两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书

1、.5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 mt=mn/cos=2.5/cos14.362omm=2.58065mm齿顶高 ha= ha*mn=1×2.5mm=2.5mm齿根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)×2.5mm=3.125mm全齿高 h= ha hf=2.5mm3.125mm=5.625mm顶隙 c=c8mn=0.25×2.5mm=0.625mm齿顶圆直径为 da1=d12ha=59.355mm2×2.5mm=61.355mm da2=d22ha=260.645mm2×2.5mm=265.645mm齿根圆直径为 df1=d12

2、hf=59.355mm2×3.125mm=53.105mm df2=d22hf=260.645mm2×3.125mm=254.395mmmt=2.58065mmha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mmc=0.625mmda1=61.355mmda2=265.645mmdf1=53.105mmdf2=254.395mm低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 mt=mn/cos=3.5/cos9.76omm=3.55140mm齿顶高 ha= ha*mn=1×3.5mm=3.5mm齿根高 hf= (ha*c*)mn=(10.

3、25)×3.5mm=4.375mm全齿高 h= ha hf=3.5mm4.375mm=7.875mm顶隙 c=c8mn=0.25×3.5mm=0.875mm齿顶圆直径为 da3=d32ha=88.785mm2×3.5mm=95.785mm da4=d42ha=291.215mm2×3.5mm=298.215mm齿根圆直径为 df3=d32hf=88.785mm2×4.375mm=80.035mm df4=d42hf=291.215mm2×4.375mm=282.465mmmt=3.55140mmha=3.5mmhf=4.375mmh=

4、7.875mmc=0.875mmda3=95.785mmda4=298.215mmdf3=80.035mmdf4=282.465mm三、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 高速轴传递的转矩T1=54380N·mm,转速n1=576r/min,高速级齿轮的螺旋角=14.362o,小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d1=59.355mm(2)齿轮1的作用力 圆周力为 Ft1=2T1/d1=2×54380/59.355N=1

5、832.4N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 Fr1=Ft1tanan/cos=1832.4×tan20o/cos14.362oN=688.4N其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为 Fa1= Ft1tan=1832.4×tan14.362oN=469.2N其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并使四Ft1=1832.4NFr1=688.4NFa1=469.2N指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为 Fn1=Ft1/cosancos=1832.4/(cos20o×cos14.362o)N= 2012.9N(3)齿轮2

6、的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反Fn1=2012.9N 2.低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 中间轴传递的转矩T2=229810N·mm,转速n2=130.9r/min,低速级齿轮的螺旋角=9.76o。为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径d3=88.785mm(2)齿轮3的作用力 圆周力为 Ft3=2T2/d3=2×229810/88.785N=5176.8N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 Fr3=Ft3tanan/cos=5176.8×tan20o/

7、cos9.76oN=1911。9N其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为 Fa3= Ft3tan=5176.8×tan9.76oN=890.5N其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为 Fn3=Ft3/cosancos=5176.8/(cos20o×cos9.76o)N=5589.9N(3)齿轮4的作用力 从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反Ft3=5176.8NFr3=1911。9 NFa3=890.5NFn3=5589.9N四、轴的设计计算4.1中间轴的设计计算中间

8、轴的设计计算见下表计算项目计算及说明1.已知条件中间轴传递的功率P2=3.15KW,转速n2=130.9r/min,齿轮分度圆直径d2=260.645mm,d3=88.785mm,齿轮宽度b2=66mm,b3=105mm2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径查表9-8得c=106135,考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值c=110,则 dmin=c(P2/n2)1/3=110×(3.15/130.9)1/3mm=31.76mmdmin=31.76mm4.结构设计轴的结构构想如下

9、图4-1（1） 轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式，然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin开始设计（2） 轴承的选择与轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7207C,经过验算，轴承7207C的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取7210C进行设计计算，由表11-9得轴承内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm，定位轴肩直径da=57mm,外径定位直径Da=83mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=19.4

10、mm,故d1=50mm,通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d5=50mm（3） 轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm 齿轮2轮毂宽度范围为（1.21.5）d2=62.478mm,取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=66mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度b3=105mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴端和轴端的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故L2=102mm，L4=64mm(4)轴端 该段为中间轴

