两级直齿圆柱齿轮减速器课程设计.doc

目录

第一章设计任务书………………………………………………1
§1-1设计任务
第二章传动系统方案的总体设计………………………………1
§2-1传动方案的概述
§2-2电动机的选择
§2-3传动比的分配
第三章高速级齿轮设计…………………………………………4
§3-1按齿面强度设计
§3-2 按齿根弯曲强度设计
第四章低速级齿轮传动设计……………………………………12
§4-1按齿面强度设计
§4-2 按齿根弯曲强度设计
第五章各轴设计方案……………………………………………17
§5-1高速轴的的结构设计
§5-2中间轴的结构设计
§5-3低速轴的结构设计
第六章 轴的强度校核…………………………………………22
§6-1高速轴的校核
§6-2中间轴的校核
§6-3低速轴的校核
第七章 滚动轴承选择和寿命计算……………………………26
第八章 键连接选择和校核……………………………………28
§8-1轴1上键的选择和校核
§8-2轴2上键的选择和校核
§8-3 低速轴上键的选择和校核
第九章 联轴器的选择和计算…………………………………28
第十章 润滑和密封形式的选择………………………………29
§10-1传动零件的润滑
第十一章 箱体及附件的结构设计和选择……………………31
总 结……………………………………………………………32
参考文献…………………………………………………………32

II
第一章设计任务书
§1-1设计任务
1、设计带式输送机的传动系统，采用两级直齿圆柱齿轮减速器的齿轮传动。
2、工作条件：二班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，清洁。
3、使用期限：八年。
4、生产批量：小批量。
5、生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及涡轮。
6、动力来源：电力，三相交流（220/380V）。
7、运输带速度允许误差：土4%
8、原始数据：
输送带的工作拉力 F1460N
输送带的工作速度 v=1.9m/s
输送带的卷筒直径 d=300mm
第二章传动系统方案的总体设计
§2-1传动方案的概述
带式输送机传动系统方案如下图2.1所示

图2.1
0—电动机；1—高速级； 2—中速级； 3—低速级； 4—联轴器；
带式输送机由电动机驱动。电动机0通过联轴器将动力传入两集圆柱齿轮减速器，再通过联轴器，将动力传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其机构简单，但齿轮箱对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。两级齿轮均为直齿圆柱齿轮的传动，高速级小齿轮位置远离电动机，齿面接触更均匀。
§2-2电动机的选择
1．电动机容量选择
根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率
（1）
（2）确定传动总效率
经查表得：
一对滚动轴承效率=0.99;
闭式圆柱齿轮传动为7级的效率=0.98；
弹性联轴器的效率=0.99；
输送机滚筒效率=0.96。
估算传动系统的总效率：

输送带卷筒的总效率为:

(3)选择电动机电动
电动机类型：推荐Y系列380v，三相异步电动机。
(4)选择功率
工作机所需要的电动机输出功率计算如下：
kw
查取手册Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：
电动机的额定功率=4kw工作机所需的电动机
(5)电动机的转速选择
根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速
r/min,经查表按推荐的传动比合理范围,二级圆柱斜齿轮减速器传动比
＝8～25
所以电动机转速的可选范围为=×n＝（8～25）n=968～3025r/min,在该范围内的转速1000r/min,1500r/min,3000r/min,其主要数据及计算的减速器传动比，列表如下：
表2.1
方
案
电机型号
额定功率
KW
电动机转速
传动比
同步r/min
满载
r/min
1
Y132M1—6
4.0KW
1000
960
7.9
2
Y112M—4
4.0KW
1500
1440
11.9
3
Y112M—2
4.0KW
3000
2890
23.8
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y112M—4。
其主要参数：额定功率=4kw大于工作机所需的电动机输出功率=3.2kw同步满载转速=1500r/min,其主要性能参数如下表2.2所示：
表2.2
中心高

外型尺寸:
LAC/2+AD×HD
底脚安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸D×E
装键部位尺寸F×GD
132
400115 190265
190 ×140
12
2860
824

