本科毕业设计（设计说明书） 传动装置总体设计.doc

1. 传动装置总体设计1.1 设计要求及传动方案拟定表1-1 原始参数运输带拉力F(KN)运输带速度V(m/s)卷筒径D（mm）使用年限（年）60000.930010传动简图如下：图1-1 传动方案简图该设备原动机为电动机，传动装置为减速器。减速器为展开式圆锥圆柱齿轮的三级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。电动机减速器、减速器工作机：带传动。减速器内部：齿轮传动。轴1：锥齿轮轴。轴2、轴3：圆柱斜齿轮轴。2. 电动机的选择2.1 选择电动机的类型Y系列笼型三相异步电动机,卧式闭型电电动机。2.2 选择电动机功率工作机所需功率：=7.8kw （式2-1）由3表2-2，选取一对轴承效率轴承=0.99（共4对），V带传动效率V带=0.95，锥齿轮传动效率锥齿轮=0.96（共1对，精度8级7），斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97（共2对，精度8级7），联轴器效率联=0.99（2个）得电动机到工作机间的总效率为：总=4轴承V带锥齿轮2齿轮2联 （式2-2）=0.994×0.95×0.96×0.972×0.992=0.81电动机的输出功率：=9.63kw （式2-3）确定电动机的额定功率：PedPd=11kw2.3 确定电动机转速及型号选择电动机的转速：=62.10r/min （式2-4）由3表2-3查得，锥齿轮传动比 i锥=23，圆柱斜齿轮传动传动比i齿=36，V带传动比iV带=24，则总传动比范围为：I总=i锥i齿iV带 （式2-5）=（23）×（36）×（24）=1260电动机的转速范围为：n0=nwI总62.10×(1260)r/min （式2-6）=745.23726r/min由3表16-1查得，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min至3000r/min，考虑到750r/min接近其下限，而3000r/min的转速过高，所以选用750r/min的电动机，其满载转速为1460r/min,其型号为Y160M-4。由3表16-2查得，外伸长度E=110mm，轴外伸轴径D=42mm，电动机中心高H=160mm3. 传动比的计算与分配3.1 总传动比 i= nm/nw =1460/62.10=23.51 （式3-1）3.2 分配传动比原传动比：为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3高速级圆锥齿轮传动比：i=2中间级圆柱斜齿轮传动比：i=3低速级圆柱斜齿轮传动比：i=3.91由3表2查得，适用总传动比：i=25.50优化方案：高速级圆锥齿轮传动比：i=2中间级圆柱斜齿轮传动比：i=3.4低速级圆柱斜齿轮传动比：i=3.774. 传动装置运动、动力参数的计算4.1 各轴转速电动机轴：nm=1460r/min高速轴0：n0=nm=1460r/min中间轴1：n1=n0/i1=1460/2r/min=730r/min （式4-1a）中间轴2：n2=n1/i2=730/3r/min=243r/min （式4-1b）低速轴3：n3=n2/i2=243/3.91r/min=62.10r/min （式4-1c）工作机轴：nw=n3=62.10r/min传动比优化后的各轴转速：电动机轴：nm=1460r/min高速轴0：n0=nm=1460r/min中间轴1：n1=n0/i1=1460/2r/min=730r/min （式4-2a）中间轴2：n2=n1/i2=730/3.4r/min=214.706r/min （式4-2b）低速轴3：n3=n2/i2=214.706/3.77r/min=56.951r/min （式4-2c）工作机轴：nw=n3=56.951r/min4.2 各轴功率电动机轴：Pd=Ped=11kw高速轴0：P0= Ped×0.99=10.89kw （式4-3a）中间轴1：P1= Ped ×0.97×0.96×0.99=10.04kw （式4-3b）中间轴2：P2= P1×0.97×0.97×0.99=9.35kw （式4-3c）低速轴3：P3= P2×0.97×0.99=8.98kw （式4-3d）传动比优化后的功率与之相同。4.3 各轴转矩T0=9550×Pd/n0=9550×10.98/1460=71.821N.m （式4-4a）T1=9550×P1/n1=9550×10.04/730=131.345N.m （式4-4b）T2=9550×P2/n2=9550×9.35/243=367.459N.m （式4-4c）T3=9550×P3/n3=9550×8.98/62.1=1380.982N.m （式4-4d）传动比优化后的功率与之相同。 