二级同轴式圆柱齿轮减速器

1、1 .设计题目：带式运输机的传动装置的设计2 .已知条件：(1) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高 温度35C；(2) 使用折旧期：8年；(3) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；(4) 动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V ;(5) 运输带速度允许误差：土 5%;(6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3 .设计数据：运输带工作拉力 F: 2600N;运输带工作速度 v ： 1.1m/s ;卷筒直径D： 220mm:、方案及主要零部件选择1.设计方案:二级同轴式圆柱齿轮减速器在筒联轴器4二级圆柱齿轮减速罂电

2、动机辅助件：观察孔盖，油标和油尺，放油螺塞，通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩，定位销, 启盖螺钉，轴承套，密封圈等。2.各主要部件选择目的分析结论动力源电动机齿轮斜齿轮传动平稳两对斜齿轮轴承轴承所受轴向力不大球轴承联轴器弹性联轴器二、电动机的选择,fFv26001. 10，工作机所需有效功率匕-F 2. 86kW10001000传动装置总效率12424查义献【1】P141表二得各部分传动效率联轴器传动效率10. 99 （两个弹性联轴器）；滚动轴承传动效率20. 99 （四对滚动轴承）；，圆柱斜齿轮传动效率30. 98 （两对7级精度齿轮传动）；输送机卷筒传动效率40. 96 ；所以电动机所需工作效

3、率为：Pd巳 3. 3kW工作机卷筒轴转速为：60V-, .nw 95.5r / minWd查文献【1】P413两级式同轴式齿轮传动比范围i860ndnw i7645730r / min符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min、3000r/min 二种，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，决定选择同步转速为1500r/min的电动机根据电动机类型、容量和转速，有文献【2】P173查得，选用Y112M-4,力杀 号电动机 型号额定功 率/kw满载转 速/(r/min)堵转转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩质量/kg1Y112M-4414402.22.343四、传

4、动比及各轴转速、功率、转矩计算nm1440总传动比：I15. 08n,95.5?1 = ?2 = v1508 = 3.88各轴的转速nin2n3nm1440r / mlnn11440I 13. 88371. 13r / mlnn2371.13-3. 8895. 69r / mlnn4n395. 69r / mln各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即轴1RPd123. 23kW轴2P2P1233. 13kW轴 3P3P2233. 04kW33工作机 P4P3 1 22. 98kW各轴转矩电机轴输出 Td9.55 106Pd2. 19 104N mmnm轴 11Td 1 22. 15

5、104N mm轴2T2 T1 3 2I 18. 09104N mm3轴3T3 T2 3 2I 23. 05105N mm工作机 T4 T3 1 22. 99105 N mm五、高速级齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)选用斜齿圆柱齿轮(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选 7级精度(GB10095-88)(3)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二者硬度差为 40HBs(4)选小齿轮齿数Zi 30：大齿轮齿数Z2i Zi 3.88 30116(5)初选取螺旋角142.按齿面接触强度设计文献【1】 机械设计第八

6、版 高速级名称符号小齿轮大凶轻螺旋角14传动比i3.88齿数Z26101基圆螺旋角b14法面模数叫1.5端面模数m1.55法面压力角n20端面压力角t20.5法面齿距Pn6.28mm端面齿距Pt6.50mm法面基圆齿距Pbn5.90mm法面齿顶图系数h*n1法面顶隙系数*Cn0.25分度圆直径d40.54157.46基圆直径db52.40mm260.07mm齿顶局ha2mm齿根高hf2.5mm齿顶圆直径da43.5354160.4646齿根圆直径df36.7854153.7146标准中心距a99b4540低速级名称符号小齿轮大凶轻螺旋角14传动比i3.88齿数z2099基圆螺旋角b14法面模数

