《两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书_(1)教学内容.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书_(1)教学内容.doc（64页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书_(1)-两级展开式（平行轴）圆柱齿轮减速器的设计说明书例如：设计热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。每日两班制工作，工作期限为8年。热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。每日两班制工作，工作期限为8年。已知条件：输送带带轮直径d=300mm,输送带运行速度v=0.63m/s,输送带轴所需转矩T=700N.m.一、传动装置的总体设计1.1传动方案的确定两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如
2、图所示。1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-输送带带轮6-输送带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系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机。2.选择电动机的功率输送带所需的拉力为F=2T/d=2700/0.3N4667N输送带所需动率为Pw=Fv/1000=46670.63/1000KW=2.94KW由表取，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总=带轴承4齿轮2联=0.960.9940.9720.99=0.859PO=PW/总=2.94/0
3、.859Kw=3.42Kw根据表，选取电动机的额定功率为Ped=4kwF=4667NPw=2.94KW总=0.859PO=3.42KwPed=4kw3.确定电动机的转速输送带带轮的工作转速为nw=1000600.63v/300r/min=40.13r/min查表，v带传动的传动比i带=24，两级减速器传动比i=840，则总传动比范围为i总=i带i齿=（24）（840）=16160电动机的转速范围为no=nwi=40.13（16160）r/min=642.16421r/min由表可知，符合这一要求的电动机同步转速1000r/min，1500r/min和3000r/min,考虑3000r/min的
4、电动机的转速太高，而1000r/min的电动机的体积大且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1440r/min，其满载转速为1440r/min,其型号为Y112M-4nw=40.13r/minNm=1440r/min1.3传动比的计算及分配各级传动比的计算及分配。计算项目计算及说明计算结果1.总传动比i总=nmnw=1440/40.13=35.88i总=35.882.分配传动比根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5，则减速器传动比为i=i总/i带=35.88/2.5=14.35高速级传动比为i1=（1.31.4）i=（1.31.4）14.35=4.324.48
5、取i1=4.4低速级传动比为i2=i/i1=14.35/4.4=3.26i=14.35i1=4.4i2=3.261.4传动装置的运动、动力参数计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速no=nm=1440r/minn1=no/i带=1440/2.5r/min=576r/minn2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9r/minn3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40.15r/minnw=n3=40.15r/minno=1440r/minn1=576r/minn2=130.9r/minn3=40.15r/minnw=40.15r/min2各轴功率P1=PO0-1=
6、PO带=3.420.96kw=3.28kwP2=P11-2=P1轴承齿=3.280.990.97kw=3.15kwP3=P22-3=P2轴承齿=3.150.990.97kw=3.02KWPW=P33-W=P3轴承联=3.020.990.99kw=2.96kwP1=3.28kwP2=3.15kwP3=3.02KWPW=2.96kw3.各轴转矩T0=9550(PO/n0)=9550(3.42/1440)Nm=22.68NmT1=9550(P1/n1)=9550(3.28/576)Nm=54.38NmT2=9550(P2/n2)=9550(3.15/130.9)Nm=229.81NmT3=9550(
7、P3/n3)=9550(3.02/40.15)Nm=718.33NmTW=9550(PW/nW)=9550(2.96/40.15)Nm=704.06NmT0=22.68NmT1=54.38NmT2=229.81NmT3=718.33NmTW=704.06Nm二、传动件的设计计算2.1减速器外传动件的设计减速器外传动件只有带传动，故只需对带传动进行设计。带传动的设计见下表。计算项目计算及说明计算结果1.确定设计功率Pd=KAP0由表8-6，查得工作情况系数KA=1.2，则Pd=1.23.42kw=4.1kwPd=4.1kw2.选择带型n0=1440r/min,Pd=4.1kw,由图选择A型带选择
