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

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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的长度为计算项目计算及说明计算结果 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计算及说明计算结果 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，则计算项目计算及说明计算结果 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。

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