7) 由【1】P207图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN 1=0. 90; K HN 2=0. 95 8) 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式H = H 1= H 2= K HN lim 得： S K HN 1lim 1 =0. 9?600M P a =540M P a S K HN 2lim 2 =0. 95?500M P a =522. 2M P a S H = H 1+H 2 2 = 540+522.5 =531.25MPa 2 9）根据【1】P217图10-30选取区域系数Z H =2.44。 10）根据【1】P215图10-26查得1=0.78，2=0.92，则=1+2=1.7。 （2）、计算 1）试算小齿轮分度圆直径d 1t ，由计算公式得： d 1t =39.86mm 2） 计算圆周速度 d 1t n 2?39.86?960v=2.0m/s 60?100060?10003） 计算齿宽b 及模数m nt b=d ?d 1t =139.86=39.86mm d 1t cos 39.86?cos14。 =1.61mm m nt = 241 h=2.25m nt =2.251.61mm=3.62mm =39.86=11.01 3.62 4） 计算纵向重合度 =0.318d z 1tan =0.318?1?24?tan14?=1.903 5） 计算载荷系数K 由【1】P193表10-2查得使用系数K A =1.50；根据v=2.0m/s,8级精度，由【1】P194图10-8查得动载系数K V =1.14；由【1】P196表104查得K H =1.45；由【1】P198图1013查得 K F =1.4 由【1】P195表103查得 K H =K F =1.4。 故载荷系数 K =K A K V K H K H =1.50?1.14?1.4?1.45=3.47 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由【1】P204式（1010a ）得 d 1= d 139.86=51.82mm 7） 计算模数m n d 1cos 51.82?cos14 =2.09mm =m n = 24z 1 根据【3】P180表10-1圆柱齿轮标准模数系列表，查取模数m n =2mm 。 4.1.3按齿根弯曲强度设计 由【1】P216式(10 17) m n （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 K=K A K V K F K F =1.5?1.14?1.4?1.4=3.35 2) 根据纵向重合度=1.903，从【1】P217图1028查得螺旋角影响系数 Y 0.88 3) 计算当量齿数 z v 1= z 124 =26.27 33? cos cos 14 z v 2= z 2107 =117.13 33? cos cos 14 4) 查取齿型系数 由【1】P200表105查得Y Fa 1=2.592；Y Fa 2=2.166 5) 查取应力校正系数 由【1】P200表105查得Y sa 1=1.596；Y sa 2=1.804 6) 由【1】P208图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE 1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限FE 2=380Mpa； 7) 由【1】P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.85；K FN 2=0.88； 8) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由【1】P205式（10-12）得： K FN 10.85?500 Mpa =303.57Mpa =F 1= 1.4K FN 20.88?380 Mpa =238.86MPa =F 2= 1.4S 9）计算大、小齿轮的 Y Fa Y 并加以比较 ?F ? Y Fa 1Y Sa 12.724?1.569 =0.01363 303.57?F ?1 Y Y 2.166?1.804=0.01636 238.86?F ?2 大齿轮的数值大。 （2）设计计算 m n =0.827mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的法面模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数0.827并就进圆整为标准值m=1mm 接触强度算得的分度圆直径d 1=51.82mm，算出小齿轮齿数。 d 1cos 51.82?cos14 于是由z 1=50.28 1m n 取z 1=50，则z 2=uz 1=4.44?25=222, 取z 2=222。 4.1.4几何尺寸计算 （1）计算中心距 a = (z 1+z 2)m n 2cos (50+222) ?2 2?cos14=280.33mm 将中心距圆整后取281mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 (z 1+z 2)m n =arcos 2a = aros (50+222) ?2 2?281=14.5? K 由于值改变不大，故参数、Z H 等不大，不用修正 （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d 1d 2 = 50?2 =cos14.5?=103.29mm z 1m n z 2m 222?2 cos =cos14.5=458.61mm （4）计算齿轮宽度 b= d ?d 1=1?103.29mm=103.29mm 圆整后取B 2=104mm；B 1=109mm。 （5）结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式为宜。 4.2低速啮合齿轮的设计 4.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 试选小齿轮齿数z 1=24；大齿轮齿数z 2=u 2?z 1=3.41?24=81.84，取z 2=82。 其他参数和上对齿轮一样。 4.2.2按齿面接触强度设计 按式（1021）试算，即 d 1t (1)确定公式内的各计算数值 1) 计算小齿轮传递的转矩T 2=T B =152.53N ?m 2) 根据【1】P215图10-26查得1=0.78，2=0.89，则=1+2=1.67。 