资源描述
电动机的选择
电动机的选择见表1.
表1 电动机的选择
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系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机
2. 选择电动机功率
卷筒所需圆周力为
4.2KN
卷筒所需功率为
由减速器设计实例精解表2-1取，V带传动效率带=0.96，一对轴承效率轴承=0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为
电动机所需工作功率为
根据表8-2，选取电动机的额定功率
F=4.2KN
3.36kW
0.859
3.90kW
3. 确定电动机的转速
卷筒的工作转速为
=40r/min
查表2-2，两级减速器传动比。
电动机的转速范围为
由表8-2可知，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min考虑3000r/min的电动机转速太高，而750/min的电动机体积大且贵，故选用转速为1000r/min的电动机进行试算，其满载转速为960r/min，其型号为Y132M1-6
40r/min
三 传动比的计算及分配
各级传动比的计算及分配见表2
表2 传动比的计算及分配
计算及说明
计算结果
1. 总传动比
24
2. 分配传动比
减速器传动比为
24
高速级传动比为
取5.7
低速级传动比
24
5.7
4.21
四 传动装置的运动、动力参数计算
传动装置的运动、动力参数计算见表3
表3 传动装置的运动、动力参数计算
计算及说明
计算结果
1. 各轴转速
40r/min
960r/min
960r/min
168.4r/min
40.00r/min
40r/min
2. 各轴功率
3.90*0.99=3.86kw
3.86*0.99*0.97=3.71kw
3.71*0.99*0.97=3.56kw
3.56*0.99*0.99=3.48kw
3.86kw
3.71kw
3.56kw
3.48kw
3. 各轴转矩
KN.m
KN.m
KN.m
KN.m
KN.m
38.8KN.m
38.41KN.m
210.26KN.m
850.05KN.m
833.14KN.m
五 内传动的设计计算
高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表5
表5 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
计算及说明
计算结果
1.选择材料、热处理方法和公差等级
考虑到卷扬机为一般机械，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 HBW1=217-255HBW,HBW2=162-217HBW。平均硬度=236HBW, =190HBW. -=46HBW，在30-50HBW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。其设计公式为
1） 小齿轮传递扭矩为T1=38410Nmm
2)因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.1-1.8，初选Kt=1.4
3)由表8-18，取齿宽系数 =1.1
4)由表8-19，查得弹性系数=189.8
5)初选螺旋角β=，由图9-2查得节点区域系数=2.46
6)齿数比u==5.7
7)初选z1=20，则z2==114.2,取z2=114，则端面重合度为
=1.66
轴向重合度为
由图8-3查得重合度系数 =0.776
8)由图11-2查得螺旋角系数=0.99
9)许用接触应力可用下式计算
由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为=580MPa, =390MPa
小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为60*960*1.0*16*250*5=1.152
由图8-5查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.28，由表8-20取安全系数SH=1.0
，则小齿轮的许用接触应力为
=580MPa
大齿轮的许用接触应力为
=499.2MPa
取421.2MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t，得
=39mm
z1=20
z2=114
=580MPa
=390MPa
39mm
计算及说明
计算结果
3.确定传动尺寸
(1)计算载荷系数 由表8-21差得使用系数KA=1.O
因3.14*39*960/60*1000m/s=1.96m/s，由图8-6查得动载荷系数KV=1.14,由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11,由表8-22插得齿间载荷分配系数K=1.2，则载荷系数为
K=KAKVKK =1.11.141.111.2=1.67
(2)对d11进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对由Kt计算出的d1t进行修正，即
(3)确定模数mn
按表8-23，取mn=2.5mm
(4)计算传动尺寸 中心距为
圆整，取a1= mm,则螺旋角为
=
因值与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正
由图9-2查得节点区域系数ZH=2.43，则端面重合度为
=
轴向重合度为
=0.318dz1tan=
由图8-3查得重合度系数Z=0.775,由图11-2查得螺旋角系数Z=0.985