图2.2
主要外形和安装尺寸见下表2.3所示
表2.3
额定功率
（kw）
满载转速
（r/min）
中心高
(mm)
伸出直径
(mm)
伸出长度
(mm)
4
1440
112
28
60
§2-2传动比的分配
1带式输送机传动系统的总传动比：
(1)
(2) 分配减速器传动比。浸油图深度如图2.4所示，

尽量使高速级和低速级大齿轮浸油深度相当，故取高速级传动比与低速级传动比。由此得减速器总的传动比关系为：

低速级齿轮传动比：==2.975
高速级齿轮传动比：
§3-3 传动系统的运动和动力学参数设计
传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：
0轴——电动机轴

1轴——减速器中间轴

2轴——减速器中间轴

3轴——减速器低速轴

4轴——工作机

将计算结果汇表，如下表3.1所示。
表3.1
轴代号
电动机
减速器
工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速r/min
1440
1440
360
121
121
功率kw
3.2
3.168
3.07
2.979
2.92
转矩N•m
21.22
21
81.5
235.24
230.595
联接、传动件
联轴器
齿轮
齿轮
联轴器
传动比
1
3.45
2.65
1
传动效率
0.99
0.97
0.97
0.9801

第三章高速级齿轮设计
§3-1按齿面强度设计
已知条件为3.297kW，小齿轮转速=1440r/min，传动比4，由电动机驱动，工作寿命8年，二班制，载荷平稳，连续单向运转。
1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
（1） 按图1.1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为
（2） 带式输送机为一般工作机器，按GB/T10095－1998，选择7级精度，齿根喷丸强化。
（3） 材料选择。由课本表10-1，选择小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度250HBS。大齿轮材料为45钢（正火）齿面硬度210HB
（4） 初选小齿轮齿数,大齿轮齿数=
2按齿面接触疲劳强度设计
（1） 由课本式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即

确定公式中各参数的值:
①试选=1.3。
②计算小齿轮传递的转矩。
③由表10-7选取齿轮系数=1。
④由图10-20查得区域系数=2.5。
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。
⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。

=[]/
=1.746

⑦计算接触疲劳许用应力[]。
由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为,。
由式（10-15）计算应力循环次数：
=60=60=3.31776
=8.2944
由手册查取接触疲劳寿命系数，取失效概率1%，安全系数1。由公式，

取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，==380MPa
2）试算小齿轮分度圆直径：

=mm=44mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1) 计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v

② 齿宽b
b=
2）计算实际载荷系数。
①由表（10-2）查得使用系数。
②根据v=3.3m/s,7级精度，由图（10-8）查得动载系数
③齿轮圆周力=221010/44N=955N,
=1955/44N/mm=21.7N/mm<100N/mm，查表（10-3）的齿间载荷分配系数。
④ 查表（10-4）用插值法查得7级精度，小齿轮相对于支承非对称布置时的齿向载荷分布系数。由此得实际载荷系数为：

由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

齿轮模数=50.06/27mm=1.854mm。
§3-2按齿面强度设计
（1） 由课本式（10-7）试算模数，即

1） 确定公式中的各参数值
①试选
②由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数：

③计算
由课本图（10-17）查得齿形系数=2.6F、=2.16
由课本图（10-18）查得应力修正系数=1.62、=1.81。
由课本图（10-24c）查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为。
由图（10-22）查得弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88。
取弯曲疲劳安全1系数S=1.4，由式（10-14）得

因为大齿轮的大于小齿轮，所以取
=
2）试算模数
（2）调整齿轮模数
1) 计算实际载荷系数前的数据准备。
① 圆周速度v。

② 齿宽b。
b=
③ 宽高比b/h。

b/h=26.919/2.24325=12
2）计算实际载荷系数。
①根据v=2.07m/s,7级精度，由图（10-8）查得动载系数
=221010/26.919N=1561N,=11561/26.919N/mm=58N/mm<100N/mm，查表（10-3）的齿间载荷分配系数。
②查表（10-4）用插值法查得，结合b/h=12查表（10-13），得。
则载荷系数为

