二级减速器课程设计二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器的设计.docx

二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器的设计
每日三班制工作，工作期限为7年。
已知条件：输送带带轮直径d=320mm,输送带运行速度v=0.628m/s,转矩.
一、传动装置的总体设计
1.1传动方案的确定

1.2电动机的选择
计算项目
计算及说明
计算结果
1、选择电动机的类型
根据用途选用Y系列三相异步电动机

2、选择电动机的功率
输送带所需拉力为

输送带所需功率为

查表2-1，取v带传动效率=0.96，
一对轴承传动效率=0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率=0.97，联轴器传动效率=0.99，则电动机到工作间的总效率为

=
电机所需工作效率为
根据表8-2选取电动机的额定功率

3、确定电动机的转速
输送带带轮的工作转速为

由表2-2知v带传动比,二级圆柱齿轮减
器传动比,则传动比的范围为

电机的转速范围为

由表8-2可知，符合这一要求的同步电动机由转速有1000r/min、1500r/min和3000r/min，考虑3000r/min的电动机转速太高，而1000r/min的电动机体积大且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1420r/min，型号为Y100L2-4

1.3传动比的计算与分配
计算项目
计算及说明
计算结果
1、总传动比

2、分配传动比
根据传动比范围，取带传动比，减速传动比为

高级传动比为

1.4传动装置运动、动力参数的计算
计算项目
计算及说明
计算结果

1、 各轴转速

电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为

2、各轴输入功率

按电动机额定功率计算各轴输入功率，即

计算项目
计算及说明
计算结果
3、各轴转矩

二、传动件的设计计算
2.1带传动的设计
计算项目
计算及说明
计算结果
1、确定计算功率

由于是带式输送机，每天工作三班，查《机械设计》（V带设计部分未作说明皆查此书）表8-6得， 工作情况系数

2、选择V带的带型

由、 由图8-2选用A型V带

A型V带

3、确定带轮的基准直径并验算带速
①初选小带轮的基准直径。由表8-7和表8-8，取小带轮的基准直径
②验算带速
,故带速合适。
③计算大带轮的基准直径

根据表8-7，圆整为

计算项目
计算及说明
计算结果
4、确定V带的中心距a和基准长度
①根据，初步确定中心距为
为使结构紧凑，取偏低值，
②计算带所需的基准长度
由表8-2选带的基准长度
③计算实际中心距a。

5、验算小带轮上的包角

6、确定带的根数

① 计算单根V带的额定功率
由和，查表8-9得
根据，i=2.5和A型带，
查表8-12得
查表8-8得
查表8-10得
查表8-11得
则可得

计算项目
计算及说明
计算结果
6、确定带的根数

② 计算V带的根数z。

取Z=3

7、计算初拉力

由表8-3得A型带的单位长度质量m=0.1kg/m，所以

8、计算作用在轴上的压力Q

9、带轮结构设计

 小带轮结构
采用实心式，由表8-14查的电动机轴径 D0=28mm
由表8-15查得

轮毂宽：

其最终宽度结合安装带轮的轴段确定
轮缘宽：

‚大带轮结构
采用轮辐式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与中的结构设计同步进行

2.2高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
计算项目
计算及说明
计算结果
1、选择材料、热处理方式和公差等级

考虑都带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮 调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度.平均硬度.,在之间。选用8级精度

45钢
小齿轮调质处理
大齿轮正火处理
8级精度
2、初步计算传动的主要尺寸

因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其计算设计公式
即

确定公式内各计算数值
a) 试选载荷系数
b) 初选螺旋角β=12˚由图9-2选取区域系数
c) 齿数比
d) 初选则取，则端面重合度

轴向重合度为

e) 小齿轮传递的传矩
f) 由表8-18选取齿宽系数

计算项目
计算及说明
计算结果
2、初步计算传动的主要尺寸

g) 由表8-19查得材料弹性影响系数
h)许用接触应力课用下式计算

由图8-4e、a按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限
i)小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：

