课程设计-二级圆柱齿轮减速器设计终极版

漱州早吃

CHUZHOUUNIVERSITY

汽车设计课程设计说明书

题目二级圆柱齿轮减速器设计

姓名____________________

学号

专业汽车效劳工程

指导教师___________________

2017年7月6日

目录

I.条件...................................................................................4

1.1设计题目........................................................................4

L2传动方案确实定...................................................................4

1.3电动机的选择.....................................................................4

2.主要参数的计算........................................................................6

2.1确定总传动比和分配各级传动比....................................................6

2.2计算传动装置的运动和动力参数....................................................6

3.齿轮的计算............................................................................7

3.1减速器外传动件设计...............................................................7

3.2减速器内传动设计................................................................10

4.轴的设计计算.........................................................................20

4.1高速轴的设计....................................................................20

4.2低速轴的设计...................................................................26

4.3中间轴的设计....................................................................31

5.箱体结构的设计.......................................................................37

5.1减速器机体结构尺寸..............................................................37

5.2附件的设计与选择...............................................................38

6.润滑密封设计.........................................................................38

7.参考文献.............................................................................39

任务书

设计名称：二级圆柱齿轮减速器

小组成员：王田野、王成梁、王旭、王涛指导教师:时晓杰

起止时间：自2017年6月26日起至2017年7月10日止

一、课程设计参考数据

1、输送带带轮直径400mm

输送带运行速度lm/s

输送带所需牵引力1600kn

单班制工作

二、课程设计任务和根本要求

设计任务：

1）查阅相关资料，选定二级减速器，对减速器总体方案设计。

2）对二级减速器进行必要的设计计算。

3）绘制二级减速器的零件图和装配图。

4）完成9千字左右的设计说明书。

根本要求：

1）确定二级减速器是对称直齿同轴。

2）二级减速器输送带轴所需牵引力为1600kno

3〕原动机为电动机。

输送带所需功率为

Fv1600x1

Pw==1.6KW

10001000

查《减速器设计实例精解》取V带传动效率77=0.96,一对粕承效率〃=099,斜齿圆柱齿轮传动效率

T]=0.97,联轴器效率77=0.99,那么电动机到工作机间的总效率为

如=〃带〃标底轮〃联轴㈱=0.96x0.99,：<0.97、x0.99=0.859

电动机所需工作功率为

=Pw=L6

"晟_0.859=1.86hv

根据表选取电动机的额定功率ped=2.2hv

T=320N・m

Pw=\.6KW

"总=0.859

pea=2.2kw

⑶确定电动机的转速

输送带带轮的工作转速为

1000x60v1000x60x1

llw=---------------=-----------=---4--7--.-77厂/min

nd兀x400

由《减速器设计实例精解》知V带传动传动比加=2〜4,,两级圆柱齿轮减速器传动比讪=8~4(),

那么总传动比范围为

涵=力力齿=(2~4)x(8〜40)=16~160、

电动机的转速范围为

指=〃/总=47.77/7〃〃力乂(16~160)=764~7643r/"7,7?由《减速器设计实例精解》可知，符合这一要求

的电动机同步转速有三种：1500r/min/000r/min,750r/min,考虑3OOOi7min的电动机转速太高，而1000r/min

的电动机体枳大且贵，应选用转速为l500i7min的电动机进行试算，其满载转速为1420r/m:n,型号为

Y100L1-4型电动机。

n>t=47.77/7min

m=1420r/min型号为Y100L1-4型电动机

2.主要参数的计算

2.1确定总传动比和分配各级传动比

⑴总传动比

，总=会鬻=29,73

z=29.73

(2)分配传动比

根据传动范围，取带传动的传动比诵二2.5减速器传动比为

9*9

高级传动比

Z,=V?=ViT9=3.45=Z2

刖=2.5

/=11.9

/I=Z2=3.45

2.2计算传动装置的运动和动力参数

⑴各轴转速

n<>1420

m=-==568r/rnin

油

n\568.,...