11、上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）d2=3.645.2mm,取其高度为h=5mm,故d3=62mm齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为1=10mm,齿轮2与齿轮3的距离初定为3=10mm,则箱体内壁之间的距离为BX=213b3(b1b2)/2=(2×1010105(7566)/2)mm=205.5mm,取3=10.5mm,则箱体内壁距离为BX=206mm.齿轮2的右端面与箱体内壁的距离2=1（b1b2）/2=10(7566)/2mm=14.5mm,则轴段的长度为L3=3=10.5mm(5)轴段及轴段的长度 该减速器齿轮的圆周速度小于2

12、m/s,故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油渐入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm,中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为 L1=B13mm=(2012103)mm=45mm轴段的长度为 L5=B22mm=(201214.52)mm=48.5mm（6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=19.4mm,则由图4-1可得轴的支点及受力点距离为 l1=L1b3/2a33mm=(45105/219.43)mm=75.1mm l2=L3(b2b3)/2=10.5(66105)/2=96mm l3=L5b2/2a33mm=(48.566/2

13、19.42)mm=60.1mmd1=50mmd5=50mmd2=d4=52mmL2=102mmL4=64mmd3=62mmBX=206mmL3=10.5mmL1=45mmL5=48.5mml1=75.1mml2=96mml3=60.1mm5.键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查表8-31得键的型号分别为键16×100GB/T1096-1990和键16×63GB/T1096-19906.轴的受力分析（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图4-2b所示（2）计算支撑反力 在水平面上为R1H=Fr2l3Fr3(l2l3)Fa2d2/2Fa3d3/2/( l1l2l3) R1H=

14、-1547.4N =688.4×60.11911.9×(9660.1)890.5×88.785/2469.2×260.645/2/( 75.19660.1)N=-1547.4NR2H= Fr2R1HFr3=688.4N1547.4N1911.9N=323.9N式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为R1V=Ft3(l2l3)Ft2l3/( l1l2l3) =5176.8×(9660.1)1832.4×60.1/( 75.19660.1)=3971.6NR2V= Ft3Ft2R1V =5176.8N1832.4N3971.6N=

15、3037.6N轴承1的总支撑反力为R1=R1H2R1V2=1547.423971.62N=4262.4N轴承2的总支撑反力为R2=R2H2R2V2=323.923037.62N=3054.8N(3)画弯矩图 弯矩图如图4-2c、d和e所示在水平面上，a-a剖面图左侧为MaH=R1Hl1=-1547.4×75.1N·mm=-116209.7N·mma-a剖面图右侧为MaH= MaHFa3d3/2=-116209.7N·mm890.5×88.785/2N·mm =-76678.2N·mmb-b剖面图右侧为MbH=R2Hl3=32

16、3.9×60.1N·mm=19466N·mmMbH= MbhFa2d2/2=19466.4N·mm469.2×260.645/2N·mm =-41680.9N·mm在垂直平面上为MaV=R1Vl1=3971.6×75.1N·mm=298267.2N·mmMbV=R2Vl3=3037.6×60.1N·mm=182559.8N·mm合成弯矩，在a-a剖面左侧为Ma=M2aHM2av=116209.72298267.22N·mm=320106.3N·m

17、ma-a剖面右侧为Ma=M2aHM2av=76678.22298267.22N·mm=307965.7N·mmb-b剖面左侧为Mb=M2bHM2bv=41680.92182559.82N·mm=187257.5N·mmb-b剖面右侧为Mb=M2bHM2bv=19466.42182559.82N·mm=183594.7N·mm(4)画转矩图 转矩图如图4-2f所示，T2=229810 N·mmR2H=323.9NR1V=3971.6NR2V=3037.6NR1=4262.4NR2=3054.8NMa=320106.3N

18、3;mmMa=307965.7N·mmMb=187257.5N·mmMb=183594.7N·mmT2=229810 N·mm7.校核轴的强度虽然a-a剖面左侧弯矩大，但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，故a-a剖面两侧均有可能为危险剖面，故分别计算a- a剖面的抗弯截面系数为W=d32/32bt(d2t)2/2d2=×523/32mm316×6(526)2/2×52mm3=11843.8mm3抗扭截面系数为WT=d32/16bt(d2t)2/2d2=×523/16mm316×6(526)2/2&

19、#215;52mm3=25641.1mm3a-a剖面左侧弯曲应力为 b=Ma/W=320106.3/11843.8MPa=27.0MPaa-a剖面右侧弯曲应力为 b=Ma/W=307965.7/11843.8MPa=26.0MPa扭剪应力为 =T2/WT=229810/25641.1MPa=9.0MPa按弯矩合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 e=b 24()2=26.024×(0.6×9.0)2 MPa=28.2MPae b,故a-a剖面右侧为危险截面由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa,