j)由图8-5查得接触疲劳寿命系数

k)计算接触疲劳许用应力：
由表8-20取安全系数，得

l)试算小齿轮分度圆直径

a) 计算载荷系数
由表8-21查得使用系数。
因为

计算项目
计算及说明
计算结果

b) 对进行修正
因为K与K有较大差异，故需对Kt计算出的进行修正，即

c) 确定模数

按表8-23，取
d) 计算传动尺寸
中心距为

圆整为，则螺旋角为

因β值与初选值相差较大，故与β有关的参数进行需修正
由图9-2查得节点区域系数
端面重合度为

计算项目
计算及说明
计算结果

轴向重合度

由8-3查得重合度系数
由图11-2查得螺旋角系数

按表8-23取
中心距为

圆整为，则螺旋角为

修正完毕，故

计算项目
计算及说明
计算结果

(4)校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为

a)
b) 齿宽b=b2=65mm
c) 齿形系数和应力修正系数。当量齿数为

由图8-8查得;由图8-9查得
d) 由图8-10查得重合度系数
e) 由图11-3查得螺旋角系数
f) 许用弯曲应力为

计算项目
计算及说明
计算结果
(4)校核齿根弯曲疲劳强度
由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应为
由图8-11查得寿命系数
由表8-20查得安全系数

满足齿根弯曲疲劳强度
(5)计算齿轮传动其他几何尺寸

①端面模数

②齿顶高

③齿根高

④全齿高

⑤顶隙

计算项目
计算及说明
计算结果
(5)计算齿轮传动其他几何尺寸

⑥齿顶圆直径为

⑦齿根圆直径

2.3低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
计算项目
计算及说明
计算结果
（1）选择材料、热处理方式和公差等级

由于低速级传递的转矩大，故齿轮副相应的材料硬度要大于高速级的材料。故大、小齿轮分别选用45钢和40Cr，均调制处理，由表8-17得齿面硬度。平均硬度，
基本符合要求。选用8级精度
大齿轮45钢
小齿轮40Cr
小齿轮调质处理
大齿轮调质处
理
8级精度
（2）初步计算传动的主要尺寸

因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其计算设计公式
即

确定公式内各计算数值
a) 试选载荷系数
b) 初选螺旋角β=12˚由图9-2选取区域系数
c) 齿数比
d) 初选则取，则端面重合度

计算项目
计算及说明
计算结果
（2）初步计算传动的主要尺寸

轴向重合度为

h) 小齿轮传递的传矩
i) 由表8-18选取齿宽系数
j) 由表8-19查得材料弹性影响系数
h)许用接触应力可用下式计算

i)由图8-4e、a按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限
j)由式10-13计算应力循环次数：
k)由图8-5查得接触疲劳寿命系数

l)计算接触疲劳许用应力：
由表8-20取安全系数，得

计算项目
计算及说明
计算结果
（2）初步计算传动的主要尺寸

a) 计算载荷系数
由表8-21查得使用系数。
因为
b) 对进行修正
因为K与K有较大差异，故需对Kt计算出的进行修正，即

计算项目
计算及说明
计算结果

c) 确定模数

按表8-23，取
d) 计算传动尺寸
中心距为

圆整为，则螺旋角为

因β值与初选值相差较大，故与β有关的参数需修正
故
由图9-2查得节点区域系数
端面重合度为

轴向重合度

由8-3查得重合度系数
由图11-2查得螺旋角系数

计算项目
计算及说明
计算结果

按表8-23取
中心距为

圆整为，则螺旋角为

修正完毕，故

计算项目
计算及说明
计算结果
（4）校核齿根弯曲疲劳强度

齿根弯曲疲劳强度条件为

a)
b) 齿宽b=b2=75mm
c) 齿形系数和应力修正系数。当量齿数为

由图8-8查得;由图8-9查得
d) 由图8-10查得重合度系数
e) 由图11-3查得螺旋角系数
f) 许用弯曲应力为

由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应为
由图8-11查得寿命系数
由表8-20查得安全系数