fn=—=------=164.o4r/nun

/i3.45

ni_164.64

r/min=47.72r/min

77~3.45

m=47.72r/min

⑵各轴功率

Pi=2中t=1.86x0.96=1.79"，

p2=pin,_2=轴承n齿=1,79X().99X0.97=1.72%卬

Pi=P2rl2-3=。2年由承rj汾=1.72x0.99x0.97=1.65kw

Pw=P3rp-“二尸3月的农”联=1.65x0.99x0.99=1.62kw

⑶各轴转矩

tJ()1.86sc,

To=9550—=9550x-------=12.5N•m

1420

P\179

△=9550二:=9550x-—=30.10/V*/n

n\568

P，177

72=9550—=9550x上‘一二99.77N

m164.64

^-=330.2IN•加

73=9550—=9550x

〃347.72

1八,

凡leOZ

0=9550—=9550x—一Q74・/oun/Av7・•nmi

llw47.72

3.齿轮的计算

3.1减速器外传动件设计

⑴确定设计功率

Pd=KAPO

Ftl《减速器设计实例精解》选择工作情况系数心二12,那么

氏=1.2x1.86=2.23AW

^=1.2

pd=2.23旅

⑵选择带型

根据《减速器设计实例精解》，”4'々选择A型V带

选择A型V带

⑶确定带轮基准直径

根据《减速器设计实例精解》，可选小带轮直径为d=100mm,那么大带轮直径为

di2=i带dm=2.5x1OOmni=250〃2m

根据《减速器设计实例精解》，取4/2=25°〃"77.其传动比谩差AivS%,故可用

d(n=100mm

a"?=250mm

(4)验算带的速度

7tdd\n^

=7.43m/s<Vmcx=25m/s

60x1000

带速符合要求

⑸确定中心距和V带长度

根据：

0.7(曲1+而2)<2cio<2(面1+而2)

初步确定中心距为0.7x(100+250)mm=245〃"〃<々><2x(100+250)〃〃〃=7OO//7//Z

为使结构紧凑，取偏低值，&=350mm

V带计算基准长度为

_,_7t....(d<i2—d<n)2

Ldx2a«H—(0/1+ddi)4----------

24a,

=1265.57ww

由《减速器设计实例精解》，选V带基准长度乙/二1250/7〃〃那么实际中心距为、

Ld-Ldu”1250-1265.57“r”

a=a>+-------=5(X)//z//zH--------------=342.22〃"九

2

“0=342.22

L,=125()/〃/〃

(6)计算小带轮包角

«>=180°-X57.3°=180°-355-14QX57.3°=154.36°>120°

2499.87

«=154.36°>120°合格

确定V带根数

V带根数可用卜.式计算

Pd

z=

(PLAPQKAKL

由《减速器设计实例精解》表8-9查取单根V带所能提供的传递功率为P。=1.31kw

APo=Khn\(1——

IKJ

由《减速器设计实例精解》表8-10查得K,=0.7725x10-3,由《减速器设计实例精解》表8-11查得

K=1.137,那么△Po=0.7725xl0-3x]420x(l—廿=0.13次卬由《减速器设计实例精解》

查得Ka=0.935,由表查得长.=0.73,那么带的根数

Pd_________123_________

1.25

(Po+^)KaKL~(1.31+0.131)x0.935x0.93

取z=2根

⑺计算初拉力

由《减速器设计实例精解》查得V带质量m=O.lkg/m,得初拉力

—P(t,2.5—Ka、2

Fo=500------(--------------)+u带

ZV-.'trKa

2232.5-0.935

=5(X)x—：—N+0.1x7.432N

2x7.430.935

=130.837V

E=130.83N

(8)计算作用在釉上的压力

a15436。

Q=IzFosiny=2x2xl30.83xs加；=510.24N

Q=510.24N

(9)带轮结构设计

小带轮结构,采用实心式，由《减速器设计实例精解》查得电动机轴径0〃=28"〃〃，由《减速器设计

实例精解》查得"=25士0.3〃〃"=10外mm

轮毂宽：£带轮=(L5〜2)£>〃=(1.5~2)x28/力加=42〜56〃7机

其最终宽度结合安装带轮的轴段确定

轮缘宽:

8带轮=(z—1)e+2/=1X15+2X1O=35〃7〃?