7、n2端面模数m1.55法面压力角n20端面压力角t20.5法面齿距Pn6.28mm端面齿距Pt6.50mm法面基圆齿距Pbn5.90mm法面齿顶图系数h*n1法面顶隙系数*Cn0.25分度圆直径d40.41157.59基圆直径db52.40mm260.07mm齿顶局ha2mm齿根高hf2.5mm齿顶圆直径da44.4082161.5918齿根圆直径df35.4082152.5918标准中心距a99b4540八.减速器轴及轴承装置、键的设计（中间轴）输出轴)1j1. 1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论输 入 轴 的 设 计 及 苴 轴 承 装 置、 键 的 设 计1 . 输入轴

8、上的功率 R3.23kw,转速n11440r / minT12. 15104N mm2 .求作用在车轮上的匚2T122. 15104ciFt 1071. 5Nd140. 13FrFj 也凯 1071.5 tan 20401.2Ncoscos 13 36FaFt tan1071.5 tan 13 36259. 2N按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【2】中表8-7查得，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000N?mm半联轴器的孔径？?1 = 20?,故取？1-2 = 20?,半联轴器长度 ? = 58?.半联轴器 与轴配合的毂孔长度？?1 = 38?。4、轴的结构

9、设计（1）低速轴的装配方案如下图所示：选轴的材料为45钢，调质处理(2)为了满足半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段的左端需要一个定位轴肩，根据文献【3】(P379)可知轴肩高度h=(0.07-0.1)d ,所以取直径？?2-3 = 23?;联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而 不压在轴的端面上，所以应取1-2段的长度比联轴器毂孔稍短一些，取？?1-2 =35?。(3)初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受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？?2-3= 23?,由文献【2】中表6-7 (P80)中初步选用圆锥滚子轴承30305型，其尺寸为内径d

10、= 25mm,夕卜径 D= 62mm ,轴承宽度 T= 18.25mm a = 13mm 所以？?3-4 = 25?, ?7- 8 = 25? ?7- 8 = 18.25?。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，根据文献【2】表6-7 (P80)查得? = 32?,所以取？& 7 = 32?。(4)由于高速小齿轮的齿根圆直径？?？= 41.53?,所以安装齿轮处的轴段4-5的直径？?4- 5= 28?;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为B=50mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应稍短于齿轮轮毂宽度，故取？?4- 5 = 46?;齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07

11、d ,故取h=3mm贝U轴环处的直径？?5-6 = 34?。由文献【3】(P379) 轴环宽度b1.4h,所以取?5- 6 = 10?。(5)轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装卸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间的距离？ = 30mm,故取？?2- 3 = 50?。(6)取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离s ,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=18.25mm 则?3- 4 = T+ s + a + (50 - 46) = 18.25+ 8+ 16+ 2 = 44.25mm ?6- 7 = s +

12、 a - ?5- 6 = 8 + 16 - 10 = 14mm 至此，已初步确定了高速轴的各段直径和长度。轴段直径(mm长度(mm1-220352-323503-42546.254-528465-634106-732147-82518.25总长度249.5目的过程分析1、键的设计根据文献【2】中表4-1 (P56)按？?4-5= 28?,查得齿轮轮毂与轴连 接的平键截面b Xh XI =8X7 X28,配合为 H7/n6;键的型号为 GB/T1096 键 A8X7X28。联轴器与轴连接的平键截面bXhXI =6X6X18,配合为H7/k6;键的型号为 GB/T1096 键 A6X 6 X 18

13、。2、输 入 轴 的 设 计 及 苴 /、 轴 承 装 置、 键 的 设 计轴的受力分析-1_邕ilTnTnrrmffiniirniiTrHlTrnT根据轴的尺寸确定？?1、？?2、？?3的长度?1 = L1- 2+ ?2- 3 + ?= 35+ 50+ 13= 98?F tnF 5FfTrnnTnTnTI TrnTrnTrnm?2 = -3- 4 -?+1?4- 5 - 2?1 = 46.25- 13 +146- 2 x50= 54.25?3 = 1-5- 6 -?+1?6- 7 + 2 ?1 + ?7- 8 = 10 -113+ 14+ 2X50+ 18.2554.25?(1)在水平面上F