T0=9550×P0/n0=9550×10.98/1460=71.821N.m （式4-5a）T1=9550×P1/n1=9550×10.04/730=131.345N.m （式4-5b）T2=9550×P2/n2=9550×9.35/214.706=415.883N.m （式4-5c）T3=9550×P3/n3=9550×8.98/56.951=1505.838 N.m （式4-5d）表4-1 动力参数汇总表轴名参数输入轴轴轴轴转速n（r/min）1460730214.70656.951功率P（kW）10.9810.049.358.98转矩T()71.821131.345415.8831505.838传动比i23.43.775. 带传动设计5.1 确定带型号和带直径工作情况系数：由1表8-7查得，=1.1计算功率：=1.1×11=12.1kw （式5-1）选带型号：由1表8-11查得，B型n电动机=1460r/min小带轮直径：由1表8-8查得，=140mm大带轮直径：=2×140×（1-0.01）=277mm实际=280mm实际i带=280/140=2大带轮转速：n2=722.7r/min （式5-2）验算带速：=10.697m/s （式5-3）在525之间，合适。计算带长Ld0：= (+)/2 =(140+277)/2=208.5mm （式5-4a）=(-)/2=(277-140)/2=68.5mm （式5-4b）初选中心距：2(+)a00.7×(+) （式5-5）0.7（140+277）=291.9mm，2（140+277）=834mm即：834 mma0291.9mm初取中心距：a0=550mm带长：Ld0=Dm+2×a+=1763.22mm （式5-6）基准长度：Ld =1800mm修正系数：KL=0.95求中心距和包角：中心距：aa0+（Ld-Ld0）/2=568.39<600mm （式5-7）中心距的变动范围：amin=a-0.015Ld =541.39mm （式5-8a） amax=a+0.03Ld =622.39mm （式5-8b）小轮包角：1180°-(D2-D1)×57.3°/a （式5-9） =180°-137×57.3°568.39 =166.2°>90°数求带根： （式5-10）由i带=2查1表8-4b得=0.46查1表8-4a得=2.832由Ld =1800查1表8-2得=0.95查1表8-5得=0.96 将数值带入式5-10得z=4.03取5根确定带的初拉力和作用在轮轴上的压力：取q=0.1kg/m=5001/zV（2.5/-1）+qv²=192.9N （式5-11）轴上载荷：=2×sin(/2)=1915N （式5-12）6. 传动件的设计计算6.1 高速级齿轮传动的设计计算考虑到带式运输机为一般机械，大锥齿轮均选用45钢调质处理，小齿轮40Cr调质处理。由1表10-1查得大锥齿轮齿面硬度HBS=217255，小锥齿轮齿面硬度HBS=241286，选用8级精度。选择齿形制GB12369-90，齿形角20°设计基本参数与条件：齿数比u=2，传递功率P1=10.45kw，主动轴转速n1=1460r/min齿数选择：Z1=20，Z2=u×Z1=40齿面接触疲劳强度计算： （式6-1-1）初选载荷系数：小锥齿轮传递转矩： （式6-1-2）取齿宽系数：确定弹性影响系数：由1表10-6查得，计算应力循环次数： （式6-1-3a） （式6-1-3b）查1图10-19得接触疲劳寿命系数：，查1图10-21(d)得疲劳极限应力：，计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数， （式6-1-4a） （式6-1-4b）由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：，则 （式6-1-5）齿轮的圆周速度: （式6-1-6） （式6-1-7）=26°3354.1827°，=63°265.8263°锥距： （式6-1-8）确定齿宽： （式6-1-9）齿宽与齿高之比： （式6-1-10a） （式6-1-10b）根据V=5.028m/s，八级精度动载系数，查1图10-8得齿轮使用系数，查1表10-2得齿间分配系数，查1表10-3得查1表10-9得，所以接触强度载荷系数： （式6-1-11）按载荷系数校正分度圆直径： （式6-1-12） （式6-1-13）取标准值，模数圆整为计算齿轮的相关参数： （式6-1-14a） （式6-1-14b） （式6-1-14c） （式6-1-14d）带入式6-1-8得R=111.803mm确定齿宽：带入式6-1-9得b=41.268mm齿宽与齿高之比：带入式式6-1-10a，b得mt=5，h=11mm圆整取锥齿轮的齿根弯曲疲劳强度计算：按齿轮弯曲强度进行校核：锥齿轮的当量齿数： （式6-1-17a） （式6-1-17b）由式6-1-6得v=7.64m/s根据v=7.64m/s，八级精度动载系数，查1图10-8得齿轮使用系数，查1表10-2得齿间分配系数，查1表10-3得查1表10-9得，所以接触强度载荷系数 （式6-1-18）查1表10-5得，取安全系数由1图10-18得弯曲疲劳寿命系数，查1图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：，许用应力: （式6-1-19a） （式6-1-19b）将各值带入式6-20进行校核 （式6-1-20）计算得，可知弯曲强度满足，参数合理。