计算项目
计算及说明
计算结果
（4）校核齿根弯曲疲劳强度

满足齿根弯曲疲劳强度
(5)计算齿轮传动其他几何尺寸

①端面模数

②齿顶高

③齿根高

④全齿高

⑤顶隙

⑥齿顶圆直径为

⑦齿根圆直径

三、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算
齿轮上作用力的计算
计算项目
计算及说明
计算结果
⑴高速级齿轮传动的作用力
①已知条件 高速轴传递的转矩，转速为

计算项目
计算及说明
计算结果
⑴高速级齿轮传动的作用力
高速级齿轮的螺旋角，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮左旋，分度圆直径为
②齿轮1的作用力

其方向与力作用点圆周速度方向相反
径向力为

其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心
轴向力为

其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并使四指 的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向
法向力为

③齿轮2的作用力
从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的各力大小相等，方向相 反

⑵低速级齿轮传动的作用力

①已知条件
中间轴传递的转矩，转速为，低级齿轮的螺旋角，为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力相互抵消一部分，低速小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为
②齿轮3的作用力 圆周力为

其方向与力作用点圆周速度方向相反
径向力为

计算项目
计算及说明
计算结果
⑵低速级齿轮传动的作用力

其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心
轴向力为

其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮3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的方向
法向力为

③齿轮4的作用力
从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的各力大小相等，方向相反

四、 轴的设计计算
4.1高速轴的设计与计算
计算项目
计算及说明
计算结果
1.已知条件
高速轴传递的功率,转速，小齿轮分度圆直径，齿轮宽度

2.选择材料
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选用常用的材料45钢，调制处理
45钢，调质处理
3.初算轴径
查表9-8得，考虑轴端既承受转矩，也承受弯矩，故取中间值，则

轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大，轴端最细处直径

4.结构设计
轴的构想如图（1）所示
a、轴承部件的设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用

计算项目
计算及说明
计算结果
4.结构设计
剖分时结构。该减速器的机体采用剖分时结构。该减速器发热小、轴 不长，故轴承采用两端固定的方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计
b、轴段①的设计
轴端①上安装带轮，此段设计与带轮轮毂孔的设计同步进行。初定轴端①的轴径 ，带轮轮毂的宽度为，结合带轮结构，取带轮轮毂的宽度，则轴端①的长度略小于毂空宽度，取
c、密封圈与轴段②的设计
在确定轴端②的轴径时，应同时考虑带轮的轴向固定级密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度。轴段②的轴径，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可用毡圈油封，查表8-27，选取毡圈,则。
d、轴承与轴段③和轴段⑥的设计
考虑齿轮有轴向力存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。轴段③上安装轴承，其直径应既便于安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为30207，由表9-9得轴承内径，外径，宽度，内圈定位直径，外圈定位直径，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故。该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要档油环。为补偿箱体铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面距箱体内壁距离取。
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则，同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用油润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，可是轴承内圈圆断面与轴承座端面共面，故可取

计算项目
计算及说明
计算结果
4.结构的设计
e、齿轮与轴段④的设计
该轴段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定。齿轮分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度为，为保证套筒能够顶到
齿轮左端面，该处轴径长度应比齿轮宽度略短，取
f、轴段⑤的设计
齿轮右侧采用轴间定位，定位轴肩的高度
取，则轴肩直径，取，该轴段也可提供右侧轴承的轴向定位。齿轮左端面与箱体内壁距离，以及齿轮右端面与右轴承左端面的距离均取为，则箱体内壁与高速轴承座端面的距离
g、轴段②和轴段③的长度
轴段②的长度除于轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的厚度，由表4-1可知，下箱座壁厚
取，取轴承旁连接螺栓为M12，则箱体轴承座宽度，取，可取箱体凸缘连接螺栓为M10，地脚螺栓为，则有轴承端盖连接螺钉为，取为M8，由表8-30，轴承端盖凸缘厚度取为 Bd=10mm；端盖与轴承座间的调整垫片厚度取为；端盖连接螺钉查表8-29，取为螺栓；