14、1H845一422. 5N hht2(2)在垂直面上FrL3Fa d2320 54. 25 244 45. 282L2L354.25 54.25210. 9N所以 F2VFrFiv(3)求弯矩M1hM2HFiH320210. 9109. 1NL2422. 5 54. 2522920. 63N.mmM1vF1VL2210.954. 2511441.33N.mmd45. 28M2vF1vL2Fa 2210.954. 25 - 24425917. 17N.mm所以合成后的弯矩Mi、M12HM1V22920. 63211441.33225617. 56NmmM2 MhM2V22920. 6325917

15、. 17223672. 10Nmm（4）计算扭矩T= 19130?3、轴的强度校核由文献【3】（P380）可知进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩 和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。因为单向旋转，扭转切应力为脉 动循环应力，取a =0.6,轴的计算应力由文献【3】式15-5?=V?2+( ?T) 2?它5211.062+( 0.6 X5524.16)20.1x283=11.58?已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献【3】中表15-1查得-160MPa因此ca 1,故安全。4、轴强度的精确校核截面A, 2, 3, B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起 的应力集中均将削弱轴的

16、疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A, 2, 3, B均无需校核。应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面 5的应力集中的影响和截面 4的相近，但截面5不受扭矩作用，同时轴径也 较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端 ），而且轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面6和7显然更不必校核。由机械设计手册可知， 键槽的 应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面4左右两侧即可。（1） 分析截面4左侧 .333抗弯 aw

17、系数： W 0.1d 0.1 251562.5mm抗扭截面系数：W0. 2d30.2 2533125mm截面4左侧的弯矩：L T54 2518 25M M J25617.56 16999.67NmmL254. 25截面4上的扭矩：T= 19130?截面4上的弯曲应力：bM/W16999. 67 1562. 510. 88MPa截面4上的扭转切应力：TQWT1913031256. 12MPa轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【3】中表15-1查得B 640MPa1 275MPa 1 155MPa敝面上由于轴肩而形成的埋论应力集中系数及 ，由文献【3】附表3-2查取，因r/d2 250.08,

18、Dd 28251.12,经插值后可查得，1.74,1.28又由文献【3】附图3-1 (P41)可得轴材料的敏性系数为q0.82, q 0.85所以有效应力集中系数按文献【3】附表3-4可得?= 1+?(?-1) = 1 +0.82 X(1.74- 1) =1.61?= 1+?(?-1)= 1 +0.85 x(1.28- 1) =1.238由义献【3】附图3-2取尺寸系数为？?？ = 0.9,扭转尺寸系数为0.92轴按磨削加工，由文献【3】附图3-4查得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数a 1 ,按照文献【3】q中式3-12和式3-12a可得综合系数为：Kk /1

19、/1.61/0.91/0.922.876K k !1 /1.238/0.921/0.922.433又由义献【3】3-1 (P25)取碳钢的0.1 ,0.05计算安全系数？?，由式15-6,15-7和15-8得到目的过程分析结论2）计算支承反力在水平面上F1HF2H483N在垂直向上FJM 0 F.3Fa d 2401.247. 5259. 2 40.吗280Nlv2i 1vL2L33947. 5故 F 2vFrF1v401. 2280121. 3N总支承反力F1.常F1248322802651N输 入 轴 的 设 计 及 苴 /、 轴 承 装 置键的设计F2qF2HF-J4832 151. 5

20、2506Na) 画弯矩图MhEhL2483 3922932N.mmM2H F2H L3483 47.522943N .mmMvF1vL2280 3910920.mmg Fiv L2 Fad25719N.mm故 M1Mi2HM1V25399N mmM2. M2HM2V23645N mm4)画转矩图6校核轴的强度按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数caM2( T)2W12. 98mpa查表15-1彳#1 =60mpa,因此ca 1,故安全.精确校核轴的疲劳强度C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面 .333抗弯 a