表6-1 大小圆锥齿轮参数2。名称符号小锥齿轮大锥齿轮分锥角26°3463°26齿顶高Ha5齿根高Hf6分度圆直径d100200齿顶圆直径Da108.94204.47齿根圆直径Df89.27194.63锥距R111.803齿根角f3°4顶锥角a29°3866°30根锥角f23°3060°32顶隙C1分度圆齿厚S7.85当量齿数Zv22.4789.89齿宽B45456.2 中间级标准斜齿轮传动的设计计算设计基本参数与条件：齿数比u=3.4，传递功率，主动轴转速，采用一班制工作，寿命10年（一年以300天计）。选择齿轮材料、精度等级和齿数：小齿轮用40Cr调质处理,硬度241HBS286HBS,平均260MPa，八级精度大齿轮用45号钢,调质处理,硬度229HBS286HBS,平均241MPa，八级精度大小齿轮硬度差20HBS试选小齿轮齿数 初选螺旋角按齿面接触疲劳强度设计： （式6-2-1）试选载荷系数：计算小齿轮传递的扭矩： （式6-2-2）取齿宽系数：确定弹性影响系数：由1表10-6，确定区域系数：查1图10-30，标准斜齿圆柱齿轮传动：计算应力循环次数，由式6-1-3a,b得，查1图10-19得接触疲劳寿命系数：，查1图10-21(d)得疲劳极限应力：，计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数，带入式6-1-4a,b得，由1图10-26查得代入数值计算：小齿轮直径圆周速度由式6-1-6得v=2.18m/s齿宽b及模数：带入式式6-1-10a，b得mt=5，h=11mm （式6-2-3）计算纵向重合度： （式6-2-4）计算载荷系数：齿轮使用系数，查1表10-2得动载系数，查1图10-8得齿间分配系数，查1表10-3得查1表10-4得齿向载荷分布系数 查1图10-13得接触强度载荷系数：由式6-1-11得K=2.2218按载荷系数校正分度圆直径： （式6-2-5）计算模数： （式6-2-6）按齿根弯曲强度设计： （式6-2-7）计算载荷系数：由纵向重合度，从1图10-28得计算当量齿数，由式6-1-17a,b得，由1图10-20得弯曲疲劳强度极限，由1图10-18取弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数，带入式6-1-19a,b得：由1表10-5得齿形系数，得应力校正系数，计算大、小齿轮的并加以比较。，大齿轮的数值大。计算得齿面接触疲劳强度的法面模数齿根弯曲疲劳强度的法面模数，取，可以满足弯曲强度。校正齿数： （式6-2-8）圆整中心距： （式6-2-9）圆整为修正螺旋角：=14°4510.51 （式6-2-10）变化不大，不必修正前面计算数值。计算几何尺寸： （式6-2-11a） （式6-2-11b） （式6-2-12）取齿宽为校正传动比： （式6-2-13） （式6-2-14）符合设计要求。 表6-2 大小斜齿轮参数2。名称符号小锥齿轮大锥齿轮法面模数Mn4发面压力角n20°螺旋角14°4510.51齿数Z2068传动比i23.4分度圆直径d82.73281.273齿顶圆直径Da90.73273.273齿根圆直径Df72.73271.273中心距An182齿宽B83836.3 低速级标准斜齿轮传动的设计计算设计基本参数与条件：齿数比u=3.4，传递功率，主动轴转速，采用一班制工作，寿命10年（一年以300天计）。选择齿轮材料、精度等级和齿数小齿轮用45号钢调质处理,硬度261HBS292HBS,平均280MPa，八级精度大齿轮用45号钢,调质处理,硬度229HBS286HBS,平均240MPa，八级精度大小齿轮硬度差40HBS试选小齿轮齿数 初选螺旋角按齿面接触疲劳强度设计 （式6-2-1）试选载荷系数：计算小齿轮传递的扭矩： （式6-2-2）取齿宽系数：确定弹性影响系数：由1表10-6，确定区域系数：查1图10-30，标准斜齿圆柱齿轮传动：计算应力循环次数：由式6-1-3a,b得，查1图10-19得接触疲劳寿命系数：，查1图10-21(d)得疲劳极限应力：，计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数带入式6-1-19a,b得：，由1图10-26查得代入数值计算：小齿轮直径圆周速度由式6-1-6得v=1.12m/s齿宽b及模数：带入式式6-1-10a，b得，由式6-2-3得计算纵向重合度，由式6-2-4得计算载荷系数：齿轮使用系数，查1表10-2得动载系数，查1图10-8得齿间分配系数，查1表10-3得查1表10-4得齿向载荷分布系数 查1图10-13得接触强度载荷系数按载荷系数校正分度圆直径：由式6-2-5得计算模数，由式6-2-6得按齿根弯曲强度设计： （式6-2-7）计算载荷系数由纵向重合度，从1图10-28得计算当量齿数，由式6-1-17a,b得，由1图10-20得弯曲疲劳强度极限，由1图10-18取弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数，带入式6-1-19a,b得：由1表10-5得齿形系数，得应力校正系数，计算大、小齿轮的并加以比较。