精确计算圆周速度为
由表8-6查得动载荷系数KV= ，K值不变
按表8-23，取mn=2.5mm，则高速级中心距为
则螺旋角修正为
修正完毕，故
K=1.67
4，校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
1)K、T、m和d同前
2）齿宽b=b=66mm
3)齿形系数Y和应力修正系数Y。当量系数为
由图8-8查得Y=2.61，Y=2.22,由图8-9查得Y=1.59,Y=1.81
4）由图8-10查得重合度系数Y=0.71
5）由图11-3查得螺旋角系数Y=0.87
6）许用弯曲应力
=
由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为=215MPa，=170MPa,由图8-11查得寿命系数Y=Y=1，由表8-20查得安全系数S=1.25，故
= MPa= MPa
= MPa= MPa
= <
满足齿根弯曲疲劳强度
5. 计算齿轮传动其他几何尺寸
端面模数 mt=mn/cos=
齿顶高 ha=ha*=
齿根高 hf=(ha*+c*)mn=
全齿高 h=ha+hf=
顶隙 c=c* mn=
齿顶圆直径为
齿根圆直径为
mt =mm
ha =mm
hf =mm
h =mm
c=mm
mm
mm
mm
mm
低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表6
表6 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
计算及说明
计算结果
1.选择材料、热处理方式和公差等级
大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调制处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度=217-255，=162-217HBW。平均硬度=236，=190。-=46，在30-50HBW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。其设计公式为
1） 小齿轮传递转矩为= N.mm
2） 因v值未知，值不能确定，可初步选载荷系数=1.1—1.8，初选=1.4
3） 由表8-18，取齿宽系数=1.1
4） 由表8-19，查的，弹性系数=189.8
5） 初选螺旋角= ，由图9-2查的节点区域系数=2.465
6） 齿数比u==3.26
7） 初选= ，则== , 取= ，则端面重合度为
=
轴向重合度为
=0.318tan=0.3181.125tan=1.70
由图8-3查得重合度系数=0.775
8） 由图11-2查得螺旋角系数=0.99
9） 许用接触应力可用下式计算
由图8-e、a 查得接触疲劳极限应力为=580MPa，=390MPa
小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为
=60=60
== =
由图8-5查得寿命系数=1.14，=1.2，由表8-20取安全系数=1.0，则小齿轮的许用接触应力为
=
大齿轮的许用接触应力为
=
取= MPa
初算小齿轮的分度圆直径，得
=
=25
=82
=661.2MPa
=468MPa
=468MPa
76.615mm
3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由表8-21查的使用系数KA=1.0
因v== ,由图8-6查的动载荷系数
KV=1.07,由图8-7查的齿向载荷分布系数=1.11，由表8
-22查得齿间载荷分布系数=1.2，则载荷系数为
K==1.0 =
(2)确定模数 因K差异不大，不需对计算出的
进行修正，即
== mm= mm
按表8-23，取= mm
(3)计算传动尺寸 低速级中心距为
==mm=190.75mm
圆整，a2=190mm
螺旋角为
arc= =
因值与初选值相差较大，故对与值有关的参数进行修正
由图9-2查得节点区域系数=2.46，则端面重合度为
=
=
轴向重合度为
=0.318= =
由图8-3查得重合度系数=0.77，由图11-2查得螺旋角系数=0.991，则
= mm
= mm
因v== m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07，K值不变
== mm=
按表8-23取=3.5mm,则中心距
== mm= mm
螺旋角
arc=
修正完毕，故
== mm= mm
== mm= mm
b== mm
=+(510)mm,取= mm
4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为
=
1） K, ，和同前
2）齿宽b==98mm
3)齿形系数和应力系数。当量齿数为
== = mm
== = mm
由图8-8查得=2.6,=2.25;由图8-9查得=1.59,
=1.79
4)由图8-10查得重合度系数=0.701
5）由图11-3查得螺旋角系数=0.92
6）许用弯曲应力为
=
由图8-4f,b查得弯曲疲劳极限应力为 MPa，= MPa，由图8-11查得寿命系数=1，由表8-20查得安全系数=1.25，故
== MPa= MPa
== MPa= MPa
== <
== <
计算结果
5. 计算齿轮传动其他几何尺寸
端面模数
齿顶高 ha=
齿根高 hf=(ha*+c*)mn=
全齿高 h=ha+hf=
顶隙 c=c* mn=
齿顶圆直径为
齿根圆直径为
mt =mm
ha =mm
hf =mm
h =mm
c=mm
mm
mm
mm
mm
六 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7.
