减速器结构分析

一、减速器结构分析
目的：分析传动系统的工作情况。

1、传动系统的作用
作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。

2、传动方案的特点
特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。

由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。

但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。

3、电机和工作机的安装位置
电机安装在远离高速轴齿轮的一端； 工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。

二、传动装置总体设计 一)选择电动机
1、选择电动机系列
按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V 的Y 系列的三相交流电源电动机。

2、选电动机功率
（1）传动滚筒所需有效功率
KW FV P w w 67.394
.010005
.123001000=⨯⨯==
η
（2）传动装置总效率
3
32221ηηηη⨯⨯=
联轴器99.01=η，齿轮97.02=η，轴承995.03=η
9084.0995.097.099.0η322＝＝⨯⨯
（3）所需电动机功率
KW P P W 04.49084
.067.3η0===
3、确定电动机转速 滚筒转速：
min /49.95350
π5
.160π60000r D V n W =⨯⨯==
根据各传动机构的传动比范围：单级圆柱齿轮传动比3～5，则总传动比3×3～5×5＝9～25，可见电机转速的可选范围
min /25.2387~41.85949.95)259(''r n i n w =⨯⨯=⨯=
选用Y132M1L-6型号，电机尺寸查表（8-170～8-172）。

4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 （1）总传动比
05.1049
.959600===
W n n i （2）分配各级传动比
根据两级齿轮传动比21)6.1~3.1(i i =原则，取88.31=i ，588.22=i 。

5、计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴转速
电机轴：min /9600r n = 高速轴：min /96001==n n 中间轴：min /42.24788
.3960112r i n n ===
低速轴：min /60.95588
.242.247223r i n n ===
工作轴：min /60.9534r n n == （2）各轴输入功率
高速轴：KW P 996
.399.004.4ηP 0101=⨯=⨯=
中间轴：KW P 856.397.0995.0996.3ηP 1212=⨯⨯=⨯= 低速轴：KW P 7216.397.0995.0856.3ηP 2323=⨯⨯=⨯= 工作轴：KW P 666.399.0995.07216.3ηP 3434=⨯⨯=⨯= （3）各轴输出转矩 电机轴：m N n P T ⋅=⨯
=18.4095500
0 高速轴：m N n P T ⋅=⨯
=75.3995501
1
1 中间轴：m N n P T ⋅=⨯
=85.14895502
2
2 低速轴：m N n P T ⋅=⨯
=77.37195503
3
3 工作轴：m N n P T ⋅=⨯
=038.36795504
4
4 将以上算的运动和动力参数计算结果列表如表1。

四、高速轴齿轮的设计与校核
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
按照传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，选用7级精度。

选小齿轮：40Cr ，调质处理 HBS HB 2801= 选大齿轮：45钢，调质处理 HBS HB 2402=
选小齿轮齿数1z ＝24，则大齿轮齿数12.9388.3242=⨯=z ，取94
2、按齿面接触强度设计 由公式[]3
2
11)(12H E H d t t Z Z u
u T k d σεα±Φ≥进行试算 （1） 确定公式内各数
1) 试选t K ＝1.6，节圆螺旋角=14° 2) 由文[2]图10-30选取区域系数H Z ＝2.433
3) 由文[2]图10-26查得1αε＝0.78，2αε＝0.88，则αε＝1αε＋2αε＝1.66 4) 由表1查得小齿轮传动的转矩T 1=39750 N •mm 5) 由文[2]图10-7选取齿宽系数d Φ＝1 6) 文[2]图10-6查得E Z ＝189.82/1MPa
7) 由文[2]图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H σ＝600MPa ；大
齿轮的接触疲劳强度极限2lim H σ＝550MPa 8) 计算应力循环次数
h jL n N 1160=＝60×960×1×（2×8×300×10）＝2.765×109
89
210126.788
.310765.2⨯=⨯=N
9) 由文[2]图10-19取接触疲劳寿命系数1HN K =0.90，1HN K ＝0.95 10) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S ＝1
MPa S K HN H 540σ]σ[1lim 11==
，MPa S
K HN H 5.522σ
]σ[2lim 22== MPa H H H 25.5312
]σ[]σ[]σ[2
1=+=
（2） 计算
1） 试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得
m m d t 2.4125.5318.189433.288.388.466.1110975.36.123
2
41=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
2） 计算圆周速度
s m n d v t /06.21000
60960
2.411000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
3） 计算齿宽b 及模数nt m
mm d b t d 2.412.4111=⨯==φ
66.124
14cos 2.41cos 11=︒⨯==
z d m t nt β mm m h nt 735.325.266.125.2=⨯==
03.11735
.32
.41/==
h b 4） 计算纵向重合度βε
903.114tan 241318.0tan 318.01=︒⨯⨯⨯==βφεβz d
5） 计算载荷系数K
已知使用系数1=A K ，根据s m v /49.1=，7级精度，查表10-8动载系数11.1=V K ；由表10-4查得42.1=βH K ； 由图10-13查得4.1=βF K ；
由表10-3查得4.1==ααF H K K 。