3) 由【1】P206式1013计算应力循环次数： N 160n 2j L h 60324.321（2836510）1.14?109 N 2N 1/i 21.14?109=0.334?109 由【1】P207图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN 1=0.95; K HN 2=0.98 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式 H =K HN lim S 得： H 1=H 2 H = K HN 1lim1 =0.95?600MPa =570MPa S K =HN 2lim2=0.98?500MPa =490MPa S H 1+H 2 2 = 570+490 =530MPa 2 其他数据和上对齿轮的数据一样。 (2)计算 1）试算小齿轮分度圆直径1t ，由计算公式得： d 1t =66.08mm 2）计算圆周速度 d 1t n 2 v=60?1000= ?66.08?324.32 60?1000 =1.12m/s 3）计算齿宽b 及模数b= m nt d ?d 1t =166.08mm=66.08mm d 1t cos 66.08?cos14? m nt =z 1=24=2.67 h=2.25 m nt =2.252.67mm=6mm b/h=66.08/6=11.01 4）计算纵向重合度 =0.318d z 1tan =0.318?1?24?tan14?=1.903 5）计算载荷系数K 由【1】P193表10-2查得使用系数K A =1.50；根据v=1.02 m/s,8级精度，由【1】P194图10-8查得动载系数K V =1.07；由【1】P196表104查得1013查得 K H =1.45 ；由【1】P198图 K F =1.38 由【1】P195表103查得 K H =K F =1.4。 故载荷系数 K =K A K V K H K H =1.50?1.07?1.4?1.45=3.26 6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a ）得 d 1t 66.08d 1 =mm=83.92mm 计算模数m n d 1cos 83.92?cos14 =m n z 1=24mm=3.39mm 4.2.3按齿根弯曲强度设计 由【1】P216式(1017) m n （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 K=K A K V K F K F =1.5?1.07?1.4?1.38=3.1 2) 根据纵向重合度=1.903，从【1】P217图1028查得螺旋角影响系数 Y 0.88 3) 计算当量齿数 z v 1= z 124 =26.27 33? cos cos 14 z v 2= z 282 =89.76 cos 3cos 314? 4) 查取齿型系数 由【1】P200表105查得Y Fa 1=2.592；Y Fa 2=2.22 5) 查取应力校正系数 由【1】P200表105查得Y sa 1=1.596；Y sa 2=1.778 6) 由【1】P208图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE 1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限FE 2=380Mpa； 7) 由【1】P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.85；K FN 2=0.88； 8) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由【1】P205式（10-12）得： K FN 10.85?500 Mpa =303.57Mpa =F 1= 1.4K FN 20.88?380 Mpa =238.86MPa =F 2= 1.49）计算大、小齿轮的 Y Fa Y Sa 并加以比较 ?F ? Y Y 2.592?1.596=0.01363 303.57?F ?1 Y Fa 2Y Sa 22.22?1.778=0.01652 238.86?F ?2 大齿轮的数值大 （2）设计计算 m n =2.42mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的法面模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.42并就进圆整为标准值m=2.5mm 接触强度算得的分度圆直径d 1=66.08mm，算出小齿轮齿数 d 1cos 66.08?cos14 =25.65 z 1= 2.5m n 取z 1=25，则z 2=uz 1=3.41?25=85.25, 取z 2=86。 4.2.4几何尺寸计算 （1）计算中心距 a = (z 1+z 2)m n =(25+86)?2.5=142.99mm 2cos 2?cos14? 将中心距圆整后取143mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 z 1+z 2)m n (=aros 2a 25+86)?2.5(=aros =13.98? 2?143 K 由于值改变不大，故参数、Z H 等不大，不用修正 （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d 1= z 1m n 25?2.5 =?=64.41mm cos cos13.98z 2m n =221.56mm cos d 2= （4）计算齿轮宽度 b =?d ?d 1=1?64.41=64.41mm 圆整后取B 2=65mm ；B 1=70mm 。 （5）结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式为宜。 5. 轴的设计 5.1 高速轴A 的设计 5.1.1选择轴的材料 因为轴的受力大，对材料的强度和硬度比较高，可选取轴的材料为45钢，调质处理。 求输入轴上的功率P 1、转速n 1、转矩T 1 P 1=P A =5.445kW n 1=1440r /min T 1=36.11N?m 5.1.2 求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d 1=103.29mm 而 F t = 2T 12?36.11 =699.20N =-3 d 1103.29?10 tan n tan 20o F r = Ft =699.20?=262.26N o cos cos13.98 F a = t F t a n =69?9. 