表7 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算
计算及说明
计算结果
1.高速及齿轮传动的作用力
（1）已知条件 高速轴传递的转矩T1= mm,转速 n1= r/min,
高速级齿轮的螺旋角= ，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d1= mm
(2)齿轮1的作用力 圆周力为
Ft1==
其方向与力作用点圆周速度方向相反
轴向力为
F=F=
其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心
轴向力为
F=Ft1tan=
其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的曲线，并用四指方向循着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向
法向力为
Fn1 ==
(3) 齿轮2的作用力 从齿轮2各个力与主动轮1上相应的力的大小相等，作用方向相反
Ft1=
Fr1=
Fa1=
Fn1=
2.低速机齿轮传动的作用力
（1）已知条件 中间轴传递的转矩T2= mm, 转速 n1= r/min,低速级齿轮的螺旋角= ，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，小齿轮的分度圆直径为d3= mm
(2)齿轮3 的作用力 圆周力为
Ft3==
其方向与力作用点圆周速度方向相反
径向力为
Fr3=Ft3=
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=
其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1的曲线，并用四指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==
(3) 齿轮4的作用力 从齿轮4各个力与主动轮3上相应的力的大小相等，作用方向相反
Ft3=
Fr3=
Fa3=
Fn3=
七 轴的设计计算
轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。因箱体内壁宽度主要由中间轴的结构尺寸确定，故先对中间轴进行设计，然后对高速轴和低速轴进行设计。
中间轴的设计与计算
中间轴的设计与计算见表8
表8 中间轴的设计与计算
计算及说明
计算结果
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=105mm
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选常用的材料45钢，调制处理
45钢，调制处理
3、 初算轴径
查表9-8得C = 106 -135，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
=31.76㎜
4、 结构设计
轴的结构构想如图11-6所示
（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( )处开始设计。
（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。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段①、⑤上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，有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=19.4mm，故d1=50mm
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=50mm
（3）轴段②和轴段④的设计 轴段②上安装齿轮3，轴段④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（1.2-1.5）d2=62.4-78mm，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，左端采用轴套固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段②和轴段④的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取L2=102mm，L4=64mm
（4）轴段③ 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07-0.1）d2 = 3.64-5.2mm，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Δ1=10㎜，齿轮2与齿轮3 的距离初定为Δ3=10㎜，则箱体内壁之间的距离为Bx=2Δ1+Δ3+b3+（b1+b2）/2 = [2×10+10+105+(75+66)/2] ㎜=205.5㎜,取Δ3=10.5㎜，则箱体内壁距离为Bx = 206㎜。齿轮2的右端面与箱体内壁的距离Δ2=Δ1+（b1-b2）/2 = [10+（75-66）/2] ㎜ = 14.5㎜,则轴段③的长度为L3=Δ3=10.5㎜
（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，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为Δ=12㎜，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
L1=B+Δ+Δ1+3㎜=(20+12+10+3) ㎜＝45㎜
轴段⑤的长度为
L5=B+Δ+Δ2+2㎜=(20+12+14.5+2) ㎜＝48.5㎜
（6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大断面的距离a3=19.4㎜，则由图11-6可得轴的支点及受力间的距离为
l1=L1+b3/2-a3-3㎜=(45+105/2-19.4-3) ㎜=75.1㎜
l2=L3+(b2+b3)/2= [10.5+﹙66+105﹚/2] ㎜=96㎜
l3=L5+b2/2-a3-2㎜=﹙48.5+66/2-19.4-2﹚㎜＝60.1㎜
d1=50mm
d5=50mm
d2=d4=52mm
L2=102mm
L4=64mm
d3=62mm
Bx = 206㎜
L3 =10.5㎜
L1=45㎜
L5=48.5㎜
l1=75.1㎜
l2=96㎜
l3=60.1㎜
5.键连接
齿轮与轴间采用A型普通平键连接，根据《减速器设计实例精解》P87表8-31得键的型号分别为键16100 GB/T