，大齿轮的数值大。计算得齿面接触疲劳强度的法面模数齿根弯曲疲劳强度的法面模数，取，可以满足弯曲强度校正齿数，由式6-2-8得：，圆整中心距，式6-2-9得，圆整为修正螺旋角，式6-2-10得=15°3412.38变化不大，不必修正前面计算数值。计算几何尺寸，式6-2-11a，b及式6-2-12得：，取齿宽为表6-3 大小斜齿轮参数2。名称符号小锥齿轮大锥齿轮法面模数Mn4发面压力角n20°螺旋角15°3412.38齿数Z2283传动比i33.77分度圆直径d91.352344.648齿顶圆直径Da83.352336.648齿根圆直径Df81.352334.648中心距An218齿宽B92927. 轴的设计计算轴的设计和计算、轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算与轴联接的半联轴器的选择同步进行。7.1 I轴的计算设计计算7.1.1 已知条件轴上的功率，转速，转矩。7.1.2 作用在齿轮上的力已知I轴上的小锥齿轮的分度圆直径为 确定作用在锥齿轮上的圆周力、轴向力和径向力。圆周力： （式7-1-1）径向力： （式7-1-2）轴向力： （式7-1-3）其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端法向力为： （式7-1-4）7.1.3 初算轴径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据1表15-3，取，于是得 （式7-1-5）由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查1表14-1： （式7-1-6）查3表16-2和表8-7，可得：电动机输出轴直径为42mm，选取型号为HL3的弹性柱销联轴器，从动端孔径选为40mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为82mm。7.1.4 结构设计如下图为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。1） 轴段1-2，由联轴器型号可得直径为40mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于联轴器与轴的配合长度82mm，取为70mm。2） 轴段3-4，先初选轴承型号，由于轴承同时受有径向力和轴向力，因此选择圆锥滚子轴承，型号取G30210，内径50mm。所以轴段直径为50mm，长度26.5mm，其中包括弹性挡圈2×2mm。3） 轴段2-3，轴段1-2右段应有轴肩定位，取该段直径为48mm，保证轴肩定位尺寸，同时使得轴承左端直径小于右端，有利于轴承的拆卸。此处轴承端盖及套杯厚度为15mm左右，且轴臂需要伸出箱体外壁1020mm，因此取该段长度为35.5mm。4） 轴段5-6，使用30210圆锥滚子轴承，轴径同轴段3-4，长度取22mm。5） 轴段6-7，为了保证该段左侧的轴肩高度，同时已知轴段5-6直径为50mm，因此取该段直径为56mm，长度去23mm。6）轴段4-5，为了保证整个减速器的结构紧凑，由此计算出轴段长度为30mm，轴段直径取48mm。7.1.5 零件的周向定位查3表11-28得左端半联轴器定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取55mm，选取键12×55。7.1.6 轴上圆角和倒角尺寸参考1表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm7.1.7 轴的受力分析表7-1 I轴受力分析表5载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T根据表7-1数值绘制转矩图：图7-1 I轴转矩图7.1.8 校核轴的强度因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面其抗弯截面系数为： （式7-1-7）抗扭截面系数为： （式7-1-8）弯曲应力为： （式7-1-9）扭剪应力为： （式7-1-10）按弯扭合成应力校核轴的强度：由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力： （式7-1-11）查1表15-1得，因此，轴安全。7.2 II轴的计算设计计算7.2.1 已知条件轴上的功率，转速，转矩。7.2.2 作用在齿轮上的力已知II轴上的大锥齿轮的分度圆直径为 确定作用在锥齿轮上的圆周力、轴向力和径向力。圆周力，由式7-1-1得径向力，由式7-1-2得轴向力，由式7-1-3得已知II轴上的小圆柱斜齿轮直径：螺旋角：=14°4510.51。