20、由表8-32查得轴的许用弯曲应力【-1b】=60MPa, e-1b,强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为 p=4T2/d4hl=4×229810/52×10×(6316)MPa=37.6MPa取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表8-33查得【】p=125150MPa, p【】p,强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度要求也足够键连接的强度要求也足够9.校核轴承寿命（1）计算轴承的轴向力 由表11-9查7210C=42800N,CO=32000N.由表9-10查得7210C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别

21、为 S1=0.4R1=0.4×4262.4N=1705.0N S2=0.4R2=0.4×3054.8N=1221.9N外部轴向力A=Fa3Fa2=890.5N469.2N=421.3N,各轴向力方向如图4-3所示 S2A=1221.9N421.3N=1643.2NS1则两轴承的轴向力分别为 Fa1=S1=1705.0N Fa2=S1A=1705.0N421.3N=1283.7N因R1R2，Fa1Fa2，故只需校核轴承1的寿命（2）计算轴承1的当量动载荷 由Fa1/ CO=1705.0/32000=0.053，查得11-9得e=0.43,因Fa1/ R1=1705.0/426

22、2.4=0.4e,故X=1，Y=0，则当量动载荷为 P=XR1YRA1=1×4262.4N0×1705.0N=4262.4N(3)校核轴承寿命 轴承在100oC以下工作，查表8-34得fT=1.对于减速器，查得8-35得载荷系数fP=1.5轴承1的寿命为 Lh=106/(60n2)fTC/(fPP)3=106/(60×130.9)1×42800/(1.5×4262.4)3h=38195h减速器预期寿命为 Lh=2×8×250×8h=32000hLhLh,故轴承寿命足够轴承寿命满足要求4.2高速轴的设计计算高速轴的设

23、计计算见下表计算项目计算及说明1.已知条件高速轴传递的功率P1=3.28KW,转速n1=576r/min，小齿轮分度圆直径d1=59.355mm,齿轮宽度b1=75mm,2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径查表9-8得c=106135,考虑轴端即承受转矩，又承受弯矩，故取较小值c=120,则 dmin=c(P1/n1)1/3=120×(3.28/576)1/3mm=21.43mm轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径为 d121.43mm21.43×(0.0

24、30.05)mm=22.0722.5mm,取dmin=23mmdmin=23mm4.结构设计轴的结构构想如图4-4(1)轴承部件的结构设计 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，从轴的最细处开始设计（2）轴段 轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔的设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径d1=30mm,带轮轮毂的宽度为（1.52.0）d1=（1.52.0）×30mm=45mm60mm,结合带轮结构L带轮=4256mm

25、,取带轮轮毂的宽度L带轮=50mm，轴段的长度略小于毂孔宽度，取L1=48mm(3)密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1)d1=（0.070.1）×30mm=2.13mm.轴段的轴径d2=d12×(2.13)mm=34.136mm,其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查表8-27选毡圈35 JB/ZQ4606-1997，则d2=35mm(4)轴承与轴段及轴段 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。暂取轴承为7208C,经过验

26、算，由表11-9得轴承内径d=40mm,外径D=80mm,宽度B=18mm，内圈定位轴肩直径da=47mm,外圈定位直径Da=73mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=17mm,故轴段的直径d3=40mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm,挡油环轴孔宽度初定为B1=15mm,则L3=BB1=(1815)mm=33mm.通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d7=40mm,L7=BB1=1815=33mm(5)齿轮与轴段 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装

27、，d5应略小于d3，可初定d5=42mm,则由表8-31知该处的键的截面尺寸为b×h=12mm×8mm,轮毂键槽深度为t1=3.3mm,则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为e=df1/2d5/2t1=(53.105/2-42/2-3.3)mm=2.26mm2.5mn=2.5×2.5mm=6.25mm,故轴设计成齿轮轴，则有d5= df1，L5=b1=75mm. (6)轴段和轴段的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则d4=d6=48mm,齿轮右端距箱体内壁距离为1，则轴段的长度L6=1B1=(121015)mm=7mm.轴段的长度为L4=BX1b1B