8、A型V带3.确定带轮的基准直径根据表8-7，选小带轮直径为dd1=100mm,则大带轮的直径为dd2=i带dd1=2.5100mm=250mmdd1=100mmdd2=250mm4.验算的速度V带=dd1n0/601000m/s=7.54m/svmax=25m/s带速符合要求5.确定中心距和V带长度根据0.7（dd1dd2）a02（dd1dd2）,初步确定中心距，即0.7（100250）mm=245mma0120oa1=154.88o120o合格7.确定V带根数V带根数可用下式计算：Z=Pd/(P0P0)KaKL由表8-9查取单根V带所能传递的功率P0=1.3kw,功率增量P0=Kbn1(1-
9、1/Ki)由表8-10查得Kb=0.772510-3，由表8-11查得Ki=1.137，则P=0.772510-31440（1-1/1.137）kw=0.134kw由表8-12查得Ka=0.935，由表8-8查得KL=0.93，则带的根数为Z=kd/(p0+P0)KaK=4.1/(1.3+0.134)0.9350.93=3.29取四根Z=48.计算初拉力由表8-13查得v带质量m=0.1kg/m,则初拉力为F0=500pd/zu带（2.5-Ka/Ka）+mvd2=5004.1/47.54(2.5-0.935/0.935)N+0.17.542N=119.45NF0=119.45N9.计算作用在轴
10、上的压力Q=2zF0sina/2=24119.45Nsin154.88oo/2=932.72NQ=932.72N10.带轮结构设计（1）小带轮结构采用实心式，由表8-14查得电动机轴径D0=28，由表8-15查得e=150.3mm,f=1021mm轮毂宽:L带轮=（1.52）D0=（1.52）28mm=4256mm其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮毂宽:B带轮=（z1）e2f=(41)15mm210mm=65mm（2）大带轮结构采用孔板式结构，轮毂宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行2.2减速器内传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料
11、、热处理和公差等级考虑到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HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HBW1-=236HBW，HBW2-=190HBW.HBW1-HBW2-=46HBW，在3050HBW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d12KT1/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/3(1)小齿轮传递转矩为T1=54380Nmm(2)因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=
12、1.11.8,初选Kt=1.4(3)由表8-18，取齿宽系数d=1.1(4)由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8MPa(5)初选螺旋角=12o,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.46(6)齿数比u=i1=4.4(7)初选Z1=23，则Z2=uZ1=4.423=101.2,取Z2=101，则端面重合度为a=1.883.2(1/Z11/Z2)cos=1.883.2(1/231/101)cos12o=1.67轴向重合度为=0.318dZ1tan=0.3181.123tan12o=1.71由图8-3查得重合度系数Z=0.775(8)由图11-2查得螺旋角系数Z=0.99(9)许用接触应力可用下
13、式计算H=ZNHlim/SH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Hlim1=580MPa,Hlim2=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=605761.0282508=1.106109N2=N1/i1=1.106109/4.4=2.51108由图8-5查得寿命系数ZN1=1.0,ZN2=1.14,由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力Z1=23Z2=101H1=ZN1Hlim1/SH=1.0580MPa/1=580MPa大齿轮的许用接触应力H2=ZN2Hlim2/SH=1.14390MPa/1=445MPa取H=445MPa，初算小齿轮的分
14、度圆直径d1t,得d1t2KT1/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/321.454380/1.1(4.41)/4.4(189.82.460.7750.99/445)1/3mm=47.93mmH1=580MPaH2=445MPaH=445MPad1t47.93mm3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数由表8-21查得使用系数KA=1.0，因v=d1tn1/601000=47.93576/601000m/s=1.44m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.13,由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数K=1.2，则载荷系数为K=KAKVKK=1.01.131.