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

心节轮=42-56〃〃〃B;怖仑=35mm

3.2减速器内传动设计

⑴高速级直齿圆柱齿轮的设计

①选择材料、热处理方式和公差等级

二级圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，应选用7级精度（GB10095-88）。选用直齿圆柱齿轮传

动，压力角取为20,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

40Cr小齿轮（调质处理）

大齿轮45钢（调质处理）

7级精度

②初步计算传动的主要尺寸

初选小齿轮齿数21=24,大齿轮齿数Z2=g=24x3.45=83,取整Z2=74°

由设计计算公式进行试算，即

」12kx匕+1丫

确定公式内的各计算数值

试选载荷系数尤二L3

计算小齿轮的转矩

71=9.550x106—=9.55x106x1.72/164.64=9.98x104N•加〃

112

系数的选择与杳询

选齿宽系数内二1

查的区域系数z〃=2.5

查的材料的弹性影响系数4=189.8加尸必

N

计算接触疲劳强度用重合度系数£

c1a=arccos[4cosaI14+2A*)]=29.841°

&=arccosz2coscz/(z2+26：=23.253：

〃二[4(吗-tan〃)+z2M/tana)]

=1.670

Z£=J^^=0.881

由《机械设计第九版》查得按齿面硬度直得小齿轮的接触疲劳强度极限0〃5।=600M/Z,大齿轮的

接触疲劳强度极限b〃iim2=550M/Z。

由《机械设计第九版》查得计算应力循环次数

N、=60/z,=60x568x1x(1x8x300x5)=4.089x1N

N?=NJM=1.182X10*N

由《机械设计第九版》查得取接触疲劳寿命系数K〃M=0.93,K〃N2=0-98

计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,平安系数S=l,由《机械设计第九版》查得

[aH]I=KHN\xb-=°93：60°=558MP〃

[a]=0.98x550=

H2%"鹏=539MPf/

s1

取上〃][和[b〃L较小值，所以=539MPa

试算小齿轮分度圆直径八>反〃/〃+l/Z〃・ZK・Z£Y

V"IoJ

|2XL3X9.98X1()483/24+1(2.5x189.8x0.871丫

—V1*83/24*[539J

=63.774/〃〃？

zi=24

Z2=74

Ti=1.374x105N.nvn

Z"189.8MPA%

N、=4.089x10"

=1.182X108/V

[cr//]=539MPa

du>63.774〃〃〃

确定传动尺寸

计算实际载荷系数

根据

nd\tn\4x63.774x568,__.

v=-------=--------------=1.89/??/s

60x100060x1000

齿宽b：

b-^id\i=1x63.774=63.774相〃?

计算实际载荷系数K〃

由《机械设计第九版》查得使用系数心=1

根据v=1.89m/s,7级精度，由《机械设计第九版》查得动载系数K，=0.75,

F,=21/4,=3129N,

齿轮的圆周力："1"