圆周力，由式7-1-1得轴向力： （式7-2-1）径向力： （式7-2-2）法向力： （式7-2-3）7.2.3 初算轴径初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为40Cr，调质处理。根据1表15-3，取，由式7-1-5得7.2.4 结构设计如下图1） 轴段1-2，因为该轴上同时存在轴向力和径向力。因此选用圆锥滚子轴承。选用轴承型号为G30208，轴段直径为40mm，考虑到低速级大锥齿轮应与内壁间距保持1015mm。并考虑轴承套在轴上的长度。且轴承与内壁间距应在58mm左右，综合其他各种因素考虑，取轴段长度为32.75mm。2） 轴段2-3，考虑齿轮孔径与轴肩高度的综合因素，直径取为42mm。齿轮轮毂长度为35mm，轴段长度比轮毂长度略小，定为34mm。3） 轴段4-5，由设计结果，小齿轮分度圆直径为82.73mm，齿宽为83mm，此段为齿轮轴的齿轮段。4） 轴段6-7，用于装轴承，直径取40mm。轴承应该距离箱体内壁58mm左右，且小齿轮端面距离箱体内壁1015mm，再加上轴承轴上厚度，取长度为19.75mm。5） 轴段3-4，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为78mm，又有定位需要，轴径取48mm。同理，为保持箱体内各轴的总长不变，轴段5-6，取长度22.4mm，轴径取48mm。7.2.5 零件的周向定位查3表11-28得左侧齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取30mm，选取键12×307.2.6 轴上圆角和倒角尺寸参考1表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm7.2.7 轴的受力分析5该轴上锥齿轮处轴上载荷小于圆柱齿轮处载荷，只需校核圆柱齿轮轴上齿轮1/2处的弯矩与扭矩强度。根据轴的结构图和受力情况得出所测轴截面所受力和弯矩扭矩：表7-2 II轴受力分析表5载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T根据表7-2绘制转矩图：图7-2 II轴转矩图7.2.8 校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 （式7-2-4）前已确定，轴的材料为40Cr,调质处理。查1表15-1得，因此。精确校核轴的疲劳强度判断危险截面轴段1-2，2-3，3-4，4-5，5-6，6-7等各段界面上虽然有键槽、轴肩及齿轮的过盈配合所引起的应力集中，但是由于轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕所设定的。所以这些轴段的截面无需校核。由上述计算已知小齿轮中点处应力最大，而小齿轮两边处的截面由于过盈配合引起的应力集中比较严重。对于小齿轮右侧截面，只承受弯矩而并不传递扭矩，且轴径较大，因此无需校核。而小齿轮中点处尽管弯曲应力最大，但是由于过盈配合及键槽所引起的应力集中都在两端，因此该处截面也无需校核。综上所述，只需要校核小齿轮左侧截面的左侧面即可。设该截面为AA截面的左侧：抗弯截面系数: （式7-2-5）抗扭截面系数 （式7-2-6）截面的弯矩为：截面4上的扭矩为:截面上的弯曲应力： （式7-2-7）截面上扭转切应力： （式7-2-8）轴的材料为40Cr，调质处理。由1表15-1查得。综合系数的计算：查1表3-2，由，用插值法，得因轴肩而形成的理论应力集中为：，由1附图3-1得轴的材料敏感系数为:，则有效应力集中系数为： （式7-2-9a） （式7-2-9b）由1图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，查1图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为： （式7-2-10a） （式7-2-10b）碳钢系数的确定：碳钢的特性系数取为，安全系数的计算：轴的疲劳安全系数为： （式7-2-11a） （式7-2-11b） （式7-2-11c）故此处安全。综上得出，此轴疲劳强度达到要求。7.3 III轴的计算设计计算7.3.1 已知条件轴上的功率，转速，转矩，7.3.2 作用在齿轮上的力已知III轴上的大圆柱斜齿轮直径，螺旋角=14°4510.51圆周力，由式7-2-1得：轴向力，由式7-2-2得：径向力，由式7-2-3得：已知III轴上的小圆柱斜齿轮直径，螺旋角=15°3412.38圆周力，由式7-2-1得：轴向力，由式7-2-2得：径向力，由式7-2-3得：7.3.3 初算轴径7.3.4 结构设计由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为45号钢，调质处理。根据1表15-3，取，由式7-1-5得：如下图1）轴段1-2，因为该轴上同时存在轴向力和径向力。因此选用圆锥滚子轴承。