1096-1990 和键1663 GB/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 2所示
（2）计算支承反力 在水平面上为
==
=--=
式中负号表示与图中所画力的方向相反
在垂直面上为
==
=+-=
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c，d和e所示
在水平面上，a-a剖面图左侧为
==
a- a剖面图右侧为
=+=
b- b剖面图右侧为
==
=-=
在垂直面上为
==
==
合成弯矩，在a-a剖面左侧为
=
a-a剖面右侧为
==
在b-b剖面左侧为
=
在b-b剖面右侧为
==
画转矩图，转矩图如图f所示，=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
=
7. 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
抗扭截面系数为
a-a剖面左侧弯曲应力为
a-a剖面右侧的弯曲应力为
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，故取折合系数=0.6，则当量应力为
=
，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=650MPa,由表8-26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，轴及齿轮的材料都为钢，由表8-33查得=125-150MPa，，强度足够
齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够
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11-9查7210C轴承得C=42800N，=32000N。由表9-10查得7210C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1，2的内部轴向力分别为
外部轴向力，各轴向力方向如图所示（中间轴轴承布置及受力图）
则两轴承的轴向力分别为
因，故只需校核轴承1的寿命
（2）计算轴承1的当量动载荷 由，查表11-9得e=0.43，因，故X=1，Y=0，则当量动载荷为
（3）校核轴承寿命 轴承在以下工作，查表8-34得。对于减速器，查表8-35得载荷系数
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
八 高速轴的设计与计算
高速轴的设计与计算见表8
表8 高速轴的设计与计算
计算及说明
计算结果
4. 已知条件
高速轴传递的功率kw，转速，小齿轮分度圆直径，齿轮宽度。
5. 选择材料
材料45钢，调质处理。
45钢，调质处理
6. 初算最小轴径
查表9-8得C=106～135，考虑轴端既承受转矩，有承受弯矩，故取中间值C=120，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
取
7. 结构设计
轴的结构构想如图11-9所示
（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① 轴段①上安装联轴器，此段轴的设计应与联轴器的选择同步进行。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
查表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型联轴器符合要求：公称转矩为，许用转速，轴孔范围。考虑，取联轴器毂孔直径为，轴孔长度，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX1 20×38GB/T5014-2003,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，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 25JB/ZQ4606-1997，则。
（4）轴承与轴段③及轴段⑦ 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。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7206C，由表11-9得轴承内径，外径，宽度，内圈定位轴肩直径，外圈定位内径，在轴上力作用点与外圈大端面的距离，故取轴段③的直径。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1~2mm，挡油环油孔宽度初定为，则，取。通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则， 。
（5）齿轮与轴段⑤ 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定，则由表8-31知该处键的截面尺寸为，轮毂键槽深度为，则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为
，
故该轴设计成齿轮轴，则有，。
（6）轴段④和轴段⑥的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则，齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段⑥的长度。轴段④的长度为。
（7）轴段②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，由表4-1可知，下箱座壁厚 ，取，
，取轴承旁连接螺栓为M16，则，，箱体轴承座宽度
，取；可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为，则有轴承端盖连接螺钉为
，由表8-30得轴承端盖凸缘厚度取为；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为；端盖连接螺钉查表8-29采用螺钉GB/T 5781 M8×25;为方便不拆卸联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取联轴器凸缘端面距轴承端盖表面距离，螺钉的拆装空间足够。则
。
（8）轴承上力的作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离，则由图8可得轴的支点及受力点间的距离为
齿轮轴
8. 键连接
联轴器与轴段①间采用A型普通平键连接，查表8-31得其型号为键 6×32 GB/T 1096-1990
九 低速轴的设计计算
低速轴的设计计算见表9.