故载荷系数
19.242.14.11.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K
6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得
74.456
.119
.22.4133
11=⨯==t t K K d d 7） 计算模数n m
mm z d m n 84.124
14cos 74.45cos 11=︒
⨯==
β 3、按齿根弯曲强度设计
由公式（10-17）
[]32
121cos 2F Sa
Fa d n Y Y z Y KT m σεφβα
β∙≥ （1）确定计算参数 1） 计算载荷系数
16.24.14.11.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
2） 根据纵向重合度903.1=βε，从图10-28查得88.0=βY 3） 计算当量齿数
27.2614cos 24cos 3311=︒==
βz z V ，9.10214cos 94
cos 3322
=︒
==βz z V 4） 查取齿形系数
由表10-5查得65.21=Fa Y ，17.22=Fa Y 5） 查取应力校正系数
由表10-5查得58.11=Sa Y ,80.12=Sa Y
6） 由图10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限
MPa FE 5001=σ，大齿
M P a
FE 3802=σ 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数85.01=FH K ，88.02=FH K 7） 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数4.1=S ，由式（10-12）得
[]MPa S
K FE FN F 57.303111==σσ，[]MPa S
K FE FN F 86.2382
22==σσ
8） 计算大小齿轮
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较
[]01379.057.30358.165.21
1
1=⨯=
F Sa Fa Y Y σ，[]01635.086
.23880
.117.2222=⨯=F Sa Fa Y Y σ
大齿轮的数值大。

（2）设计计算
315.101635.066
.124114cos 88.010975.316.22322
4=⨯⨯⨯︒⨯⨯⨯⨯⨯≥n m mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取5.1=n m mm ，满足弯曲强度，为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径74.451=d 来算齿数，于是由
54.295
.114cos 74.45cos 11=︒
⨯==
n m d z β 取301=z ，11788.3302=⨯=z 4、几何尺寸计算
（1）计算中心距
()6.11314cos 25
.1147cos 221=︒
⨯⨯=
+=
β
n
m z z a mm
将中心距圆整为114mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
()︒=⨯⨯=+=6.14114
25
.1147arccos
2arccos
21a
m z z n
β
因β值变化不大，参数不必修正。

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径
mm m z d n 487.14cos 5
.130cos 11=︒
⨯==
β mm m z d n 1827.14cos 5
.1117cos 22=︒
⨯==
β （4）计算齿宽
mm d b d 484811=⨯==φ
圆整后取mm B 502=，mm B 551=。

五、中间轴齿轮传动的设计与校核
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
按照传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动；选用7级精度 选小齿轮：40Cr ，调质处理 HBS HB 2801= 选大齿轮：45钢，调质处理 HBS HB 2402=
选小齿轮齿数1z ＝24，则大齿轮齿数44.1032=z ，取1042=z ，u=4.31。