由（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数1.1mm，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=1.25mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径=50.06,算出小齿轮齿数
取则大齿轮齿数,取；与于是由:互为质数。
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4几何尺寸计算
（1） 计算分度圆直径

（2） 计算中心距
a=（）/2=(68+218)/2mm=128.125mm,将中心距圆整为128mm。
(3)计算齿轮宽度
,将齿宽圆整为51mm。
考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10）mm，即=51+(5-10)mm=56-61mm。取=58mm。而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即=b=68。
5齿面弯曲疲劳强度校核按前述类似方法，先计算式10-6中的各参数, =21010， =2.6， =1.62, =2.16,
=1.81, =0.68, =1,m=1.25, =41。将它们带入式（10-6），得到

小于许用的应力

小于许用的应力
齿根弯曲疲劳强度满足要求，所以设计合理。
第四章低速级齿轮设计
§4-1按齿面接触疲劳强度设计
1选定齿轮材料、热处理方式、精度等级、

（1） 按图①所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为
（2） 带式输送机为一般工作机器，按GB/T10095－1998，选择7级精度，齿面粗糙度要求,齿根喷丸强化。
（3） 材料选择。由课本表10-1，选择小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度250HBS。大齿轮材料为45钢（正火）齿面硬度210HB
（4） 初选小齿轮齿数,大齿轮齿数=
2按齿面接触疲劳强度设计
由课本式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即

确定公式中各参数的值:
①试选=1.3。
②计算小齿轮传递的转矩。
③由表10-7选取齿轮系数=1。
④由图10-20查得区域系数=2.5。
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。
⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。

=[24]/
=1.711

⑦计算接触疲劳许用应力[]。
由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为,。
由式（10-15）计算应力循环次数：
=60=60=8.29
=2.788
由手册查取接触疲劳寿命系数，取失效概率1%，安全系数1。由公式，

取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，==384MPa
2）试算小齿轮分度圆直径

=mm=69mm
调整小齿轮分度圆直径
3）计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v

② 齿宽b。
b=
2）计算实际载荷系数。
①由表（10-2）查得使用系数。
②根据v=1.3m/s,7级精度，由图（10-8）查得动载系数
③齿轮圆周力=281440/69N=2360.58N,
=12360.58/69N/mm=342N/mm<100N/mm，查表（10-3）的齿间载荷分配系数。
④ 查表（10-4）用插值法查得7级精度，小齿轮相对于支承非对称布置时的齿向载荷分布系数。由此得实际载荷系数为：

⑤ 由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

及相应的齿轮模数=77.75/1.0889mm。
§3-1按齿根弯曲疲劳强度设计
①由课本式（10-7）试算模数，即

确定公式中的各参数值
③ 试选
④ 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。

⑤ 计算
由课本图（10-17）查得齿形系数=2.65，=2.23
由课本图（10-18）查得应力修正系数=1.51、=1.76。
由课本图（10-24c）查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为。
由图（10-22）查得弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88。
取弯曲疲劳安全1系数S=1.4，由式（10-14）得

因为大齿轮的大于小齿轮，所以取
=
2）试算模数
（2）调整齿轮模数
1） 计算实际载荷系数前的数据准备。
① 圆周速度v。

② 齿宽b。
b=
2)宽高比b/h。

b/h=41.259/3.83=10.77
3）计算实际载荷系数。
①根据v=0.777m/s,7级精度，由图（10-8）查得动载系数，=281440/41.259N=3948N,
=13948/41.259N/mm=95.7N/mm<100N/mm，
查表（10-3）的齿间载荷分配系数。
②查表（10-4）用插值法查得，结合b/h=10.77查图（10-13），得。
则载荷系数为：

③ 由（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数1.839mm，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径=69,算出小齿轮齿数
取，则大齿轮齿数,取；与于是由:互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径