15、111.2=1.505(2)对d1t进行修正K与Kt有较大差异，故需对由Kt计算出的d1t进行修正，即d1=d1t（K/Kt）1/347.93（1.505/1.4）1/3mm=49.1mm(3)确定模数mnmn=d1cos/Z1=49.1mmcos12o/23=2.09mm按表8-23，取mn=2.5mm(4)计算传动尺寸中心距为a1=mn(Z1Z2)/2cos=2.5(23101)mm/(2cos12o)=158.46mm圆整，取a1=160mm,则螺旋角为=arccosmn(Z1Z2)/2a1=arcos2.5(23101)mm/(2160)=14.362o因与初选值相差较大，故对与有关的
16、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a=1.883.2(1/Z11/Z2)cos=1.883.2(1/231/101)cos14.362o=1.66轴向重合度为=0.318dZ1tan=0.3181.123tan14.362o=2.06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=0.985d1t2KT1/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/321.50554380/1.1(4.41)/4.4(189.82.430.7750.985/445)1/3mm=48.53mm精确计算圆周速度为V=d1tn1/601000=48.53576/6
17、01000m/s=1.46m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.13,K值不变mn=d1cos/Z1=48.53mmcos14.362o/23=2.04mm按表8-23，取mn=2.5mm,则高速级的中心距为a1=mn(Z1Z2)/2cos=2.5(23101)mm/(2cos14.362o)=160mmK=1.505d1t48.53mmmn=2.5mma1=160mm则螺旋角修正为=arccosmn(Z1Z2)/2a=arcos2.5(23101)mm/(2160)=14.362o修正完毕，故d1=mnZ1/cos=2.523/cos14.362omm=59.355mmd2=mnZ2/c
18、os=2.5101/cos14.362omm=260.545mmb=dd1=1.159.355mm=65.29mm，取b2=66mmb1=b(510)mm,取b1=75mm=14.362od1=59.355mmd2=65.29mmb2=66mmb1=75mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KT1/bmnd1YFYSYYF(1) K、T1、mn和d1同前(2) 齿宽b=b2=66mm(3) 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为ZV1=Z1/(cos)3=23/(cos14.362o)3=25.3ZV2=Z2/(cos)3=101/(cos14.362o)3=111.1由
19、图8-8查得YF1=2.61，YF2=2.22，由图8-9查得YS1=1.59，YS2=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【】F=YNFLim/SF由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为FLim1=215MPa,FLim2=170MPa,由图8-11查得寿命系数YN1=YN2=1,由表8-20查得安全系数SF=1.25，故【】F1=YN1FLim1/SF=1215/1.25MPa=172MPa【】F2=YN2FLim2/SF=1170/1.25MPa=136MPaF1=2KT1/bmnd1YF1YS1YY=21.5
20、0554380/（662.559.355）2.611.590.710.87MPa=42.8MPaF1F2=F1YF1YS1/YF2YS2=42.82.221.81/(2.611.59)MPaF2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=2.5/cos14.362omm=2.58065mm齿顶高ha=ha*mn=12.5mm=2.5mm齿根高hf=(ha*c*)mn=(10.25)2.5mm=3.125mm全齿高h=hahf=2.5mm3.125mm=5.625mm顶隙c=c8mn=0.252.5mm=0.625mm齿顶圆直径为da1=d12ha=59.355m
21、m22.5mm=61.355mmda2=d22ha=260.645mm22.5mm=265.645mm齿根圆直径为df1=d12hf=59.355mm23.125mm=53.105mmdf2=d22hf=260.645mm23.125mm=254.395mmmt=2.58065mmha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mmc=0.625mmda1=61.355mmda2=265.645mmdf1=53.105mmdf2=254.395mm低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理和公差等级大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，
22、由表8-17得齿面硬度HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HBW1-=236，HBW2-=190.HBW1-HBW2-=46HBW，在3050HBW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d32KT3/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/3(1)小齿轮传递转矩为T3=229810Nmm(2)因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.11.8,初选Kt=1.4(3)由表8-18，取齿宽系数d=1.1(4)由表8-19，查得弹性系数ZE=189
23、.8MPa(5)初选螺旋角=11o,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.465(6)齿数比u=i2=3.26(7)初选Z3=25，则Z4=uZ3=3.2625=81.5,取Z4=82，则端面重合度为a=1.883.2(1/Z31/Z4)cos=1.883.2(1/251/82)cos11o=1.68轴向重合度为=0.318dZ3tan=0.3181.123tan11o=1.70由图8-3查得重合度系数Z=0.775(8)由图11-2查得螺旋角系数Z=0.99(9)许用接触应力可用下式计算H=ZNHlim/SH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Hlim3=580MPa,Hlim4=390MP