2、按齿面接触强度设计
由公式[]3
2
21)(12H
E H d t t Z Z u u T k d σεα±Φ≥进行试算 （1）确定公式内各数
1)试选t K ＝1.6，节圆螺旋角=14° 2)选取区域系数H Z ＝2.433
3)查得1αε＝0.78，2αε＝0.87，则αε＝1αε＋2αε＝1.65 4)计算小齿轮传动的转矩T 2=57710 N •mm 5)选取齿宽系数d Φ＝1 6)查得E Z ＝189.82
/1MPa
7)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1Hlin σ＝600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限2Hlin σ＝550MPa 8)计算应力循环次数
h jL n N 3160=＝6.768×108
，88
21057.131
.410768.6⨯=⨯=
N 9)取接触疲劳寿命系数1HN K =0.90，1HN K ＝0.95 10)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S ＝1，
a HN H Mp S K 540σ]σ[1lim 11==
，a HN H Mp S K 5.522σ
]σ[2lim 22== MPa H H H 25.5312]σ[]σ[]σ[2
1=+=
（2）计算
1)试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得
m m d t 05.4725.5318.189433.231.431.565.1110771.56.1232
4
1=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
2)计算圆周速度
s m n d v t /58.01000
60235
05.471000
603
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
3)计算齿宽b 及模数nt m
mm d b t d 05.4705.4711=⨯==φ
90.124
14cos 05.47cos 11=︒⨯==
z d m t nt β mm m h nt 275.425.290.125.2=⨯==
01.11275
.405
.47/==
h b 4)计算纵向重合度βε
903.114tan 241318.0tan 318.01=︒⨯⨯⨯==βφεβz d
4)计算载荷系数K
已知使用系数1=A K ，根据s m v /58.0=，7级精度，查表10-8动载系数1=V K ；由表10-4查得42.1=βH K ；由图10-13查得4.1=βF K ； 由表10-3查得4.1==ααF H K K 。

故载荷系数
99.142.14.111=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K
5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得
60.506
.199
.105.4733
11=⨯==t t K K d d 6)计算模数n m
mm z d m n 04.224
14cos 60.50cos 11=︒
⨯==
β 3、按齿根弯曲强度设计
(1)由式（10-17）
[]32123cos 2F Sa
Fa d n Y Y z Y KT m σεφβα
β∙≥
(2)确定计算参数 1)计算载荷系数
99.14.14.111=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
2)根据纵向重合度903.1=βε，从图10-28查得88.0=βY 3)计算当量齿数
27.2614cos 24cos 3311=︒==
βz z V ，22.10714cos 104
cos 3
322=︒
==βz z V 4)查取齿形系数
由表10-5查得59.21=Fa Y ，17.22=Fa Y 5)查取应力校正系数
由表10-5查得59.11=Sa Y ,80.12=Sa Y
6)由图10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ，大齿MPa FE 3802=σ
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数85.01=FH K ，88.02=FH K 7)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数4.1=S ，由式（10-12）得
[]MPa S
K FE FN F 57.303111==σσ，[]MPa S
K FE FN F 86.2382
22==σσ
8)算大小齿轮
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较
[]01357.057
.30359.159.21
1
1=⨯=
F Sa Fa Y Y σ，[]01645.086.23880
.117.2222=⨯=F Sa Fa Y Y σ
大齿轮的数值大。