21、w 系数：W 0.1d 0.1 251562.5mm抗扭截面系数：W 0. 2d30.22533125mm截面4左侧的弯矩：L T54 2518 25M M 25617.56 16999.67NmmL254. 25目的过程分析结论输 入 轴 的 设 计 及 苴 轴 承 装 置、键 的 设 计M16999八ab 司 -7T77T10. 88mpam 0W1562T一一T一T -2.48mpaam_1.24mpaWam2轴的材料为45刚，调质处理.由 表15-1查得 B 640mpa1 275mpa ,1 155mpa.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按附表3-2查取.因工 0.03

22、, 竺 1.2,经插值 d30d30后可查得2.091.66又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q 0.74q0.77故后应力集中系数按式(附3-4)为k 1 q (1) 1 0.74(2.09 1) 1.81k 1 q (1) 1 0.77(1.66 1) 1.51由附图3-2得尺寸系数0.77;由附图3-3得扭转尺寸系数0.88由附图3-4得0.92轴未经表面强化处理，即q 1,则按式3-12及3-12a得综合系数值为K 11 181，1 2.44 0.770.92k11.5116K 1 1 1.810.880.92由 3-1及 3-2得碳钢的特性系数0.10.2,取0.10.050.1

23、,取0.05目的过程分析结论输 入 轴 的 设 计 及 苴 /、 轴 承 装 置、 键 的 设 计于是，计算安全系数 Sca值，按式(15-6卜(15-8) 则得S 1空 6.09K am 2.44 18.5 0.1 0c1155S 67.2K am 1. 811.240.05 1.24一S SSca3.94 S 1. 3 - 1.5故安ca0.07d , 故取h=5mm则轴环处的直径？?5 = 60?。由机械设计(P379)轴环宽度 b1.4h ,所以取？?5 = 10?。(5)轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装卸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间的距离？

24、 = 30mm,故取？?2 = 50?。614727o25(6)取齿轮距箱体内壁之距离=16mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度 T=27.25mm,贝U?3 = T+ s+ ? + (45- 41) = 27.25 + 8+ 16+ 4 = 55.25mm?6 = s + ? - ?5- 6 = 8 + 16 - 10 = 14mm5、键的设计根据课程设计手册中表 4-1 ( P56)按？?4 = 50?,查得齿轮轮毂 与轴连接的平键截面b Xh Xl = 14 X 9 X32,配合为 H7/n6 ;键的型号为 GB/T10

25、96 键 C14X 9X 32。联轴器与轴连接的平键截面bXhxl = 10X8X45,配合为；键的型号为 GB/T1096 键 C10X 8X45。6、轴的受力分析一 77IrnTTrnrrnW1fnnnirnmTri1E oFviFrrinniTfin 寸3niTmiTrTrMbninTTTm根据轴的尺寸确定？?1、？?2、？?3的长度?1 = L1 + ?2+ ? = 58+ 50+ 21.3= 129.3?11?2 = L3 - ?+ ?4- 2?1= 55.25 - 21.3+ 41- - X45= 52.45?3 = L5 -?+ ?6+ ；?1+ ?7 = 10- 21.3+ 1

26、4+；x45+ 27.25=52.45?(1)在水平面上F1HF2HFt238751937. 5N(2)在垂直面上Fa1454 52.45966 157.42L352. 4552. 451452N所以F2vFrFiv145414522N(3)求弯矩MihFih1937. 5 52.45101621N.mmFivL2145252.4576157N.mmFivL2Fa157 . 4145252. 45 - 9662133. 2N.mm所以合成后的弯矩_ 22,10162176157126991N mmM221016212133. 2101621N mm (4)计算扭矩?157.4T = ? x 2

27、 = 966 x 2=76024?7、轴的强度校核由文献【3】(P380)可知进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩 和扭矩的截面(即危险截面 C)的强度。因为单向旋转，扭转切应力为脉 动循环应力，取a =0.6,轴的计算应力由文献【3】式15-5?=V?2+( ?T) 21262+( 0.6 X305000)?0.1 X5032=14.67?已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献【3】中表15-1查得-160MPa 因此ca 1,故安全。8、轴强度的精确校核截面A, 2, 3,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为