k(lFr]1b=49.06N/mm<100N/mm

由《机械设计第九版》得K〃a=L2,

由《机械设计第九版》插值法查7级精度，小齿轮相对支承非对称分布，得K"”=L426

得到接触强度实际载荷系数

KH=K—KV•K“a•K”=1X0.75X1.2x1.426=1.2834

由《机械设计第九版》式按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

计算模数m

，〃=《=倏&=2.646〃〃〃

424

取标准值加=3机机

按弯曲疲劳强度设计

由《机械设计第九版》式试算模数

确定公式中的各值

试选K/.7=1.3

由《机械设计第九版》式计算弯曲疲劳强度用重合度系数

075

Y£=0.25+—=0.699

4

由《机械设计第九版》查得资料查询齿形系数匕®=265,=2.23

由《机械设计第九版》查得应力修正系数匕"=1$8,几2=1・76,

由《机械设计第九版》查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为

分3=500Mpa,分2=3803%，由《机械设计第九版》查得弯曲疲劳寿命系数

取弯曲疲劳完全系数。由《机械设计第九版》得

KFNl=0.90,KFN1=0.93,s=1.4

「]^FArI^Fliml0.90X500"

[<yL=.c=------------------Mpa=321A3Mpa

Fs1.4

093x380

[O]匕3.=Mpa=252.43M/%,

251.4

2.65x1.58=0.0130,^^-=0.0155

321.43际]2

YY

,fJSu

二吟=00155

因为大齿轮的口/大于小齿轮，所以取5

试算模数

2K•T•Y(Y•Y]_j2xl.3x9.98xl04x0.689

*FtXzX：—i：1Fiab"SaJ-V1x242x0.0155=1.696/77/77

调整齿轮模数

计算实际载荷系数钱的数据准备

4=叫•Z]=1.696x24=40.704〃〃〃

7td.n.乃x40.704x568.

v=-----——=----------------------=1.21/Z//s

60x100060000

6=卬k4=1x40.704〃〃〃=40.704〃"〃,

力=（24+/）叫=3.816

40.704

b!h==10.67

3.816

计算实际载荷系数

根据v=L304m/s,7级精度，由《机械设计第九版》查得动载系数1.05,

由

Ft]=2TJ4=4903N

kAFt\/h=\20>m）N/mm

由《机械设计第九版》查表的齿间载荷分配系数KFa=1,

由《机械设计第九版》查表用推值法查得K^=1.417,结合。〃?=10・67,查《机械设计第九版》得

KFp=1.34,那么载荷系数为

KF=KRKVKFG^=1X1.08X1.0X1.34=1.556

由《机械设计第九版》可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

'[K711.005।一

所RR以RI=1・6961]§=1.556〃〃"

比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m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

轮的直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数1.903mm并就进圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强

度算的分度圆直径4=63.501mm,算出小齿轮的齿数1=4"〃力=31.75.取小齿轮的齿数为40（计算

结果不满足要求）故31,取z2=107,两齿轮的齿数互为质数，这样设计的齿轮传动，既满足了齿间接触

疲劳强度，乂满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，防止浪费。

KH=1.2834&=63.501mm，〃=3〃""

=0.0130K=1.005m=1.5564=31Z=107

KTF2

④计算齿轮传动几何尺寸

计算分度圆直径

4=4•能=31x2=62mm

d2=z2•//?=107x2=21Amm

计算中心距

4+乩62+214

a=------mm=138〃〃〃

22

计算齿轮宽度

匕二24:62〃〃〃考虑到不可防止的安装误差，为了设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽

(5-10)mm,即4=b+(5~1=67~72mm

4=62mmbx=70〃?〃？

&=214mmb、=62mm

⑤校核齿根弯曲疲劳强度

校核计算如同前面-样,这里直接给出数据4=145,Z=9.98xl（）4,念=1,巾=2,2'=31,

,%2=L85,%”=2.05,4=1.85所以载荷系数为

Kr=KAKvKFaKF/J=\A5

强度校核

”%府Z；%=2%卬噜W=104<［bJ

=102^<M-…

主要设计结论：

4—31,“2—1°，,m=2mm,d=20°,x,=0.685,x2=0.690,a=138,bi=70mm也=62nun，小齿轮选

用40cr［调制），大齿轮选用45钢，齿轮按7级精度设计。

齿根弯曲疲劳强度满足

⑵低速级直齿圆柱齿轮的设计

选择材料、热处理方式和公差等级

二级圆柱齿轮减速器为通川减速器，速度不高，应选用7级精度（GB10095-88）。选用直齿圆柱齿轮传

动，压力角取为20：,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240HBs40Cr小齿轮（调质处理）大齿轮45钢（调质处理）