9)计算06.201645.059
.124114cos 88.010885.1499.123
2
24=⨯⨯⨯︒
⨯⨯⨯⨯⨯≥=n m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算
的法面模数，取5.2=n
m mm ，满足弯曲强度，为了满足接触疲劳强度，需按接触疲
劳强度算得的分度圆直径06.501=d 来算齿数，于是由
43.195
.214cos 06.50cos 11=︒
⨯==
n m d z β 取201=z ，76.51588.2202=⨯=z ，取522=z
4、几何尺寸计算
（1）计算中心距
()75.9214cos 25
.272cos 221=︒
⨯⨯=
+=
β
n
m z z a mm
将中心距圆整为93mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
()︒=⨯⨯=+=59.1493
25
.272arccos
2arccos
21a
m z z n
β
因β值变化不大，参数不必修正。

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径
mm m z d n 5259.14cos 5
.220cos 11=︒
⨯==
β mm m z d n 13559.14cos 5
.252cos 22=︒
⨯==
β （4）计算齿宽
mm d b d 525211=⨯==φ
圆整后取mm B 552=，mm B 601=
六、高速轴的设计与校核
1、整理中间轴上的齿轮的参数如下表2：
2、由表1得高速轴上的功率、转速、扭矩如下：
m N T r KW P ∙==75.39min /960n 996
.3111，＝，
3、初步确定轴的最小直径：
mm n P A d 66.18960
996.311633
11
0min =⨯== 4、求作用在齿轮上的力
求作用在小齿轮上的力
N D T F t 2566311075.39223
111=⨯⨯==
N F F n t r 12.9656
.14cos 20tan 2566cos tan 111=⨯==
βα N F F t a 39.6686.14tan 2566tan 111=⨯== β
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
初选轴的最小直径为35mm ，在两边轴承处。

小齿轮和大齿轮处轴的直径初选为45mm ，中间轴肩处直径取为55mm ，轴肩部分宽度为10mm （根据轴肩高度h>0.07d ，轴环宽度h b 4.1≥原则）。

这里不确定齿轮距箱体内壁的距离，而初步确定左边轴承中间受力点到齿轮的距离30mm ，右边轴承中间受力点到齿轮的距离为40mm 。

5、根据初步确定的尺寸要求，计算轴承的支反力， 受力分析见图
水平面上：
⎩⎨
⎧⨯=⨯=+5.1975.13221
1
21NH t t NH NH F F F F F 解得⎩⎨
⎧==N
F N
F NH NH 1.173982721
垂直面上：
⎪⎩
⎪
⎨⎧⨯=⨯-⨯=+5.19725.13221
11121NV a r r NV NV F D F F F F F
代入数据解得⎩⎨⎧==N
F N
F NV NV 23.56676.39821。

轴向力：
N F F a a 6681==
轴承合成支反力
⎪⎩⎪⎨⎧=+==+=N
F F F N
F F F NH NV R NH NV R 182922.9182
222221211
6、轴承的选择
因轴承主要承受径向力，少量轴向力，这里选择深沟球轴承。

参照工作要求并根据轴承处轴的直径查表，有6207，6307，6407三种轴承符合要求。

1) 计算轴径比（轴承支反力取大值）：
365.01829
668
==R a F F 2) 计算当量载荷，根据工作条件取2.1=p f
()2351)6684.1182956.0(2.1=⨯+⨯⨯=+=a R p YF XF f P
3) 求轴承应有的基本额定动载荷，深沟球轴承取3=ε
366
'10/103008296060235110
/60⨯⨯⨯⨯⨯⨯==εh nL P C
=33010
根据基本额定动载荷查表选取6407，此型号的轴承的基本额定静载荷为29.50KN 。

4) 相对轴向载荷
0226.029500
6680==C F a 对应的取X ＝1，Y ＝0（可用插值法求出精确值，这里估取）。

5) 求当量动载荷
()N YF XF f P a R p 8.2194)668018291(2.1=⨯+⨯⨯=+=
6) 验算轴承6407型的使用寿命
h
P C n L h 4800010300828.219456800960601060103
66=⨯⨯⨯>⎪
⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=ε
选用的轴承合格。