24、a小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3=60n2aLh=60130.91.0282508=2.513108N4=N3/i2=2.513108/3.26=7.71107由图8-5查得寿命系数ZN3=1.14,ZN4=1.14,由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力Z3=23Z4=101H3=ZN3Hlim3/SH=1.14580MPa/1=661.2MPa大齿轮的许用接触应力H3=ZN4Hlim4/SH=1.2390MPa/1=468MPa取H=445MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t,得d1t2KT1/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/321.454380/1.1(
25、4.41)/4.4(189.82.460.7750.99/445)1/3mm=47.93mmH3=661.2MPaH4=468MPaH=468MPaD3t76.615mm3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数由表8-21查得使用系数KA=1.0，因v=d3tn2/601000=76.615130.9/(601000)m/s=0.52m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07,由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数K=1.2，则载荷系数为K=KAKVKK=1.01.071.111.2=1.43(2)确定模数mn,因K与Kt差异不大，不需对由Kt计算出的d3t
26、进行修正，即mn=d3cos/Z3=76.615mmcos11o/25=3.01mm按表8-23，取mn=3.5mm(3)计算传动尺寸中心距为a2=mn(Z3Z4)/2cos=3.5(2582)mm/(2cos11o)=190.75mm圆整，取a2=190mm,则螺旋角为=arccosmn(Z3Z4)/2a2=arcos3.5(2582)mm/(2190)=9.76o因与初选值相差较大，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=2.46，则端面重合度为a=1.883.2(1/Z31/Z4)cos=1.883.2(1/251/82)cos9.76o=1.69轴向重合度为=0.31
27、8dZ3tan=0.3181.125tan9.76o=1.50由图8-3查得重合度系数Z=0.77,由图11-2查得螺旋角系数Z=0.991d3t2KT3/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/321.43229810/1.1(3.261)/3.26(189.82.460.770.991/468)1/3mm=76.77mm因V=d3tn2/（601000）=76.77130.9/（601000）m/s=0.53m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07,K值不变mn=d3cos/Z3=76.77mmcos9.76o/25=3.03mm按表8-23，取mn=3.5mm,则中心距为a2=mn(
28、Z3Z4)/2cos=3.5(2582)mm/(2cos9.76o)=190mmK=1.43d1t76.77mmmn=3.5mma1=190mm则螺旋角修正为=arccosmn(Z3Z4)/2a=arcos3.5(2582)mm/(2190)=9.76o修正完毕，故d3=mnZ3/cos=3.525/cos9.76omm=88.785mmd4=mnZ4/cos=3.582/cos9.76omm=291.215mmb=dd3=1.188.785mm=97.66mm，取b4=98mmb3=b(510)mm,取b3=105mm=9.76od3=88.785mmd4=291.215mmb4=98mmb
29、3=105mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KT3/bmnd3YFYSYYF(4) K、T3、mn和d3同前(5) 齿宽b=b3=98mm(6) 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为ZV3=Z3/(cos)3=25/(cos9.76o)3=26.1ZV4=Z4/(cos)3=82/(cos9.76o)3=85.7由图8-8查得YF3=2.6，YF4=2.25，由图8-9查得YS3=1.59，YS4=1.79（4）由图8-10查得重合度系数Y=0.701（5）由图11-3查得螺旋角系数Y=0.92（6）许用弯曲应力【】F=YNFLim/SF由图8-4f、b查得弯曲疲劳
30、极限应力为FLim3=215MPa,FLim4=170MPa,由图8-11查得寿命系数YN3=YN4=1,由表8-20查得安全系数SF=1.25，故【】F3=YN3FLim3/SF=1215/1.25MPa=172MPa【】F4=YN4FLim4/SF=1170/1.25MPa=136MPaF3=2KT3/bmnd3YF3YS3YY=21.43229810/（983.588.785）2.61.590.7050.92MPa=57.87MPaF3F4=F3YF4YS4/YF3YS3=57.872.251.79/(2.61.59)MPa=56.38MPaF4满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几
31、何尺寸端面模数mt=mn/cos=3.5/cos9.76omm=3.55140mm齿顶高ha=ha*mn=13.5mm=3.5mm齿根高hf=(ha*c*)mn=(10.25)3.5mm=4.375mm全齿高h=hahf=3.5mm4.375mm=7.875mm顶隙c=c8mn=0.253.5mm=0.875mm齿顶圆直径为da3=d32ha=88.785mm23.5mm=95.785mmda4=d42ha=291.215mm23.5mm=298.215mm齿根圆直径为df3=d32hf=88.785mm24.375mm=80.035mmdf4=d42hf=291.215mm24.375mm=
32、282.465mmmt=3.55140mmha=3.5mmhf=4.375mmh=7.875mmc=0.875mmda3=95.785mmda4=298.215mmdf3=80.035mmdf4=282.465mm三、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。计算项目计算及说明计算结果1.高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件高速轴传递的转矩T1=54380Nmm,转速n1=576r/min,高速级齿轮的螺旋角=14.362o,小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d1=59.355mm(2)齿轮1的作用力圆周力为F
33、t1=2T1/d1=254380/59.355N=1832.4N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为Fr1=Ft1tanan/cos=1832.4tan20o/cos14.362oN=688.4N其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为Fa1=Ft1tan=1832.4tan14.362oN=469.2N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Ft1=1832.4NFr1=688.4NFa1=469.2N指的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Fn1=Ft1/cosancos=1832.4/(cos20ocos14.362o)N=2012.9N(3)