计算项目
计算及说明
计算结果

为在不拆卸带轮的条件下，可以拆装轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离，带轮采用轮辐式，螺钉的拆装空间足够。则有

轴段③的长度为
h、轴上力的作用点间距
轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离，则由图13-5a可得轴的支点及受力点间的距离为

5.键连接
带轮与轴段①间采用A型普通平键连接，查表8-31选其型号为键-1990，齿轮与轴段④间采用A型普通平键连接，查表8-31选其型号为键

6. 轴的受力分析

①画轴的受力简图 轴的受力简图如图（2）、b所示
②计算支承反力
在水平面上为

计算项目
计算及说明
计算结果
6.轴的受力分析
式中负号表示与图中所画的方向相反
在垂直平面上为

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

③画弯矩图
弯矩图如图（2）c、d、e所示
在水平面上，a-a剖面为
b-b剖面右侧为

b-b剖面左侧为

在垂直平面为

合成弯矩，剖面左侧

剖面左侧为

剖面右侧为

计算项目
计算及说明
计算结果
6.轴的受力分析

（4）画转矩图 如图（2）、f所示，

7.校核轴的强度
而剖面弯矩较大，也作用弯矩，且有键槽，故
剖面为危险剖面。
其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

弯曲应力为

扭剪应力为

按弯扭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，取折合系数，则 当量应力为

由表8-26查得45号钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用应力，，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

计算项目
计算及说明
计算结果
8.校核键连接的强度

齿轮处键连接的挤压应力为

键、轴和带轮的材料都选为钢，由表8-33查得，，强度满足要求

键连接强度足够
9.校核轴承寿命
（1）计算轴承的轴向力 由9-9查得30207轴承的C=54200N，，e=0.37,Y=1.6。由表9-10查得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

外部轴向力A=347.80N，则

则两轴承的轴向力分别为

（2）计算当量动载荷 由

则轴承1的当量动载荷为

因
则轴承2的当量动载荷为

（4）校核轴承寿命 因，故只需校核轴承1

计算项目
计算及说明
计算结果
9.校核轴承寿命
的寿命，。轴承在以下工作，查表8-34得，查表8-35中得，轴承1的寿命为

减速器预期寿命为

，故轴承寿命足够

轴承寿命满足要求

（1）高速轴的结构构想图

4.2低速轴的设计
计算项目
计算及说明
计算结果
1.已知条件
低速轴传递的功率，转速，齿轮分度圆直径，齿轮宽度

2.选择轴的材料
因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查表8-26选常用的材料45钢，调质处理
45钢，调质处理
3.初算轴径
查表9-8得，考虑轴端承受转矩，故取较小值，则

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

4.结构的设计
轴的结构构想如图（3）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，从最小轴径处开始设计
（2）联轴器及轴段① 轴段①上安装联轴器，此段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，则计算转矩

由表8-38查得GB/T 5014-2003中的LX3型联轴器复合要求：公称转矩为，许用转速为，轴孔范围为。考虑，取联轴器毂孔直径为45mm，轴孔长度为，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX3 GB/T 5014-2003，相应的轴段①的直径，其长度略小于毂孔宽度，取
(3)密封圈与轴段② 在确定轴段②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。轴段②的轴径，其最终由密封圈确