7级精度

②初步计算传动的主要尺寸

初选小齿轮齿数Z3=33,

7”石I回］

大齿轮齿数Y网Z31—」乙取整Z4=1O5。

由《机械设计第九版》10-11式，（以下查表同上一个齿轮设计）设计计算公式进行试算，即

h2Krm7；…L+1[z〃•z&•z&

^3i—I-KF

确定公式内的各计算数值

试选K册=L3

计算小齿轮的转矩

T2=9550上=9.98x104N•mm

系数的选择与查询

齿齿宽系数羯=1

查得区域系数Z,=2.5

查得材料的弹性影响系数ZE=出9.8历Pa2

计算接触疲劳强度用重:合度系数z，

=27°373

aai=arccosZ3cosa/Z3i+

aa3=arccosZ4cosa/(Z4+2比)]=22°453

n-tana)]=1.63

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=6(X)M4,大齿轮的接触疲劳强度极限

cz.iim3=550MPa

计算应力循环次数。

M=60%/4=4.089X

M=M"2=1258x108」

取接触疲劳寿命系数"3=()-93,KHN4=0.98

计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,平安系数S=l,得

防]=558Mp4

3s

[(y]==539MPa

H4s

取较小值，所以

试算小齿轮分度圆直径

2K/，+lZH.ZE'Z6

44

4IE]

2x13x9.98x1()43.I8+I(2.5x189.8x0.889V

\\3.18I539)

=64.387/n/w

z3=33

z4=105

Z,；=0.889

[aH]=539MPa

dyt=64.387/ww

③确定传动尺寸

计算实际载荷系数

根据v=1.914m/s,7精度，查图得动摄数2。/4,=

kv=0.76Kgb=48.15Nimm<100N/mm

得"〃“=1.42,用插值法，查表的7级精度，小齿轮相对支承非对称分布，得上"=L314

接触强度实际载荷系数

ku=k，A/kv。k,Ha。k,HB=1x0.76x1.42x1.314=1.42

按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

=66.321/ww,

计算模数m

取标准值m=2.00

按弯曲疲劳强度设计

确定公式中的各值

由资料查询齿形系数/心=,应力修正系数匕查的小齿轮和大齿轮

265,YF(I4=2.13=158,Y5aA=19,

的齿根弯曲疲劳极限分别为bFiinB=328.23Mpa,b//„4=230.7M%,查得弯曲疲劳寿命系数

KFN3=0.90,KFN4=0.93,取弯曲疲劳完全系数s=1.4.由式得

J1_%FN3bFlim40.90x500me

卬/上-------------------Mpa=32L43Mpa

S1.4

kJ==093x380Mpa=252.34叱,

S1•■

=0.0130,%％33

=0.0155

ML

因为大齿轮的沁大于小齿轮，所以取

白吟4=0.0155

0vl.

试算模数

VaXZ3IS")

=1379mm

调整齿轮模数

计算实际载荷系数钱的数据准备

d=mt•z3=1.379x33=45.507〃〃〃

i，_.7rd3%__1353mis

60x1000

b=(pjdy=45.5077wn

h=(2h[+c=3.103"〃7?

b!h=14.665

计算实际载荷系数

根据v=0.672,7级精度查得动载系数如=1・05

£3=24/4=.386xl()4N

QFn/b=96.38<100N/mm

查表的齿间载荷分配系数女尸〃=1・2,用插值法查得1＜啰=1.35,结合bAR]u载荷系数为

k，F—kAkvkFakFfl_1.23

33

,n=F=1.379x=1.354mm

比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m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

