轮边减速器毕业论文

第2章主减速器的结构设计过程 设计方案的确定 主减速比的计算主减速比对于主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高单位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由则和那个车动力计算来确定。可利用在不同的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 值，可是汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 为了得到足够的功率儿使得最高车速稍微有所下降，一般选的比最小值大10%~25%，即按照下是选择：i =()=() 2400/(80 1 1 )=式中：r ——车轮的滚动半径 i ——变速器最高档传动比（为直接档） i ——分动器或动力器的最高档传动比 i ——轮边减速器的传动比 主减速器结构方案的确定（1）双曲面齿轮具有一系列的优点，因此比螺旋齿轮应用更加广泛。本次设计也采用双曲面齿轮。 （2）主减速器主动锥齿轮的支撑形式及其安装方式的选择，本次设计用：主动锥齿轮：悬臂式支撑（圆锥滚子轴承） 从动锥齿轮：跨置式支撑（圆锥滚子轴承） （3）从动锥齿轮的支撑方式和安装方式的选择 从动锥齿轮的两端支撑多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相向外。为了防止从动锥齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承应用两端的调整螺母调整。主减速器从动锥齿轮采用无辐式结构并采用细牙螺钉以精度较高的紧配固定在差速器壳的凸缘上。（4）主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支撑主减速器的圆锥滚子轴承需要预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增加支撑刚度。分析可知，当轴向力于弹簧变形呈线性关系时，预紧使轴向位移减小至原来的1/2。预紧力虽然可以增大支撑刚度，改善齿轮的啮合和轴承工作条件，但当预紧力超过某一个理想值时，轴承寿命会急剧下降。主减速器轴承的预紧值可以取为发动机最大转矩时换算做得轴向力的30%。主动锥齿轮轴承预紧度的调整采用波形套筒，从动齿轮轴承预紧度的调整采用调整螺母。（5）主减速器的减速形式 主减速器的减速形式分为单级减速、双级减速、单级贯通、双级贯通、主减速及其轮边减速等。减速形式的选择与汽车的类别及使用条件有关，有时也与制造厂的产品系列及其制造条件有关，但是它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求得主减速比的大小及其驱动桥下的离地间隙、驱动桥的数目及其布置形式等。通常主减速比不大于的各种中小汽车上。 主减速器的基本参数选择与设计计算 主减速器齿轮载荷的计算通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档位传动比时和驱动车轮打滑两种情况作用下主减速器从动齿轮上的转矩(T ，T )较小者，作为载货汽车计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即式中：T ——发动机最大转矩1070N*M i ——由发动机所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比根据同类型的车型的变速器传动比选择i =式中： ——上述传动部分的效率，取 = k ——超载系数，取k = n——驱动桥数目2 G ——汽车满载时驱动桥给水平地面的最大负荷，N；但是后桥来说还应该考虑到汽车加速时负荷增大值，但是可以取 ，i ——分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比，分别是和由式（2—1）,式（2—2）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力的值来确定的，即是主减速器的平均计算转矩为式中：G ——汽车满载总重32000 G ——所牵引的挂车满载总重，N，仅用于牵引车取G =0 f ——道路滚动阻力系数，货车通常取， f ——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。货车通常取，可以取f = f ——汽车性能系数当 主减速器齿轮参数的选择z （1）齿数的选择 对于单级主减速器，i 6时，z 的最小值可以取为5，但是为了啮合平稳及提高疲劳强度，z 最好大于5.当i 较小时，z 可以取7~12，但是这时常常会因为主动齿轮、从动齿轮的尺寸太大而不能保证所要求桥下离地间隙为了磨合均匀，主动齿轮、从动齿轮的齿数之间应避免有公约数；为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40.多以取为z 17 ，z2为38.（2）节圆直径的选择 根据从动锥齿轮大的计算转矩（见式2—2，式2—3）并取两者中较小的一个为计算依据，按照经验公示选出： 式中：K ——直径系数，取K =13~16 T ——计算转矩，N*M，取T =T =*M计算得，d =,考虑到此车是重型载重卡车，其经常工作在超载的情况下，初取d =286mm。 （3）齿轮断面模数的选择 d 选定后，可以按式m= 算出从动齿轮大端模数，m=5,并用下式校核 （4）齿面宽的选择 汽车主减速器螺旋锥齿轮齿面宽度推荐为：F= =,考虑其超载情况，可初取F=60mm。（5）双齿面齿轮的偏移距E 轿车、轻型客车和轻型载货汽车主减速器的E值，不应超过从动齿轮节锥距A 的40%(接近于从动齿轮节圆直径d 的20%)；传动比则E也越大，大传动比的双曲面齿轮传动，偏移距E可达到从动齿轮节圆直径d 的20%-30%。当E大于d 的20%时，应检查是否发生根切。（6）双曲面齿轮的偏移方向 由从动齿轮的锥顶向其齿面看去并使主动齿轮右侧，这时如果主动齿轮在从动齿轮下方时为下偏移。下偏移时主动齿轮的旋转方向为左旋，从动齿轮为右旋。（7）螺旋锥齿轮与双曲面齿轮的螺旋方向 对着齿面看去，如果齿轮的弯曲方向从其小端到大端为顺时针走向时则称为右旋齿，反时针时则成为左旋齿。