20t a ?n =13. 98N 1 图 4 圆周力F t ，径向力F r 及轴向力F a 的方向如图4所 示。 5.1.3初步确定轴的最小直径 根据【1】P370表15-3，取A 0=112,于是得 d 1min =A =112=17.5mm ； 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d I-(图5) 。为了使所选的轴直径d I-与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩T ca =K A T 3，查机械设计P351，表14-1，考虑到转矩变化很小，故取K A =1.5,则： T ca =K A T 3=1.536110N mm=54165Nmm 按照计算转矩T ca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5843xx，选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63000N mm 。半联轴器的孔径d I=18mm ，故取d I-=18mm，半联轴器长度L 1=42mm 。 5.1.4轴的结构设计 (1) 拟定轴上零件的装配方案 图5 高速轴的结构与装配 (2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴端右端需制出一轴肩，故取段的直径d -=22mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D =24mm 。半联轴器 与轴配合的毂孔长度L 1=42mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴上而不压在轴的断面上，故段的长度应比L 1略短一些，现取l I-=40mm 。 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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d -=22mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30305. 其尺寸为d ?D ?T =25mm 62mm 18.25mm ，故 d -=d -=25mm；而l -=18.25mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30305型轴承的定位轴肩高度h =2.5mm，因此，取d -=30mm. 3) 因为此轴为齿轮轴，所以-的直径d -=45mm，已知齿轮轮毂的宽度为109mm. 4) 轴承端盖的总宽度为15mm 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的间距l =20mm,故取l -=35mm。 5) 取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm ，齿轮3到此齿轮之间的距离c=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=5mm，已知滚动轴承的宽度T=18.25mm，齿轮3的轮毂长L=70mm。则 l -=T +s +a +(50-47) =18. 25+5+10+3=36. 25mm l -=L +c +a +s -l -=70+15+10+5-6=89mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 (3) 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，选用平键为6mm 6mm 32mm ，半联轴器与轴 H 7 的配合为。滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 k 6 (4) 确定轴上的的圆角和倒角尺寸 参考【1】P265表15-2，取轴端倒角为245o ，各轴肩处的圆倒角半径为2mm 。 5.1.5求轴上的载荷 首先根据轴的结构图5做出轴的计算简图6。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a 值，对于30305型圆锥滚子轴承。由手册查a =13mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L 2+L 3=42+125. 25=167. 25mm 。 (1)求支反力 水平面支反力 F NH 1= L 3125.25 F t =?699.20=523.62N L 2+L 3167.25L 242 F t =?699.20=175.58N L 2+L 3167.25 F NH 2= 垂直面支反力 L 2d 42103.29F r +F a 1?262.26+174.07?L +L 32=54.14N F NV 1=2= L 167.25 -F NV 2= L 2d F r +F a 1-42?262.26+174.07?103.29L 2+L 32=53.33N =L 167.25 (2)作弯矩图 水平弯矩M H 图，如图6所示。 M H =F NH 1L 2=523.62?42=21992.04 Nmm 垂直面弯矩M V 图，如图6所示。 C 点左边 M V 1=F NV 1L 2=54.14?42=2273.88Nmm C 点右边 M V 2=F NV 2L 3=53.33?125.25=6679.58Nmm (3) 求合成弯矩M ，做出合成弯矩图，如图6所示。 C 点左边 M =M 221H +M V 1=22109.28N mm C 点右边 M 222=M H +M V 2=22984.05N mm 做弯矩图，如图6所示. T=36110Nmm 图6 高速轴的载荷分析图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。 5.1.6按弯曲合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据机械设计式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取=0. 6， 轴的计算应力 ca = =3.4MPa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由【1】表15-1查得-1=60 MPa ，因此ca 5.2 中间轴B 的设计 5.2.1求作用在齿轮上的力 齿轮2 2T 22?152.53?103 F t 2=665.18N d 2458.61tan n tan 20 F r 2=F t 2=665.18?