选用轴承型号为G30209，轴段直径为45mm，考虑到低速级大锥齿轮应与内壁间距保持1015mm。并考虑轴承套在轴上的长度。且轴承与内壁间距应在58mm左右，综合其他各种因素考虑，取轴段长度为20.75mm。2）轴段3-4，由设计结果，小齿轮分度圆直径为91.352mm，齿宽为92mm，此段为齿轮轴的齿轮段。3）轴段5-6，考虑齿轮孔径与轴肩高度的综合因素，直径取为55mm。齿轮宽度为83mm，轴段长度比轮毂长度略小，定为82mm。4）轴段6-7，用于装轴承，直径取45mm。轴承应该距离箱体内壁58mm左右，且小齿轮端面距离箱体内壁1015mm，再加上轴承轴上厚度，取长度为43.15mm。5）轴段2-3，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为22mm，又有定位需要，轴径取53mm。同理，为保持箱体内各轴的总长不变，轴段4-5，取长度10mm，轴径取53mm。7.3.5 零件的周向定位查3表11-28得右侧齿轮定位用平键，宽度为16mm。长度略小于轴段，取70mm，选取键16×707.3.6 轴上圆角和倒角尺寸参考1表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm7.3.7 轴的受力分析表7-3 III轴受力分析表5载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T根据表7-3数值绘制转矩图图7-3 III轴转矩图7.3.8 校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力，由式7-2-4得：前已确定，轴的材料为45号钢，调质处理。查1表15-1得，因此。另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按照轴颈53mm，若弯扭组合按照最大处计算，有，所以最终可以确定弯扭校核结果为安全。精确校核轴的疲劳强度：判断危险截面：轴段1-2，2-3，3-4，4-5，5-6，6-7等各段界面上虽然有键槽、轴肩及齿轮的过盈配合所引起的应力集中，但是由于轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕所设定的。所以这些轴段的截面无需校核。由上述计算已知小齿轮中点处应力最大，而小齿轮两边处的截面由于过盈配合引起的应力集中比较严重。对于小齿轮左侧截面，只承受弯矩而并不传递扭矩，且轴径较大，因此无需校核。而小齿轮中点处尽管弯曲应力最大，但是由于过盈配合及键槽所引起的应力集中都在两端，因此该处截面也无需校核。综上所述，只需要校核小齿轮右侧截面的右侧面即可。设该截面为A：A截面的左侧抗弯截面系数，由式7-2-5得：抗扭截面系数，由式7-2-6得：截面的弯矩为：截面4上的扭矩为：截面上的弯曲应力，由式7-2-7得：截面上扭转切应力，由式7-2-5得：轴的材料为40Cr，调质处理。由1表15-1查得：。综合系数的计算，查1表3-2，由，用插值法，得到因轴肩而形成的理论应力集中为：，由1图3-1得轴的材料敏感系数为，则有效应力集中系数，由式7-2-9a,b得由1图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，查1图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系数值由式7-2-10a,b得碳钢系数的确定：碳钢的特性系数取为，安全系数的计算：轴的疲劳安全系数为，由式7-2-11a,b,c得：故此处安全。综上得出，此轴疲劳强度达到要求。7.4 IV轴的计算设计计算7.4.1 已知条件轴上的功率，转速，转矩，7.4.2 作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮直径，螺旋角=15°3412.38圆周力，由式7-2-1得：轴向力，由式7-2-2得：径向力，由式7-2-3得：7.4.3 初算轴径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据1表15-3，取，由式7-2-4得：，此处有一个平键，直径增加5%，得出直径最小为62.4mm。由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查1表14-1得：选取型号为HL6的弹性柱销联轴器，孔径选为60mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为107mm。7.4.4 结构设计如下图1）轴段1-2，由联轴器型号得直径为60mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于107mm，取90mm。2）轴段3-4，因轴上有径向力和轴向力，因此选取圆锥滚子轴承，轴承型号为G30213，由轴承内圈直径得轴段直径为65mm。轴承轴上距离为24.75mm，并装有一轴套，