主从动齿轮螺旋方向是不同的。螺旋锥齿轮与双曲面齿轮在传动时所产生的轴向力，其方向决定于齿轮的螺旋方向和旋转方向。判断齿轮的旋转方向是顺时针还是逆时针时，要向齿轮背面看去。所以主动齿轮螺旋方向是左旋，旋转方向是顺时针。（8）螺旋角的选择 双曲面齿轮传动，由于有了偏移距而使主从动齿轮的名义螺旋角不等，且主动齿轮的大，而从动齿轮的小。螺旋角应满足足够大以使m =.。因越大就越平稳噪声就越低。螺旋角过大时会引起轴向力也越大因此有一个适当的范围。 “格里森”制推荐用下式，近似的预选为主动齿轮螺旋角的名义值式中： ——主动齿轮名义（中点）螺旋角的预选值 预选 后尚需要用刀号来加以校正。首先要求出近似刀号近似刀号=式中 ， ——主、从动齿轮的齿根角，以“分”表示。 按照近似刀号选取与其最接近的标准刀号（计有：然后按照选定的标准刀号反着算螺旋角 ：式中 标准刀号为3 最后选用的 与 之差不得超过5. （9）齿轮法向压力角的选择 格里森规定载货汽车和重型汽车则应该分别选用20 和22 30 的发向压力角，对于双曲面齿轮，由于其主动齿轮轮齿的法相压力角不等，因此应按照平均压力角考虑，载货汽车选用22 30 的平均压力角。（10）铣刀盘名义直径2r 的选择 按照从动齿轮节圆直径d 选取刀盘名义直径r =。 主减速器双曲面齿轮的几何尺寸计算与强度计算有附录1计算（1） 主减速器圆弧齿双曲面齿轮的几何尺寸计算 双重收缩齿的优点在于能够提高小齿轮粗切工序。双重收缩齿的齿轮参数，其大、小齿轮根锥角的选定是考虑到用一把使用上最大的刀顶距地粗切刀，切出沿着齿面宽的方向正确的吃后收缩来。当打齿轮直径大于刀盘半径时采用这种方法是最好的。圆弧齿双面齿轮的这一计算方法适用于轴交角为90 的所有传动比，但是应该使z 6 , z + z 40。此计算方法限制用于格里森刀盘切齿。对于大齿轮直径超过650mm或小齿轮轴线偏移距E大于100mm时候，必须另行考虑。由附录双曲面齿轮计算用表第65项求的的齿轮线曲率半径 r 与第7项选定的刀盘半径r 的1%。否则需要重新计算20项至65项。如果r r ,则应增加tan 的数值。修正量是根据曲率半径的差值来选出的。若无特殊考虑，则第二次计算可以求得tan 改变10%。如果第二次计算得出的r 新值仍不接近r ，就要进行第三次计算，通常也是最后一次计算，可用下式tan ：（2） 主减速器双曲面齿轮的强度计算1. 单位齿长的圆周力p=式中 p——单位齿长上的圆周力，N/mmP——作用在齿轮上的圆周力，N，按照发动机最大转T 最大附着力矩两种载荷工况进行计算按照发动机最大转矩计算时：I档时候p=<(p) =1429N/mm直接档位时p=*mm<(p) =250 N/mm按照最大附着力矩计算时可知，校核成功。2．轮齿的弯曲强弯曲计算用综合系数J度计算。汽车主减速器双曲面齿轮轮齿的计算弯曲应力 (N/mm )为式中 K ——超载系数； K ——尺寸系数K ＝ K ——载荷分配系数 K ——质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，档齿轮接触良好、节及径想跳动精度高时，取1 J——计算弯曲应力用的综合系数，见图3— = J = T 作用下：从动齿轮上的应力 =<700MPa； T 作用下：从动齿轮上的应力 =<;当计算主动齿轮时， 与从动相当，而J 毕业论文。17—18周：准备答辩五、主要参考文献 1、汽车工程手册.北京：人民交通出版社,20012、刘惟信.汽车设计.清华大学出版社,20013、陈家瑞.汽车构造.北京：机械工业出版社，20054、王望予.汽车设计 第4版.北京：机械工业出版社,20075、李钊刚.国内外工业工业齿轮减速器技术的发展——迎接WTO的挑战与机遇（一），机械传附录2 课题名称： 斯太尔联轴式重型卡车后桥主减速器设计 一、课题国内外现状驱动桥作为汽车四大总成之一，它的性能的好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要。当采用大功率发动机输出大的转矩以满足目前载重汽车的快速、重载的高效率、高效益的需要时，必须要搭配一个高效、可靠的驱动桥。而主减速器和差速器是驱动轿的主件。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，差速器的作用就是在向两边半轴传递动力的同时，允许两边半轴以不同的转速旋转，满足两边车轮尽可能以纯滚动的形式作不等距行驶，减少轮胎与地面的摩擦。 对于重型卡车来说，要传递的转矩较乘用车和客车，以及轻型商用车都要大得多，以便能够以较低的成本运输较多的货物，所以选择功率较大的发动机，这就对传动系统有较高的要求，而主减速器和差速器在传动系统中起着举足轻重的作用。随着目前国际上石油价格的上涨，汽车的经济性日益成为人们关心的话题，这不仅仅只对乘用车，对于载货汽车，提高其燃油经济性也是各商用车生产商来提高其产品市场竞争力的一个法宝，因为重型载货汽车所采用的发动机都是大功率，大转矩的，装载质量在十吨以上的载货汽车的发动机，最大功率在140KW以上，最大转矩也在700N•m以上，百公里油耗是一般都在34升左右。为了降低油耗，不仅要在发动机的环节上节油，而且也需要从传动系中减少能量的损失。在这一环节中，发动机是动力的输出者，也是整个机器的心脏，而减速器和差速器则是将动力转化为能量的最终执行者。因此，在发动机相同的情况下，采用性能优良的传动系统便成了有效节油的措施之一。二、研究主要成果近些年来国内外一些高等院校和科研单位对以主减速器和差速器为主的驱动桥的改造做了大量的研究工作。东风汽车公司设计开发了一种轻微型混合动力电动汽车的动力总成。该动力总成能达到两个动力源分别独立输出动力和混合输出动力的目的，通过在变速箱输出端增设主减速器，将动力输出给差速器和传动轴，最后到车轮。法拉利F430使用电子差速器(E-Diff)和F1变速箱及传动装置，E-Diff电子差速器已经在F1单座赛车上使用了多年，以保证转弯时保持最大附着力，消除车轮空转。在公路上，它在稳定汽车行驶性能方面，是一个不可思议的技术改进。电子差速器由三套主要子系统组成：与F1变速箱(如果有的话)共用的高压液压系统；由阀门、传感器和电子控制装置组成的一套控制系统；装在变速箱左侧里面的一套机械装置。