计算项目
计算及说明
计算结果
4.结构设计
定。该处轴的圆周速度小于2.5m/s，可选用毡圈油封，选毡圈查表8-27选取55 JB/ZQ 4606—1997，则
（4）轴承与轴段③及轴段⑥ 考虑齿轮有轴向力较大，接有较大的轴向力和径向力，应选用圆锥滚子轴承。轴段③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。现暂取轴承30212，由中表9-9得轴承内径，外径mm，内圈宽度mm，总宽度T=23.75mm，内圈定位轴肩直径mm，外圈定位内径，轴上定位端面圆角半径最大为mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故。该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,轴承采用脂润滑，需要挡油环，为补偿箱体内壁铸造误差和安装挡油环，承轴靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离取
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则。同轴式减速器该处轴承座完全处与箱体内部，该处轴承采用油润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮去，可使轴承内圈面与轴承端面共面，故可取。该处轴承与高速轴右端轴承共用一个轴承座，两轴承相临端面间距离取为6.5mm，满足安放拆卸轴承工具的空间要求，则轴承座宽度等于两轴承的总宽度与其端面间距的和
即
⑸齿轮与轴段④的设计 该轴段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定齿轮4轮毂的宽度范围为，取其轮毂宽度为，其左端面与齿轮左侧轮缘处于同一平面内，采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段④的长度应比齿轮4的轮毂略短，故取
⑹轴段⑤的设计 齿轮左侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度为

计算项目
计算及说明
计算结果
4.结构设计
取，则轴肩直径，齿轮左端面与轮毂右端面距箱体内壁距离均取为，则箱体内壁与
低速轴左侧轴承座端面的距离

取，该轴段也可提供轴承的轴向定位
7）轴段②与轴段③的长度 轴段②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。为在不拆联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖的连接螺栓，取联轴器毂端面与轴承端盖表面距离，则有

轴段③的长度为

（8） 轴上力作用点间距 轴承反力的作用点距轴承外圆大端面的距离 ，则由图13-7可得轴的支点及受力点间的距离为

计算项目
计算及说明
计算结果
5.键链接
联轴器与轴段①及齿轮与轴段④间均采用A型普通平键连接，查表8-31得键的型号分别为键14×70 GB/T 1096-1990 和键18×70GB/T 1096-1990

6.轴的受力分析
（1）画轴的受力简图，轴受力简图如图（4）b所示
（2）计算支撑反力
在水平面内

在垂直面上

轴承1的总支撑反力为：

轴承2总支撑反力为：

（3）画弯矩图
弯矩图如图（4）c,d和e所示
在水平面上，a-a剖面图左侧为

计算项目
计算及说明
计算结果
6.轴的受力分析
a-a剖面右侧为

在垂直面上，a-a剖面为

合成弯矩，在a-a剖面左侧为

a-a剖面右侧为

（4）画转矩图
转矩图如图（4）f,

7.校核轴的强度
因a-a剖面右侧弯矩大，且有转矩，其轴径较小，故a-a截面为危险剖面。
其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

弯曲应力为

计算项目
计算及说明
计算结果
7.校核轴的强度
扭剪应力为

按弯扭合成强度进行计算校核，对于单向转动的轴承，转矩按脉动循环处理，故折合系数，则当量应力为

由表8-26可查得45钢调质处理抗拉强度极限
，由表8-32可查得轴的许用弯曲应力，，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4处键连接的挤压应力为

轴联器处处键连接的挤压应力为

取键、轴、齿轮及联轴器的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够

键连接强度满足要求
9、校核轴承寿命

（1）计算轴承的轴向力 由表9-9查得30212的C=102000N，，e=0.4,Y=1.5。由表9-10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

计算项目
计算及说明
计算结果
9、校核轴承寿命

外部轴向力A=1300.16N，则

则两轴承的轴向力分别为

（2） 计算当量动载荷 因为，故只需校核轴承2，因
当量动载荷为

（3）校核轴承寿命 轴承在以下工作，查表8-34中得，查得表8-35载荷系数
轴承2的寿命为

，故轴承寿命足够

轴承寿命足够
（3）低速轴的结构构想图

图4、低速轴的结构与受力分析

4.3中间轴的设计计算
计算项目
计算及说明
计算结果
1、已知条件
中间轴传递功率为转速
，小齿轮分度圆直径，齿轮宽 度

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选用常用的材料45钢，调制处理
45钢，调质处理
3、初算轴径
查表9-8得，考虑轴端既承受转矩，也承受弯矩，故取中间值，则  