28、1=(20612107515)mm=118mm(7)轴段的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为L=C1C2(58)mm,由表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a23mm=(0.025×1903)mm=7.75mm8mm,取=8mm,a1a2=(160190)mm=350mm400mm,取轴承旁连接螺栓为M16，则c1=24mm,c2=20mm,箱体轴承座宽度L=82420(58)mm=5760mm,取L=58mm;可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为d=M20,则有轴承端盖连接螺钉为0.4 d=0.4×20mm=8m

29、m,由表8-30得轴承端盖凸缘厚度取为Bd=10mm;取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为1=2mm;端盖连接螺钉查表8-29采用螺钉GB/T5781M8×25;为方便不拆缷带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm,带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。则 L2=LBdK1(B带轮L带轮)/2B=5810282(65-50)/2-12-18mm=75.5mm（8）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=17mm,则由图4-4可得轴的支点及受力点距离为 l1=L带轮/2L2a3=(50/275.517)mm=117.5mm

30、l2=L3L4L5/2a3=3311875/2-17mm=171.5mm l3=L5/2L6L7-a3=(75/273317)mm=60.5mmd1=30mmL1=48mmd2=35mmd3=40mmL3=33mmd7=40mm, L7=33mmb=12mmh=8mm齿轮轴d5= df1L5=75mmd4=d6=48mmL6=7mmL4=118mm=8mmL=58mmL2=75.5mml1=117.5mml2=171.5mml3=60.5mm5.键连接带轮与轴段采用A型普通平键连接，查表8-31得键的型号分别为键8×45GB/T1096-19906.轴的受力分析（1）画轴的受力简图

31、轴的受力简图如图4-5b所示（2）计算轴承支撑反力 在水平面上为R1H=Q(l1l2l3)Fr1l3Fa1d1/2/( l1l2l3) =972.7×(117.5117.560.5)-688.4×60.5469.2×59.355/2/( 171.560.5)N=1225.8NR2H= QR1HFr1=972.7N-1225.8N688.4N=-941.5N式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为R1V=Ft1l3/( l2l3) =(1832.4×60.5)/( 171.560.5)N=477.8NR2V= Ft1-R1V =1832.4N477

32、.8N=1354.6N轴承1的总支撑反力为R1=R1H2R1V2=1225.82477.82N=1315.7N轴承2的总支撑反力为R2=R2H2R2V2=941.521354.62N=1649.6N(3)画弯矩图 弯矩图如图4-5c、d和e所示在水平面上，a-a剖面图右侧为MaH=R2Hl3=-941.5×60.5N·mm=-56961.4N·mma-a剖面图左侧为MaH= MaH-Fa1d1/2=-56961.4N·mm-469.2×59.355/2N·mm =-70887.4N·mmb-b剖面为MbH=-Ql1=-932

33、.72×117.5N·mm=-109592.3N·mm在垂直平面上为MaV=-R1Vl2=-477.8×171.5N·mm=-81942.7N·mmMbV=0N·mm合成弯矩，在a-a剖面左侧为Ma=M2aHM2av=(-70887.4)2(-81942.7)2N·mm=108349.6N·mma-a剖面右侧为Ma=M2aHM2av=(-56961.4)2(-81942.7)2N·mm=99795.8N·mmb-b剖面为Mb=M2bHM2bv=109592.3202N·mm=

34、109592.3N·mm(4)画转矩图 转矩图如图4-5f所示，T1=54380 N·mmR1H=1225.8NR2H=-941.5NR1V=477.8NR2V=1354.6NR1=1315.7NR2=1649.6NMa=108349.6N·mmMa=99795.8N·mmMb=109592.3N·mmT1=54380 N·mm7.校核轴的强度因b-b剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故b-b剖面为危险剖面其抗弯截面系数为W=d33/32=×403/32mm3=6280mm3抗扭截面系数为WT=d33/16=×

35、403/16mm3=12560mm3弯曲应力为 b=Mb/W=109592.3/6280MPa=17.5MPa扭剪应力为 =T1/WT=54380/12560MPa=4.3MPa按弯矩合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 e=b24()2=17.524×(0.6×4.3)2 MPa=18.2MPa由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa,由表8-32查得轴的许用弯曲应力【-1b】=60MPa, e-1b,强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连接的强度带轮处键连接的挤压应力为 p=4T1/d1hl