(2)计算中心距
a=（）/2=(70+208)/2mm=139mm。
(3)计算齿轮宽度
。
考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10）mm，达到设计所需的要求，即=70+(5-10)mm=75-80mm。取=76mm。而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即=b=70。
5齿根弯曲疲劳强度校核
按前述类似方法，先计算式（10-6）中的各参数。，=81440，=2.65，=1.58, =2.23, =1.76, =0.68, =1,m=2, =35。将它们带入式（10-6），得到
小于许用的应力
小于许用的应力，齿根弯曲疲劳强度满足要求，所以设计合理。
齿轮参数如下表5.3：
表5.3

名称
高速级
低速低
中心距（a）
128
139
模数
1.25
2
齿数
Z1=41 Z2=164
Z1=35 Z2=104
分度圆直径
D1=51 d2=205
d1=70 d2=208
齿顶圆直径

齿根圆直径齿宽

精度等级
IT7
IT7
热处理
正火
调质

第五章各轴设计方案
§5-1中间轴的的结构设计
1已知条件
中间轴的传动功率，转速,高速级大齿轮分度圆直径,小齿轮分度圆直径为，低速级大齿轮分度圆直径,小齿轮分度圆直径为，齿轮宽度,。
2选择轴的材料
中间轴II材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查表选常用的材料用45钢调质处理。
3初算轴直径
,
轴与半联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%到5%，轴段最细处直径为：
。
由于轴承寿命，故取=45mm。
4轴结构设计

（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 开始设计。
(2)轴承的选择与轴段①及轴段⑤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。考虑直齿轮无轴向力，才用深沟球轴承。暂取6009，轴承内径为45mm，外径D=75mm,宽度为16mm，定位轴肩直径=54.2mm,外径定位直径=65.9mm，故=45mm。通常同一根轴上取相同轴承，则=45mm。
（3）轴段②上安装齿轮齿轮3，轴段④上安装齿轮2，为了便于齿轮3和齿轮2的安装应分别略大于和，可初定和=49mm。
齿轮2轮毂宽度范围为（1.2-1.5）=51-60mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等为51mm，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宽相等76mm。其右端采用轴肩定位左端采用套筒固定。为了使套筒能够顶到齿轮断面，轴段②和轴段④的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取。
(4)轴段③ 该段为中间轴上两个齿轮提供定位，其轴肩高度H=（2-3）R，故取其高度为h=（2-3）1.6=3.2-4.8mm，取h=4mm。故=57mm。
齿轮3左端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=10mm，齿轮2与齿轮3的距离初定为=10mm，则减速器的箱体内壁之间的距离齿轮2的右端面与减速器的箱体内壁之间的距离=13.5mm，则轴段③的长度为。
（5）轴段①及轴段⑤的长度：该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需加挡油环，轴承内端面的距离取Δ=12mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段①的长度为：=48.5mm。
轴段⑤的长度为:
=49.5mm。
(6)轴上力的作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈端面距离=8mm,
mm=66.5mm,

5轴的受力分析
（1） 画轴的受力简图，如图5.1所示：
图5.1

（2）计算支承反力：
已知： =794.54N, =289N。
高速级：

低速级：

在水平面上受力如图5.2所示：

图5.2

列平衡方程得：

解之得：=1746N, =1309N。
在垂直面上受力如图5.3所示：

列平衡方程得：

解之得：=593N, =60N。
轴承1的总反力为：

轴承2的总反力为：

（3）画弯矩图
水平弯矩：

画水平弯矩图如图5.4所示：
图5.4

铅垂弯矩：

画出垂直平面弯矩图如图5.5所示:
图5.5

轴承一处合弯矩：
轴承二处合弯矩：

（4）画出合弯矩图如图5.6所示：
图5.6

(5)画出扭矩图如图5.7所示：
图5.7

§5-2高速轴的的结构设计
1高速轴的传动功率，转速,小齿轮分度圆直径，齿轮宽度。
2选择轴的材料
高速轴I材料用45钢，调质处理。
3初算轴直径
查课本表得考虑轴端既承受转矩，有承受弯矩，故取中间值C=120，则：

轴与半联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%到5%，轴段最细处直径为。
取。
4轴结构设计