4、结构设计
轴的构想如图（5）所示
轴的结构构想如图
⑴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，从处开始设计
（2） 轴段和轴段①和轴段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。考虑齿轮油轴向力存在，且圆周力与径向力均较大，选用圆锥滚子轴承。轴段①和⑤上安装轴承，其直径应即便于轴承安装，又符合轴承内径系列。暂取轴承30208经过验算不满足设计要求，改变直径系列选30207设计计算，由表9-9得轴承内径，外径，内圈宽度，轴承总宽度，内圈定位轴径，外圈定位直径，轴承内圈对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则
（3） 齿轮轴段②和轴段④的设计
轴段②上安装齿轮2，轴段④上安装齿轮3.为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定。查表8-31知该

计算项目
计算及说明
计算结果
4、结构设计
处键的截面尺寸为，轮毂键槽深度，齿轮3上齿根圆与键槽顶面的距离。
故齿轮3设计成齿轮轴，材料为调制处理。
齿轮2右端采用轴肩定位，左端采用轴筒固定，齿轮2轮毂的宽度范围，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段②的长度应比相应齿轮的轮毂略短，因，故取
（4） 轴段③的设计 该段为齿轮2提供定位，其轴肩高度范围为，取高度为，故齿轮3右端面距离箱体内壁距离取为，齿轮 2的左端面距离箱体内壁的距离为

高速轴右侧的轴承与低速轴左侧的轴承共用一个轴承座，其宽度为，则箱体内壁宽度为

则轴段③的长度为

⑸轴段①及轴段⑤的长度 轴承采用脂润滑，轴承内端面距箱体内壁的距离取为，则轴段①的长度为

计算项目
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计算结果
4、结构设计
轴段⑤的长度为
⑹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=21mm，则由图13-10可得轴的支点及受力点间的距离为

5、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12×56 GB/T 1096-1990 和键16×80GB/T 1096-1990

6、轴的受力分析
1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图(6)a所示
2）计算轴承支承反力 在水平面上为

在垂直平面上为

计算项目
计算及说明
计算结果
6.轴的受力分析

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

3） 画弯矩图 弯矩图如图（6）b、c、d所示
在水平面上，a-a剖面图左侧为

a-a剖面右侧为

b-b剖面右侧为

b-b剖面左侧为

在垂直面上为

计算项目
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计算结果
6.轴的受力分析

合成弯矩，a-a剖面的左侧为

a-a剖面右侧为

b-b剖面左侧为

b-b剖面右侧为

4)画转矩图 转矩图如图（6）e所示，

7.校核轴的强度
因b-b剖面左侧弯矩大，且作用有转矩，故b-b剖面左侧为危险剖面。
B-b剖面的抗弯截面系数为

试中为齿轮3的分度圆直径
抗扭截面系数为

弯曲应力为

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计算结果
7.校核轴的强度

扭剪应力为

按弯扭合成强度进行计算校核，对于单向转动的轴承，转矩按脉动循环处理，故折合系数，则当量应力为

由表8-26可查得45Cr调质处理抗拉强度极限
，由表8-32可查得轴的许用弯曲应力，，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

取键、轴和联轴器的材料都选为钢，由表8-33查得，，强度满足要求

键连接强度足够
9.校核轴承寿命
（1）计算轴承的轴向力 由表9-9查得30207的C=54200N，，e=0.37,Y=1.6。由表9-10查得30207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

（2）外部轴向力A=952.36N，则

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计算结果
9.校核轴承寿命
则两轴承的轴向力分别为

计算当量动载荷 由
故则轴承1的当量动载荷为

因为 ，轴承2的当量动载荷为

（4）校核轴承寿命 因为轴承在以下工作，查表8-34中得，查得表8-35载荷系数
轴承2的寿命为

，故轴承寿命足够

轴承寿命足够
图5.中间轴的结构构想

图6.中间轴的结构与受理分析

五、减速器装配草图的设计
5.1合理布置图面
该减速器的装配图可以绘在一张图纸上，在图纸上绘制装配图。根据图纸幅面大小与减速器两级齿轮传动的中心距。
5.2箱体内壁
在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面，如下图所示。