36、=4×54380/30×7×(458)MPa=28.0MPa键、轴及带轮的材料都选为钢，由表8-33查得【】p=125150MPa, p【】p,强度足够键连接的强度足够9.校核轴承寿命（1）计算轴承的轴向力 由表11-9查7208C轴承得C=36800N,Co=25800N.由表9-10查得7208C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为 S1=0.4R1=0.4×1315.7N=526.3N S2=0.4R2=0.4×1649.6N=659.8N外部轴向力A=469.2N,各轴向力方向如图4-6所示 S2A=659.8N469

37、.2N=1129.0NS1则两轴承的轴向力分别为 Fa1=S2A =1129.0N Fa2=S2=659.8N（2）计算当量动载荷 由Fa1/ Co=1129.0/25800=0.044，查表得11-9得e=0.42,因Fa1/ R1=1129.0/1315.7=0.86e,故X=0.44，Y=1.35，则轴承1的当量动载荷为 P1=XR1YFa1=0.44×1315.7N1.35×1129.0N=2103.1N由Fa2/ Co=659.8/25800=0.026，查表得11-9得e=0.40,因Fa2/ R2=659.8/1649.6=0.40=e,故X=1，Y=0，则轴

38、承2的当量动载荷为 P2=XR2YFa2=1×1649.6N0×659.8N=1649.6N(3)校核轴承寿命 因P1P2，故只需校核轴承1的寿命，P=P1.轴承.在1000C以下工作，查表8-34得fT=1.查得8-35得载荷系数fP=1.5轴承1的寿命为 Lh=106/(60n1) fTC/(fPP)3=106/(60×576)1×36800/(1.5×2103.1)3h=45931hLhLh,故轴承寿命足够轴承寿命满足要求4.3低速轴的设计计算低速轴的设计计算见表计算项目计算及说明1.已知条件低速轴传递的功率P1=3.02KW,转速n3=

39、40.15r/min，齿轮4分度圆直径d4=291.215mm,齿轮宽度b4=98mm,2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径查表9-8得c=106135,考虑轴端只承受转矩，故取较小值c=106,则 dmin=C(P3/n3)1/3=106×(3.02/40.15) 1/3mm=44.75mm轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径为 d144.75mm44.75×(0.030.05)mm=46.0946.98mm,dmin=44.75mm4.结构设计轴的结

40、构构想如图4-7所示(1)轴承部件的结构设计 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，从轴的最细处开始设计（2）联轴器及轴段 轴段上安装联轴器，此段轴的设计应与联轴器选择同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取KA=1.5，则计算转矩TC=KAT3=1.5×718330N·mm=1077495 N·mm由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N·mm,许用转速4750r/min,轴孔范围为3048mm.考虑d46.98mm,取联

41、轴器毂孔直径为48mm,轴孔长度84mm,J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX3 48×84GB/T5014-2003，相应的轴段的直径d1=48mm,其长度略小于毂孔宽度，取L1=82mm.(3)密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1)d1=（0.070.1）×48mm=2.364.8mm.轴段的轴径d2=d12×h=52.7257.8mm,最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查表8-27选毡圈55JB/ZQ4606-1997，则d2=55mm(

42、4)轴承与轴段及轴段的设计 轴段和轴段上安装轴承，其直径应即便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。暂取轴承为7212C,由表11-9得轴承内径d=60mm,外径D=110mm,宽度B=22mm，内圈定位轴肩直径da=69mm,外圈定位直径Da=101mm,轴上定位端面圆角半径最大为ra=1.5mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=22.4mm,故轴段的直径d3=60mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油环，挡油环宽度初定为B1,故L3=BB1=(2215)mm=37mm.通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d6=60mm,(5)齿轮与轴段 该段上安装齿轮4

43、，为便于齿轮的安装，d5应略小于d6，可初定d5=62mm,齿轮4轮毂的宽度范围为（1.21.5）d5=74.493mm,小于齿轮宽度b4=98mm,取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮毂略短，故取L5=96mm (6)轴段 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h=(0.070.1) d5=4.346.2mm,取h=5mm,则d4=72mm,齿轮左端距箱体内壁距离为4=1（b3-b4）/2=10mm(105-98)/2mm=13.5mm，则轴段的长度L4=BX-4-b4B1=(206-13.5-981215)

44、mm=91.5mm.(7)轴段与轴段的长度 轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓为螺栓GB/T5781 M8×25，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的装拆空间干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K2=10mm.则有 L2=L1BdK2-B-=(5821010-22-12)mm=46mm则轴段的长度L6=B42mm=(221213.52)mm=49.5mm（8）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=22.4mm,则由图4-7可得轴的支点及受力点距离为 L1=L6L5-b4/2-a3=(4