（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的结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方然后按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2）轴段①上安装半联轴器，此段轴的设计应与半联轴器轮毂轴孔设计同步进行。初定最小直径20mm，半联轴器轮毂的宽度查表，取半联轴器轮毂的宽度为52mm，轴段的长度略小于轮毂的宽度，取=50mm。
（3）密封圈与轴段②
在确定轴段②的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。半联轴器采用轴肩定位，轴肩高度：

轴段②的轴径，该处圆周速为1.507m/s小于3m/s，可选用毡圈油封，选用毡圈30 JB/ZQ 4606-1997，取。
（4）轴承与轴段③及轴段⑦
考虑齿轮轴向力比较小，选用深沟球轴承。轴段③上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为6006，由课本表查得轴承内径d=20mm，外径D=55mm，宽度B=13mm，内圈定位轴肩直径，外圈定位轴肩,在轴上力作用点与外圈大段面的距离,故取轴段③的直径。轴承采用脂润滑，需要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误差，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1—2mm,挡油环轴孔宽度初定为,则。通常同一根轴上取相同轴承，则=45mm。
（5）齿轮与轴段⑥
齿轮轮毂宽度范围为（1.2-1.5）=51-60mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等为58mm，左端采用轴环定位，右端采用套筒固定。由于齿轮的直径比较小，采用实心式取其轮毂宽度与齿宽相等78mm。其右端采用轴肩定位左端采用套筒固定。为了使套筒能够顶到齿轮断面，轴段⑥长度应比相应齿轮的轮毂略短1-2mm，故取。该轴段上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，应略大于，可初定=34mm。由表查出该处键的截面尺寸为=10mm
8mm。轮毂键槽深度为=3.3mm,则该处齿根圆与毂孔槽顶部的距离为：

=2.52=5mm,故该轴段做成键槽齿轮，=34mm，=58mm。
（6）轴段⑤的设计
为了给齿轮轴向固定，同时加工方便，所以轴段⑤需要设置一个轴环以用来固定。该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，查课本表的此处倒角为R=1.6mm,有经验公式的定位轴肩高度=（2-3）R=3.2-4.8mm,取=3mm。轴环宽度,故取轴段⑤。
（7）轴段②的设计
该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承宽度及轴承端 盖等零件有关。轴承座的宽度为,由
表查出下箱体壁厚为：
=7.75mm<8mm,取=8mm，mm<400mm,取轴承旁边的
连接螺栓为M8,则=14mm,=12mm,箱体轴承座宽度
L=[8+14+12+(5-8)]
取L=30mm,为方便半联轴器的螺栓的安装空间，取联轴器的凸缘端面距轴承的端盖的距离为30mm,则=50mm。
(8)轴上力的作用点的间距
轴承反力的作用点距轴承外圈端面距离=6mm,由构想图得出轴的支点及受力点间的距离为：
mm=50+50+6=106mm,

5轴的受力分析
（1）画轴的受力简图如图5.8所示：
图5.8

（2）计算支承反力：
高速级：

在水平面上画受力图如图5.9所示：
图5.9

由平衡方程得：

解之得：=222N, =572.54N。
在垂直面上画受力图如图5.10所示：
图5.10

由平衡方程得：

解之得：=81N, =208N。
轴承1的总反力为：

轴承2的总反力为：

（3）画弯矩图
水平弯矩：

画水平弯矩图如图5.11所示：

图5.11

铅垂弯矩：

画铅垂面弯矩图如图5.12所示：
图5.12

轴承一处合弯矩：
（4）画合弯矩图如图5.13所示：

图5.13

（5）画出转矩图如图5.14所示：
图5.14

6.2低速轴的设计与计算
1低速轴的传动功率，转速,大齿轮分度圆直径，齿轮宽度。
2选择轴的材料
低速轴材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查表选常用的材料用45钢调质处理。
3初算轴直径
查课本表得考虑轴端既承受转矩，有承受弯矩，故取中间值C=120，则：

轴与半联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%到5%，轴段最细处直径为。
取。
4轴结构设计