F430提供了一个新型的铸铝传动箱，它可以将变速箱连同电子差速器、伞形主减速器以及机油箱都罩在一起。6速变速箱带有多锥面同步器，同时，为了充分利用新引擎较高的动力和扭矩并确保可靠性，加长了第6挡齿轮和主减速器。三、发展趋势：据了解，目前我国重卡大量使用的斯太尔驱动桥属于典型的双级减速桥，其二级减速的结构，主减速器总成相对较小，桥包尺寸减小，因此离地间隙加大，通过性好，承载能力也较大。广泛用于公路运输，以及石油、工矿、林业、野外作业和部队等多种领域的车辆。不过，有专家认为，双级减速桥的缺点也比较明显：传动效率相对较低，油耗高；长途运输容易导致汽车轮毂发热，散热效果差，为了防止过热发生爆胎，不得不增加喷淋装置；结构相对复杂，产品价格高等。因此，在欧美重型汽车中采用该结构的车桥产品呈下降趋势，日本采用该结构的产品更少。我国双级桥使用比例下降也是必然的，专家预测今后几年内，重型车桥将会形成以下产品格局：公路运输以10 吨及以上单级减速驱动桥、承载轴为主；工程、港口等用车以10 吨级以上双级减速驱动桥为主。技术方面，轻量化、舒适性的要求将逐步提高。四、存在问题汽车主减速器齿轮早期失效问题；汽车主减速器盆形齿轮热处理致裂；主减速器在运行过程中产生的各种噪声等等，最主要的是目前我国卡车中，双级减速桥的应用比例还在60%左右，而双级减速桥的缺点比较明显：传动效率相对较低，油耗高；长途运输容易导致汽车轮毂发热，散热效果差，为了防止过热发生爆胎，不得不增加喷淋装置；结构相对复杂，产品价格高等。五、主要参考文献 1 汽车工程手册.北京：人民交通出版社.20012 刘惟信.汽车设计.清华大学出版社,20013 陈家瑞.汽车构造.北京：机械工业出版社，20054 王望予.汽车设计 第4版.北京：机械工业出版社,20075 韩晓娟.机械设计课程设计.北京：机械工业出版社，20006 余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社，2003， 66~707 刘哲义.一种新型汽车差速机构——托森差速器.汽车运输，2000，13~148 许铁林.工程机械轮边主减速器结构设计研究。工程机械，1997，32~429 姚建平.装载机驱动桥改进设计研究.工程机械，2005，33~4510 许立中，龚景安.机械设计.北京：机械工业出版社，2003，45~7111 Thomson Delmar Automotive Technology.北京：机械工业出版社，2004，14~2212 Dohann F Hartk H —reseach and Practical of Material Processing Technology,1997，21~2513 AND HALL Ltd,1982，61~9214 Shichi Sano,Yoshimi furukawa, Wheel Steering Vteering Vehile: Vehicle System Dynamic, 199315 Zoubir A M. The powerful tool for statistical signal processing with small sample —99Tutorial,1999，25~29

我会帮你问问的

机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....12 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19 八、键联接的选择及计算………..……………………………22 设计题目：V带——单级圆柱减速器 第四组 德州科技职业学院青岛校区 设计者：#### 指导教师：%%%% 二○○七年十二月计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 （1） 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。 （2） 原始数据：工作拉力F=1250N；带速V=； 滚筒直径D=280mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率： η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =××××× = (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1250×× =、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×960V/πD =60×960×π×280 =111r/min 按书P7表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×111=666~2664r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩。质量63kg。 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/111= 2、分配各级伟动比 （1） 据指导书，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理） （2） ∵i总=i齿轮×I带 ∴i带=i总/i齿轮= 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/(r/min) nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P工作= PII=PI×η带=× PIII=PII×η轴承×η齿轮=×× =、 计算各轴扭矩（N•mm） TI=×106PI/nI=×106× =25729N•mm TII=×106PII/nII =×106× =•mm TIII=×106PIII/nIII=×106× =232048N•mm 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本表得：kA= Pd=KAP=×3= 由课本得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本得，推荐的小带轮基准直径为 75~100mm 则取dd1=100mm