齿轮的直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数2.133就进圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度

算的分度圆直径4=66・3211皿算出小齿轮的齿数之3="3/色=33.16所以取小齿轮的齿数为

33/4=105这样设计的齿轮传动，既满足了齿间接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到

结构紧凑，防止浪费。

几何尺寸的计算

计算分度圆直径

=z3•m=66mm

4=z4•m=21Omm

计算中心距

4+4

a=—~-=138

2

计算齿轮宽度

"二%4=66〃7M考虑到不可防止的安装误差，为了设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽

力；=/?+(5~10)mm=71~76mm取A=73"〃",d=b=66mm

(5-10)mm,

5142

4=66.32\mtn

m=2.00mm

仆0=ooi55

m=1.354mm

4=66〃〃〃

4=210mm

a=242.5mm

=73rnm

ba=66mm

④校核齿根弯曲疲劳强度

.二.4%=].353〃Z/s,由v=1.353m/s,7级精度，查Ky=1.05

60x100()

根据

2x99X00

与=27；®=N=3100N

64.387

ICAFn/b=96.387V/mm>100N/mm

查降〃=L2，用插值法得K”=T314b/h=14.665

查0R=1.35,所以载荷系数为

kF=kAkvkFakp/j=^0.76xl.2x1.35=1.23

_2KTYY4Y

CF\~r2F(~l3Sa£

9dmZ3

2x1.23x99800x2.65x1.76x0.71

-1X23X332

=93.3Mpa<[crJ

Kv=1.08

2公72丫尺心亿

(7F2-；~2

PMZl

2X1.23X99800义2.23x1.76*0.71

―1X23X312

=89Mpav[(TA]4

主要设计结论：Z3=33,z4=105m=2mm,S=2()°,a=]38,4=73皿g=66〃叫小齿轮选用

40cr(调制)，大齿轮选用45钢，齿轮按7级精度设计

=14.665

齿根满足齿根弯曲疲劳强度

4.轴的设计计算

4.1高速轴的设计

⑴条件

高速轴传递的功率PfM,转速％=56"/min,小齿轮分度圆直径4=62mm,齿宽

"=70mm

⑵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，故查《减速器设计实例精解》表8-26选用常

用材料45钢，调质处理45钢，调质处理

⑶初算轴径

查表得C=103~126,考虑轴端只承受转矩，故取小值0=12°,那么

粕与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%〜5%,轴端最细处直径

4>17.59mm+17.59x(0.03~0.05)〃〃〃

=18.11-18.47〃〃〃

=17.59〃〃〃

(4)结构设计

轴承部件的结构设计：为方便轴承部件的拆装，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轴段①，轴段①上安装带

轮，此段设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。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①的轴径4=30/次〃，带轮轮毂的宽

度为(1.5~2.0)&=(1.5-2.0)x30/72/7?=45-60mm,结合带轮结构L带轮=42〜56mm,取带轮轮

致的宽度为L带轮=50mm,轴段①的轴径略小于毂孔宽度，取。=48mm密封圈与釉段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。带轮用轴肩定位，轴肩高度

h=(0.07~0.1)4=(0.07〜0.1)x30=2.1〜3"im。

轴段②的轴径4=4+2〃=34.1〜36〃〃%，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《减速器设计实例精解》表，选毡圈24B/ZQ4606-I997,那么4=35〃〃〃

轴承与轴段③及轴段⑥的设计考虑齿轮没有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。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30306内径d=40mm,外径D=80,宽度B=18m,T=19.75mm外

径定位直径。,,=69〃〃〃，对轴的力作用点与外圈大端面的距离%=16.9〃"〃，故取轴段③的直径

4=40〃〃〃。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

安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取通常•根轴上的两个轴承取相同型

号，那么4=40〃〃〃,同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用由润滑，沟滑油由低

速级大齿轮轮缘上刮取，故可取。=5=18〃〃〃齿轮与轴段④该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，