=250.17N cos cos14.5? F a 2=F t 2tan =665.18?tan14.5?=172.03N 齿轮3 2T 32?494.02?103 F t 3=15339.85N d 364.41tan n tan 20 F r 3=F t 3=15339.85?=5753.67N cos cos13.98 F a 3=F t 3tan =15339.85?tan13.98?=3818.97N 圆周力F t ，径向力F r 及轴向力F a 的方向如图4所示 5.2.2初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据【1】P370 表15-3，取A 0=112, 于是得 d min =A 5.2.3轴的结构设计 (1) 拟定轴上零件的装配方案 =112 图 7 中间轴的结构与装配 (2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) 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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d min =28.06mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30306. 其尺寸为d ?D ?T =30mm 72mm 20.75mm ，故 d I-=d -=30mm；而l I=l -=20.75mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得30305型轴承的定位轴肩高度h =3mm，因此，取d -=d -=50mm. 2) 取安装齿轮2的轴端d -=50mm；齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为104mm ，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取l -I=101mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d ，故取h =3mm，则轴环处的直径d -=42mm，轴环宽度b 1.4h , 取l -=15m。 取安装齿轮3的轴端d -=50mm；齿轮的右端与右轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm ，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取 l -=67mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d ，故取h =3mm，则轴环处的直径d -=42mm，轴环宽度b 1.4h , 取l -=15mm。 3) 取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm ，齿轮3到此齿轮之间的距离c=15mm，考虑到箱 体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=5mm，已知滚动轴承的宽度T=20.75mm，齿轮3的轮毂长L=70mm。则 l I-=T +s +a +(104-100) +5=20.75+5+10+3+5=44.25mm l -=T +a +s +(70-67) =20.75+10+5+3=38.75mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 (3) 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按d -由手册查得齿轮2与轴的链接平键 b ?h =8mm7mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的 H 7 对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合；按d -由手册查得齿轮3与轴的链接平键 n 6 b ?h =8mm7mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的 H 7 对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合。 n 6 (4) 确定轴轴上的的圆角和倒角尺寸 参考【1】P265表15-2，取轴端倒角为245o ，各轴肩处的圆倒角半径为2mm 。 5.2.4求轴上的载荷 首先根据轴的结构图7做出轴的计算简图8。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a 值，对于30306型圆锥滚子轴承。由手册查a =15mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L 1=49. 25mm L 2=69. 5mm L 3=57. 25mm 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图(如图8) 。 1) 求支反力 水平面支反力 F NH 21=- F t 2(L 2+L 3) -F t 3L 3665.8?126.75-15339.85?57.25 =4533.85N =- L 2+L 3+L 1176 F NH 22= 垂直面支反力 F t 3(L 1+L 2) -F t 2L 115339.85?(118.75)-665.18?49.25 =10163.90N = L 1+L 2+L 3176 F NV 22=- F r 3(L 1+L 2) -F r 2L 1-F a 2 L 1+L 2+L 3 d d 2 +F a 33=-4286.66N F NV 21=- F r 2(L 2+L 2) -F r 3L 3-F a 2 L 1+L 2+L 3 d d 2 +F a 3322=-966.68N 2) 作弯矩图水平弯矩M H 图，如图6所示。 M H 21=F NH 21L 1=4533.85?49.25=223292.11N mm M H 22=F NH 22L 3=10163.90?57.25=581883.27N mm 垂直面弯矩M V 图，如图8所示。 B 点左边 M VB 21=F NV 21L 1=-966.68?49.25=-47606.99Nmm B 点右边 M VB 22=F NV 21L 1-