dd2=n1/n2•dd1=（960/686）×100=139mm 由课本P74表5-4，取dd2=140mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140 = 转速误差为：n2-n2’/n2=686－ =<(允许) 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 = 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心矩 根据课本得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140) 所以有：168mm≤a0≤480mm 由课本P84式（5-15）得： L0=2a0+(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+(100+140)+(140-100)2/4×400 =1024mm 根据课本表7-3取Ld=1120mm 根据课本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=400+（1120-1024/2） =400+48 =448mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×600 =1800-140-100/448×600 = =>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本(7-5) P0= 根据课本(7-6) △P0= 根据课本（7-7）Kα= 根据课本（7-23）KL= 由课本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+△P0)KαKL =() ×× =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=，由式（5-18）单根V带的初拉力： F0=500Pd/ZV（α-1）+qV2 =[500×××()+×]N =160N 则作用在轴承的压力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×5× =1250N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra≤μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=6×20=120 实际传动比I0=120/2=60 传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%< 可用 齿数比：u=i0=6 由课本取φd= (3)转矩T1 T1=9550×P/n1=9550× =•m (4)载荷系数k 由课本取k=1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得： σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由课本查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1= ZNT2= 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH= [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625× =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470× =460 故得： d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =766[1××(6+1)/×6×4602]1/3mm = 模数：m=d1/Z1= 根据课本表9-1取标准模数：m=2mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2×20mm=40mm d2=mZ2=2×120mm=240mm 齿宽：b=φdd1=× 取b=35mm b1=40mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1= YSa1= YFa2= YSa2= (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本查得： σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由图6-36查得：YNT1= YNT2= 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF= 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2× =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2× =204Mpa 将求得的各参数代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1××22×20) ×× =8Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1××22×120) ×× =< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=×40×960/60×1000 = 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS 根据课本并查表，取c=115 d≥115 ()1/3mm= 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=×(1+5%)mm= ∴选d=22mm 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度 