(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的结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方然后按轴上零件的安装顺序，从轴的最小轴径处开始设计。
(2)联轴器及轴段①
轴段①上安装半联轴器，此段轴的设计应与半联轴器轮毂轴孔设计同步进行。初定最小直径32mm，半联轴器轮毂的宽度查表，取半联轴器轮毂的宽度为60mm，轴段的长度略小于轮毂的宽度，取=58mm。
(3)密封圈与轴段②
在确定轴段②的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。半联轴器采用轴肩定位，轴肩高度：

轴段②的轴径，该处圆周速为1.507m/s小于3m/s，可选用毡圈油封，选用毡圈30 JB/ZQ 4606-1997，取。
(4)轴承与轴段③及轴段⑦
考虑齿轮轴向力比较小，选用深沟球轴承。轴段③上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为6008，由课本表查得轴承内径d=40mm，外径D=68mm，宽度B=16mm，内圈定位轴肩直径，外圈定位轴肩,在轴上力作用点与外圈大段面的距离,故取轴段③的直径。轴承采用脂润滑，需要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误差，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1—2mm,挡油环轴孔宽度初定为,则。通常同一根轴上取相同轴承，则=40mm。
(5)齿轮与轴段⑥
齿轮轮毂宽度：取其轮毂宽度与齿轮宽度相等为70mm，
端采用轴环定位，右端采用套筒固定。由于齿轮的直径比较小，采用实心式取其轮毂宽度与齿宽相等70mm。其右端采用轴肩定位左端采用套筒固定。为了使套筒能够顶到齿轮断面，轴段⑥长度应比相应齿轮的轮毂略短1-2mm，故取。该轴段上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，应略大于，可初定=45mm。由表查出该处键的截面尺寸为=14mm9mm。轮毂键槽深度为=5.5mm,则该处齿根圆与毂孔槽顶部的距离大于2.5,故该轴段做成键槽齿轮，=45mm，=70mm。
(6)轴段⑤的设计
为了给齿轮轴向固定，同时加工方便，所以轴段⑤需要设置一轴环以用来固定。该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，查课本表的此处倒角为R=1.6mm,有经验公式的定位轴肩高度=（2-3）R=3.2-4.8mm,取=4mm。轴段直径=53mm，轴环宽度 ,故取轴段⑤。
(7)轴段②的设计
该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为,由表
出下箱体壁厚为：

=7.75mm<8mm,取=8mm，mm<400mm,取轴承旁边的
连接螺栓为M8,则=14mm,=12mm,箱体轴承座宽度
L=[8+14+12+(5-8)]
取L=30mm,为方便半联轴器的螺栓的安装空间，取联轴器的凸缘端面距轴承的端盖的距离为30mm,则=50mm。
(8)轴上力的作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈端面离=6mm,由构想图得出轴的支点及受力点间的距离为：
mm=86.5mm,

6轴的受力分析
（1）画轴的受力简图如图 5.15所示：
图5.15

（2）计算支承反力：
低速级：

在水平面上画受力图如图5.16所示：
图5.16

由平衡方程得：

解之得：=1574N, =686N。
在垂直面上画受力图如图5.17所示:
图5.17

由平衡方程得：

解之得：=572N, =250N。
轴承1的总反力为：

轴承2的总反力为：

（3）画弯矩图
水平弯矩：

画水平弯矩图如图5.18所示：
图5.18

铅垂弯矩：

画垂直弯矩图如图5.19所示：
图5.19

轴承一处合弯矩：

（4）画合弯矩图如图5.20所示：
图5.20

（5）画出扭矩图如图5.21所示：
图5.21

第六章 轴的强度校核
§6-1中间轴的校核
校核轴的强度
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）的强度。由于低速级齿轮的弯矩大于高速级齿轮的弯矩，所以按低速级齿轮处为危险截面校核。根据课本公式（15-5）及上表中的数据，以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，轴的计算应力：
由于低速级齿轮的弯矩大于高速级齿轮的弯矩，所以按低速级齿轮处为危险截面校核：
抗弯截面系数：弯曲应力：