28、宽裕确定的，所以截面 A, 2, 3, B均无需校核。应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面 5的应力集中的影响和截面 4的相近，但截面5不受扭矩作用，同时轴径也 较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面6和7显然更不必校核。由机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面4左右两侧即可。(2)分析截面4左侧抗弯截面系数： W 0.1d30.1 4539112.5mm抗扭截面系数：W

29、0. 2d30.2 45318225mm截面4左侧的弯矩：L T52 4527 25M 左M 二101621.48825NmmL252.45截面4上的扭矩：T33.05105 N mm截面4上的弯曲应力：bM.W48825 9112.55.36MPa截面4上的扭转切应力：TT3fW3.05 105/1822516. 7MPa轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【3】中表15-1查得B 640MPa1 275MPa 1 155MPa， ，敝面上由于轴肩而形成的埋论应力集中系数及 ，由文献【3】附表3-2查取，因 r/d2 450. 044, Dd 28 251. 111,经插值后可查得，1.98

30、,1.30】又由文献【3】附图3-1 (P41)可得轴材料的敏性系数为q0.82, q 0.85所以有效应力集中系数按文献【3】附表3-4可得?= 1+?(?- 1) = 1 + 0.82 x(1.96- 1) = 1.7872 ?= 1 + ?(?- 1) = 1 + 0.85 x(1.30- 1) = 1.255 由义献【3】附图3-2取尺寸系数为？?？ = 0.75, 扭转尺寸系数为0.86轴按磨削加工，由文献【3】附图3-4查得表面质量系数为0.92Scaca7. 20 S1. 5轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数q 1 ,按照文献【3】中式3-12和式3-12a可得综合系数为

31、：KKk1/k1 /1.7872 0.751.255.0.861/0.921/0.922.1362.546又由文献【3】3-1 (P25)取碳钢的0.1 ,0.05计算安全系数?,由工1 15-6,15-7和15-8得到?-1275?” =22 R7?+ ?2.136X 5.68 +0.1 X022.6 7?=?-1155=7.60? + ?15.7115.71 =2.546 * 2 + 0.05 X 2(3) 分析截面4右侧抗弯截面系数：W 0.1d30.1 50312500mm抗扭截面系数：W 0. 2d30.2 50325000mrn截面4右侧的弯矩：L T52 4527 25M M 2

32、101621 一一48825NmmL52. 45截面4上的扭矩：T= 76024?截面4上的弯曲应力：b MW 48825 12500 3. 9MPa截面4上的扭转切应力：?TT3 w 305000 2500012MPa由文献【3】(P383)和附表3-8利用插值法可以求出过盈配合处的?_ _?_ _ _ _2.60,取不募=0.8 550?= ?1,所以轴承 1 被压紧， 轴承2被放松。于是有?1 = ?2 + ? = 1085?2 = ?2 = 482?所以 且 10850.45 e0.35,由文献【3】表13-5查得Fr12421X=0.4;由义献【2】表6-7查得丫=1.7。F2d82

33、0. 25V e0.35,有文献【3】表13-5查彳导X=1Fr 21937Y=0。(4)计算当量载荷按义献【3】表13-6, fp 1.01.2，取fp 1.0，所以按照式13-8a得F2fp(XF2丫嚏)1.0 (0.4 1937 0482)775N(4),轴承寿命的校核因为轴承1的当量载荷比轴承 2的当量载荷大，所以按轴承 1来进行寿 命校核。【2】表6-7得30309型轴承？?？= 108?,【3】(P319)一， 10 .可知对于圆锥滚子轴承= 3，所以3 6-V610,106 Cr106108000 -T,Lh(-H ()31134285h60n P6095. 69775根据工作要