工段：d1=22mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c= II段:d2=d1+2h=22+2×2× ∴d2=28mm 初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm, 宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得：c= h=2c=2× d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=40mm ②求转矩：已知T2=•mm ③求圆周力：Ft 根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40= ④求径向力Fr 根据课本式得 Fr=Ft•tanα=×tan200=632N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b） 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=×50=•m (3)绘制水平面弯矩图（如图c） 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=×50=•m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC12+MC22)1/2=()1/2=•m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=×（P2/n2）×106=35N•m (6)绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[(1×35)2]1/2=•m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/×353 =< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度（217~255HBS） 根据课本取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115()1/3= 取d=35mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=300mm ②求转矩：已知T3=271N•m ③求圆周力Ft：根据课本式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300= ④求径向力式得 Fr=Ft•tanα=× ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2= FAZ=FBZ=Ft/2= (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=×49=•m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=×49=•m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（）1/2 =•m (5)计算当量弯矩：根据课本得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[(1×271)2]1/2 =•m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（）=(×453) =<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×10=58400小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=686r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2= 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据课本得轴承内部轴向力 FS= 则FS1=FS2= (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1= FA2=FS2= (3)求系数x、y FA1/FR1= FA2/FR2= 根据课本得e= FA1/FR158400h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=114r/min Fa=0 FR=FAZ= 试选7207AC型角接触球轴承 根据课本得FS=,则 FS1=FS2=× (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1= (3)求系数x、y FA1/FR1= FA2/FR2= 根据课本得：e= ∵FA1/FR158400h ∴此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 轴径d1=22mm,L1=50mm 查手册得，选用C型平键，得： 键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N•m h=7mm 根据课本P243（10-5）式得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =<[σR](110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m 查手册P51 选A型平键 键10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =<[σp](110Mpa) 3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=51mm L2=50mm T= 查手册选用A型平键 键16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 据课本得 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=<[σp]