(14应略大于＜13可初定4=42〃〃〃，齿轮的分度圆直径较小，采用实心式，齿轮宽度伪二85w〃，为保

证套筒能够顶到齿轮左端面，该处轴长度应比齿轮宽度略短，取4=83〃〃〃轴段⑤设计齿轮左侧采用

轴肩定位，定位轴肩的高度h=(.07~0.1)d4=2.94~4.2mm.取3mm,那么轴肩直径《二48〃2〃2,取

4=A1=10〃〃〃。该轴段也可提供右端轴承的轴向定位。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,那么箱体内壁与高速轴右侧轴承座端面的距离

B、i=2Aj+Z?!=(2X1O+85)=1O5〃〃77轴段③的长度

L5=△+/?+△]+2mm=(12+18+1()+2)=42mm

粕段②的长度轴段②的长度除与轴上的零件有关，还与轴承支座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承

座的宽度为

£=6+q+c?+(5〜8)〃憎，曰表4.］可知，下箱座壁厚

6=0.025x。+31nm=6.45〃〃"取5=8mma=138nvn<300mm

取轴承旁连接螺栓为M12那么,=20〃"40?=16帆〃，箱体轴承座宽度

£=8+20+16+(5~8)=49~52加〃?，取L=50〃“，可取箱体凸缘连接螺栓为M10地脚螺栓为

4=M16,那么有轴承盖连接螟栓定为0.4〃=0.4x16=6.4mm,由表83Q得轴承端盖凸缘厚度取

%二1。加；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为〜=29；端盖连接螺钉查《减速器设计实例精

解》表8-29采用螺钉GB/T5781M8x25:为方便不拆卸带轮的条件下，可以拆装轴承端羔连接螺钉，取

带轮凸缘端面距轴承端盖外表距离K=30mm,带轮采取腹板式，螺钉的拆装空间足够。那么

L,=L+B#K+A+4谁一心带轮—B—B

57-50

=(50+10+30+2+-——■——12-18)mm=65.5mm

2

轴上里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%=16.9步加，那么由《减速器设计实

例精解》图2-A可得轴的支点及受力点间的距离为

1,一()

/,=+4+%-7+区=垮+65.5+16.9—19.75+18)mm

=105.65/27/77

A=T4-A+Al+^--t73=(19.754-12+10+y-16.9)/ww

=59.85/wn

/?=甘十4+丁一/=(彳+10+19.75—16.9)〃〃〃

=47.85〃〃〃

表4-1高速轴的相关尺寸

轴段①的直径4=30mm

轴段①的轴径L)=48mm

轴段②的直径

d2=35mm

轴段③的直径

dy—40mm

轴段6的直径4=40〃〃”

轴段6的轴径4=18mm

轴段4的直径

d4=42，〃〃！

轴长度L4=S3mm

轴肩4=48〃〃%

轴段③L5=10mm

下箱座壁厚3=6.45〃〃〃

箱体轴承座宽度L=50mm

螺钉的拆装空间Ly=65.5ww

轴的支点及受力点间的距离4=105.65”〃〃

轴的支点及受力点间的距离

l2=59.85,加

轴的支点及受力点间的距离h=47.85〃〃〃

(5)键连接

带轮与轴段①间采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》表得键的型号为键8x36GB/T

1096-1990,齿轮与轴端④间采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》表选其型号为

12X125GB/T1096-1990

(6)轴的受力分析

画轴的受力简图轴的受力简图如下图

计算支承反力在水平面上为

'〃k+h

510.24x(105.65+59.85+47.85)-345.1x47.85,八~0、

=----------------------------------------------=l()()o.947V

59.85+47.85

二Q_41一二(1303.3-345.1-1006.94)TV=10.56N

式中负号表示与图中所画力相反

在垂直平面上为

948.22x47.85

R*=421.2N