抗扭截面系数： 剪切应力：

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转抽按脉动循环理，故取折合系数，，查课本表（15-1）得到40钢，调质处理，的许用弯曲应力强度满足要求。
§6-2高速轴的校核
7校核轴的强度
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）的强度。由于低速级齿轮的弯矩大于高速级齿轮的弯矩，所以按低速级齿轮处为危险截面校核。根据课本公式（15-5）及上表中的数据，以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，轴的计算应力：
由于低速级齿轮的弯矩大于高速级齿轮的弯矩，所以按低速级齿轮处为危险截面校核：
抗弯截面系数：
弯曲应力：

抗扭截面系数：
剪切应力：

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转抽按脉动循环处理，故取折合系数，，查课本表（15-1）得到40钢，调质处理，的许用弯曲应力，强度满足要求。
§6-3低速轴的校核
1校核轴的强度
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）的强度。由于低速级齿轮的弯矩大于高速级齿轮的弯矩，所以按低速级齿轮处为危险截面校核。根据课本公式（15-5）及上表中的数据，以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，轴的计算应力：
由于低速级齿轮的弯矩大于高速级齿轮的弯矩，所以按低速级齿轮处为危险截面校核：
抗弯截面系数：弯曲应力

抗扭截面系数：剪切应力：

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转抽按脉动循环处理，故取折合系数，，查课本表（15-1）得到40钢，调质处理，的许用弯曲应力，强度满足要求。
8精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
截面A、Ⅱ、Ⅲ、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所应起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但是由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ、B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ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），而且这里轴的直径最大，故截面C不比校核。截面Ⅳ和Ⅴ显然更不必校核。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Ⅴ的左右两侧即可。
（2）截面Ⅴ左侧
抗弯截面系数：
W=0.1
抗扭截面系数：

截面Ⅴ左侧的弯矩：

截面Ⅴ上的扭矩：

截面上的弯曲应力：

截面上的扭转切应力：

轴的材料为45钢，调质处理。由课本表（15-1）查得,。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、,经插值后可得
=2.01，=1.31
又由附图（3-1）可得轴的材料的敏性系数为
,
故有效应力集中系数按式（附3-4）为

由附图(3-2)的尺寸系数；由附图（3-3）得扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由附图（3-4）的表面质量系数为：

轴未经表面强化处理，即,则按式（3-12）及式（3-14b）得综合系数为：

又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数为：
,取=0.1
,取=0.05
于是，计算安全系数值，按式（15-6）-（15-8）则得：

>>S=1.5
故可知其安全。
（3）截面Ⅴ右侧
抗弯截面系数：
W=0.1
抗扭截面系数：

截面Ⅴ左侧的弯矩：

截面Ⅴ上的扭矩

截面上的弯曲应力：

截面上的扭转切应力：

过盈配合处的,由附表（3-8）用插值法求出，并取,于是的，
轴按磨削加工，由附图（3-4）的表面质量系数为：

轴未经表面强化处理，即,则按式（3-12）及式（3-14b）得综合系数为：

又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数为：
,取=0.1
,取=0.05
于是，轴在截面Ⅴ右侧安全系数值为：

>S=1.5
故该轴在截面Ⅴ右侧的强度也是足够的，可知其安全。

第七章 滚动轴承寿命计算
§7-1中间轴的寿命计算
校核轴承寿命
(1)求比值:

根据课本表（13-5），深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时

(2)初步计算当量动载荷P，根据课本公式（13-8a）

按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1。
按照表（13-5），X=1，则
=1844N。
（3）根据式（13-6），求轴承应有的基本额定动载荷值
=68379h>38400h ,故 合格。
§7-2高速轴的寿命计算
9校核轴承寿命

（1）求比值

根据课本表（13-5），深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时

(2)初步计算当量动载荷P，根据课本公式（13-8a）

按照表（13-6），=1.0-1.2，取=1.2。
按照表（13-5），X=1，则
=731N。
（3）根据式（13-6），求轴承应有的基本额定动载荷值
=68148h>38400h，合格。

§7-3低速轴的寿命计算
9校核轴承寿命

（1）求比值

根据课本表（13-5），深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时

(2)初步计算当量动载荷P，根据课本公式（13-8a）

按