表9 低速轴的设计计算
计算及说明
计算结果
1.已知条件：低速轴传递的功率P3= kw，转速n3= r/min,齿轮4分度圆直径d4= mm,齿轮宽度b4= mm
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，故查《减速器设计实例精解》表8—26选用常用的材料45钢，调质处理
45钢，调质处理
1. 初算轴径：查《减速器设计实例精解》表9—8得C=105——135，考虑轴端只承受转矩，故取小值C=106，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d1>
dmin=44.75mm
d1>46.09-46.98mm
2. 结构设计：轴的结构构想如图11-12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：轴段上安装联轴器，此段应与联轴器的选择同步进行
为补偿联轴器的安装误差、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
Te=KA*T3=
由《减速器设计实例精解》表8-38查的GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N*mm，许用转矩4750r/min，轴孔范围为30-48mm。考虑d>46.98mm,取联轴器毂孔直径为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,起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。联轴器的轴肩定位，轴肩高度h=(0.07-0.1)d1=(0.07-0.1)*48mm=2.36-4.8mm.轴段的轴径d2=d1+2*h=52.72-57.8mm,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《减速器设计实例精解》表8-27，选毡圈55 JB/ZQ4606-1997,则d2=55mm
(4) 轴承与轴段及轴段⑥的设计：轴段和⑥上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，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。现暂取轴承为7212C，由《减速器设计实例精解》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,d3=60mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环，挡油环宽度初定为B1，故L3=B+B1=（22+15）mm=37mm
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故d6=60mm
(5) 齿轮与轴段⑤：该轴段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d5应略大于d6，可初定d5=62mm,齿轮4轮毂的宽度范围为（1.2-1.5）*d5=74.4-93mm，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⑤的长度应比轮毂略短，故取L5=96mm
(6) 轴段④:该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h=(0.07-0.1)d5=4.34-6.2mm,取h=5mm，则d4=72mm,齿轮左端面距箱体内壁距离为Δ4=Δ1+（b3-b4）/2=10mm+(105-98)/2mm=13.5mm，轴段④的长度L4=BX-Δ4-Δ-B1=（206-13.5-98+12-15）mm=91.5mm
(7) 轴段与轴段⑥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拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K2=10mm则有
L2=L+Δt+Bd+K2-B-Δ=(58+2+10+10-23-12)mm=46mm
则轴段⑥的长度
L6=B+Δ+Δ4+2mm=22mm+12mm+13.5mm+2mm=49.5mm
(8) 轴上力作用点的间距：轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离a3=22.4mm,则由图11-12可得轴的支点及受力点间的距离为
l1=L6+L5-b4/2-a3=49.5mm+96mm-98/2mm-22.4mm=74.1mm
l2=L3+L4+b4/2-a3=37mm+91.5mm+98/2mm-22.4mm=155.1mm
l3=a3+L2+84/2=22.4mm+46mm+42mm=110.4mm
d1=48mm
L1=82mm
d2=55mm
d3=60mm
L3=37mm
d6=60mm
d5=62mm
L5=96mm
d4=72mm
L4=91.5mm
L2=46mm
L6=49.5mm
l1=74.1mm
l2=155.1mm
l3=110.4mm
5.键连接：联轴器与轴段及齿轮4与轴段⑤间均采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》表8-31得其型号分别为键14*80 GB/T1096-1990和键18*18GB/T1096-1990
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