34、齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反Fn1=2012.9N2.低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件中间轴传递的转矩T2=229810Nmm,转速n2=130.9r/min,低速级齿轮的螺旋角=9.76o。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，小齿轮分度圆直径d3=88.785mm(2)齿轮3的作用力圆周力为Ft3=2T2/d3=2229810/88.785N=5176.8N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为Fr3=Ft3tanan/cos=5176.8tan20o/cos9.76oN=1911。9N其方向为
35、由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为Fa3=Ft3tan=5176.8tan9.76oN=890.5N其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮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方向法向力为Fn3=Ft3/cosancos=5176.8/(cos20ocos9.76o)N=5589.9N(3)齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反Ft3=5176.8NFr3=1911。9NFa3=890.5NFn3=5589.9N四、轴的设计计算4.1中间轴的设计计算中间轴的设计计算见下表计算项目计算及说明1.已知条件中间轴传递的功率P2=3.1
36、5KW,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=105mm2.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c=106135,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dmin=c(P2/n2)1/3=110(3.15/130.9)1/3mm=31.76mmdmin=31.76mm4.结构设计轴的结构构想如下图4-1（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
37、序，从dmin开始设计（2） 轴承的选择与轴段及轴段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、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又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型号，则d5=50mm（3） 轴段和轴段的
38、设计轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮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（1.21.5）d2=62.478mm,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，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴端和轴端的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故L2=102mm，L4=64mm(4)轴端该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）d2=3.645.2mm,取其高度为h=5m
39、m,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为1=10mm,齿轮2与齿轮3的距离初定为3=10mm,则箱体内壁之间的距离为BX=213b3(b1b2)/2=(21010105(7566)/2)mm=205.5mm,取3=10.5mm,则箱体内壁距离为BX=206mm.齿轮2的右端面与箱体内壁的距离2=1（b1b2）/2=10(7566)/2mm=14.5mm,则轴段的长度为L3=3=10.5mm(5)轴段及轴段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渐入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm,中间轴
40、上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为L1=B13mm=(2012103)mm=45mm轴段的长度为L5=B22mm=(201214.52)mm=48.5mm（6）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a3=19.4mm,则由图4-1可得轴的支点及受力点距离为l1=L1b3/2a33mm=(45105/219.43)mm=75.1mml2=L3(b2b3)/2=10.5(66105)/2=96mml3=L5b2/2a33mm=(48.566/219.42)mm=60.1mmd1=50mmd5=50mmd2=d4=52mmL2=102mmL4=64mmd3=62mmBX
41、=206mmL3=10.5mmL1=45mmL5=48.5mml1=75.1mml2=96mml3=60.1mm5.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16100GB/T1096-1990和键1663GB/T1096-19906.轴的受力分析（1）画轴的受力简图轴的受力简图如图4-2b所示（2）计算支撑反力在水平面上为R1H=Fr2l3Fr3(l2l3)Fa2d2/2Fa3d3/2/(l1l2l3)R1H=-1547.4N=688.460.11911.9(9660.1)890.588.785/2469.2260.645/2/(75.19660.1)N=-1547
42、.4NR2H=Fr2R1HFr3=688.4N1547.4N1911.9N=323.9N式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为R1V=Ft3(l2l3)Ft2l3/(l1l2l3)=5176.8(9660.1)1832.460.1/(75.19660.1)=3971.6NR2V=Ft3Ft2R1V=5176.8N1832.4N3971.6N=3037.6N轴承1的总支撑反力为R1=R1H2R1V2=1547.423971.62N=4262.4N轴承2的总支撑反力为R2=R2H2R2V2=323.923037.62N=3054.8N(3)画弯矩图弯矩图如图4-2c、d和e所示在水平面上，a-a剖面图左侧为MaH=R1Hl1=-1547.475.1Nmm=-116209.7Nmma-a剖面图右侧为MaH=MaHFa3d3/2=-116209.7Nmm890.588.785/2N