34、求可知轴承的预期寿命L= 2X8X365 X8 = 46720h ? ?,所以高速级选择30309型轴承合适，满足寿命要求。中 速 轴 的 设 计1.中间轴上的功率P23. 13kw,转速电 371. 13r / min转矩上 8.094 ,10 N mm2、求作用在齿轮上的力高速级大齿轮：2T2 d2274020155. 871038NFr2Ft2tan an cos1038tan 20cos 13 36388NFa2低速小齿轮Ft2tan1038tan 13 36251NFt32T2d37402040.63646NFr3Fa3a 3Ft 3 tanFt 3 tanan / cos36463

35、646 tan 20 /cos 13 361364N1、初定轴的轴的材料为4 5钢,tan 13 36882N调质处理。根据文献【3】表15-3 ,取A112于是由式15-2初步估算轴的最小直径dminA 3 P2 / n2112 3 3. 13/ 371.1322.8mm所以轴的最小直径d123mm4、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初选型号30305型圆锥滚子轴承，由文献【2】表6-7查得其参数:D B 25 6217,基本额定动载荷Cr46. 8KN ,基本额定静载荷C r48KN，故dd625mm）轴段2加工成低速级小齿轮，已知齿宽B150

36、mm,所以2轴段的长度？2= 48?。3 ）大齿轮装在 4段，取齿轮的安装孔直径为30mm则轴段4的直径?4 = 30?,因为左 B240mm为保证齿轮的右端白可靠定位，轴 5的长度应该略短与大齿轮齿宽,所以？?4 = 38?。大齿轮的左端用轴肩固定，由文献【3】轴肩高度h0.070.1d,所以取d436mm为了减小应力集中，取轴段 3-4的直径d330mm4 ）取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距,取16mm,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm由文献【2】表6-7查得轴 承B=18.25mm所以轴段1-2的长度为?1- 2 = ? + s + B+ （45- 41） = 1

37、6 + 8+ 17+ 4 = 45mm 同理轴段6-7的长度?6- 7 = 45?。5 ）输入轴和输出轴的跨距之和为197.25mm,所以中间轴的跨距必须大于197.25mm,为了保证中间轴上两齿轮之间不发生运动干涉，取两齿 轮之间的距离为140mm.轴段直径mm长度mm125452294833814043038525456）为了保证小齿轮一端轴承的可靠定位，其右端使用轴套定位，由文献【2】表6-7查得da32mm所以轴套的外径？?外=32mm轴套装在轴段1上，所以其内径？外=25mm=左端靠轴承端盖定位，由文献【2】表6-7查Da54mm,所以轴承端盖凸缘的内径为54mm凸缘厚度趣味10mm

38、7）为了保证大齿轮的右端面的可靠定位和轴承左端面的可靠定位，此处使用一个阶梯轴套，取外径？?外小=32mm, ?外大=36mm,轴套装在轴段5上，所以其内径？外=25mni5、轴的受力分析根据轴的基本尺寸，取两齿轮的中点为力的作用点，得到?1 =?1:?1- 2 - ? + 2 =50: 41- 13+ 2=53mm?2 =?1?2二?3 + -2 + 22 =5045140+ 2 + -2 =187.5mm?3 =二?6- 7- ?+ ?5-6- -21= 45-4513+ 38- 2 = 47.5mmFirrrnTrnT计算支承反力在水平面上FihFit(L2L2L3rTTT3415. 1

39、847. 5810. 5 (187. 547. 5)53187. 547. 51225NF2H匕F2tF1H810.53415. 18 12253000N在垂直面上M Fa1d1F1vL 2L1119447.5234 155.87 / 2307 (87.5147.5)87. 5147. 553333NF2VFr1F2 rF1V30711943331168N总支承反力F1同F；1225234621486NF2 F22F2230002116823219N22 2H2V3 )画弯矩图 M1HM 1hF1HL11225 5364925N.mm5317649N.mmd22737. 1250. 5138224. 56N.mmMFvL1333(M 2VF1VL1Fa24404N.mm(M2HM2HF 2H L3M