45、9.596-98/2-22.4)mm=74.1mm L2=L3L4b4/2-a3=(3791.598/2-22.4)mm=155.1mm L3= a3L284/2=(22.44642)mm=110.4mmd1=48mmL1=82mmd2=55mm d3=60mm L3=37mmd6=60m, d5=62mmL5=96mmd4=72mmL4=91.5mmL2=46mmL6=49.5mmL1=74.1mmL2=155.1mmL3=110.4mm5.键连接联轴器与轴段及齿轮4与轴段均采用A型普通平键连接，查表8-31得键的型号分别为键14×80GB/T1096-1990和键18×

46、18GB/T1096-19906.轴的受力分析（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图4-8b所示（2）计算轴承支撑反力 在水平面上为R1H=(Fr4l2Fa4d4/2)/( l1l2) =(1911.9×155.1-890.5×291.215/2)(74.1155.1)N=728.1NR2H= Fr-4R1H=1911.9N-728.1N=1183.8N在垂直平面上为R1V=Ft4l2/( l1l2) =(5176.8×155.1)/( 74.1155.1)N=3503.2NR2V= Ft4-R1V =5176.8N3503.2N=1673.6N轴承1的总支撑反力

47、为R1=R1H2R1V2=728.123503.22N=3578.1N轴承2的总支撑反力为R2=R2H2R2V2=1183.821673.62N=2050.0N(3)画弯矩图 弯矩图如图4-8c、d和e所示在水平面上，a-a剖面图右侧为MaH=R1Hl1=728.1×74.1N·mm=53952.2N·mma-a剖面图左侧为MaH= R2Hl2=1183.8×155.1N·mm=183607.4N·mm在垂直平面上, a-a剖面为MaV=- R1vl1=-3503.2×74.1N·mm=-259587.1N

48、3;mm合成弯矩，在a-a剖面左侧为Ma=M2aHM2av=5395.22(-259587.1)2N·mm=265134.5N·mma-a剖面右侧为Ma=M2aHM2av=183607.42(-259587.1)2N·mm=317957.8N·mm(4)画转矩图 转矩图如图4-8f所示，T3=718330 N·mmR1H=728.1NR2H=1183.8NR1V=3503.2NR2V=1673.6NR1=3578.1NR2=2050.0NMa=265134.5N·mmMa=317957.8N·mmT3=718330 N

49、83;mm7.校核轴的强度因a-a剖面右侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a剖面右侧为危险剖面其抗弯截面系数为W=d35/32-bt(d5-t)/2d5=×623/32mm3-18×7×(62-7)2/(2×62) mm3=20312mm3抗扭截面系数为WT=d35/16- bt(d5-t)/2d5=×623/32mm3-18×7×(62-7)2/(2×62) mm3=43698 mm3弯曲应力为 b=Ma/W=317957.8/20312MPa=15.7MPa扭剪应力为 =T3/WT=718330/43698MPa=

50、16.4MPa按弯矩合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 e=b24()2=15.724×(0.6×16.4)2 MPa=25.2MPa由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa,由表8-32查得轴的许用弯曲应力【-1b】=60MPa, e-1b, 强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 p1=4T3/d1hl=4×718330/48×9×(8014)MPa=100.8MPa齿轮4处键连接的挤压应力为 p2=4T3/d5hl=4

51、15;718330/62×11×(8018)MPa=68.0MPa取键、轴，齿轮及联轴器的材料都选为钢，由表8-33查得【】p=125150MPa, p1【】p,强度足够键连接的强度足够9.校核轴承寿命（1）计算轴承的轴向力 由表11-9查7212C轴承得C=61000N,Co=48500N.由表9-10查得7212C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为 S1=0.4R1=0.4×3578.1N=1431.2N S2=0.4R2=0.4×2050N=820N外部轴向力A=890.5N,各轴向力方向如图4-9所示 S1A=1431.2N890.5N=2321.7NS2则两轴承的轴向力分别为 Fa1=S1=1431.2N Fa2= S1A =2321.7N（2）计算当量动载荷 由Fa1/ Co=1431.2/48500=0.030，查表得11-9得e=0.4,因Fa1/ R1=1431.2/3578.1=0.4=e,故X=1，Y=0，则轴承1的当量动载荷为