7) 确定轴上倒角和倒圆角角
轴端倒角为2×45°，轴肩处倒圆角见图
8) 求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的机构图以及弯矩和扭矩图中可以看出小齿轮处是轴的危险截面，现将计算出的截面出的M M M V H 及、值列于下表3。

9) 按弯矩合成应力较核轴的强度，W 查表，扭转切应力为脉动循环变应力，取α取
0.6。

()()MPa W
T M ca 28.46301.039750
6.012165203
2
2
2
2=⨯⨯+=
+=
ασ 轴的材料为45钢，调质处理，查得
[]MPa 601=-σ，[]1-<σσ
ca
，故安全。

七、中间轴的设计与校核
1、整理中间轴上的齿轮的参数如下表2：
2、由表1得中间轴上的功率、转速、扭矩如下：
m N T r KW P ∙==148.85min /247.42n 3.856222，＝，
3、初步确定轴的最小直径：
mm n P A d 97.2742
.247856
.311233
220min =⨯== 4、求作用在齿轮上的力
a) 求作用在小齿轮上的力
N D T F t 5725521085.148223
121=⨯⨯==
N F F n t r 21558
.14cos 20tan 5725cos tan 111=⨯==
βα N F F t a 15138.14tan 5725tan 111=⨯== β
b) 求作用在大齿轮上的力
N D T F t 16351821085.148223
222=⨯⨯==
N F F n t r 6156
.14cos 20tan 1635cos tan 222=⨯==
βα N F F t a 3966.14tan 1635tan 222=⨯== β
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
初选轴的最小直径为35mm ，在两边轴承处。

小齿轮和大齿轮处轴的直径初选为45mm ，中间轴肩处直径取为55mm ，轴肩部分宽度为10mm （根据轴肩高度h>0.07d ，轴环宽度h b 4.1≥原则）。

这里不确定齿轮距箱体内壁的距离，而初步确定左边轴承中间受力点到齿轮的距离30mm ，右边轴承中间受力点到齿轮的距离为40mm 。

5、根据初步确定的尺寸要求，计算轴承的支反力，受力分析见图。

水平面上：
⎩⎨
⎧⨯=⨯+⨯+=+5
.1975.132702212
121NH t t t t NH NH F F F F F F F 解得⎩⎨
⎧==N
F N
F NH NH 2850209821
垂直面上：
⎪⎩
⎪
⎨⎧⨯+⨯=⨯+⨯+⨯+=+5.1975.1322270222
21112121NV r a a r t t NV NV F F D F D F F F F F F 代入数据解得⎩⎨⎧==N
F N
F NV NV 733203721 负号表示与图示方向相反。

轴向力：
N F F F a a a 111721=-=
轴承合成支反力
⎪⎩⎪⎨⎧=+==+=N F F F N F F F NH NV R NH NV R 7.2942
2.29242
222221211
6、轴承的选择
因轴承主要承受径向力，少量轴向力，这里选择深沟球轴承。

参照工作要求并根据轴承处轴的直径查表，有6205，6305，6405三种轴承符合要求。

10) 计算轴径比（轴承支反力取大值）：
38.02
.29241117
==R a F F 轴径比小于e 11) 计算当量载荷，根据工作条件取2.1=p f
()3530)111707.29421(2.1=⨯+⨯⨯=+=a R p YF XF f P
12) 求轴承应有的基本额定动载荷，深沟球轴承取3=ε
366'10/103008242.2476010/60⨯⨯⨯⨯⨯==εh nL C =39564.5
根据基本额定动载荷查表选取6305，此型号的轴承的基本额定静载荷为11.50KN 。

13) 相对轴向载荷
0378.029500
11170==C F a 查表取e ＝0.23 对应的取X ＝0.56，Y ＝1.9（可用插值法求出精确值，这里估取）。

14) 求当量动载荷
()N YF XF f P a R p 16.4511)11179.1292456.0(2.1=⨯+⨯⨯=+=
15) 验算轴承6305型的使用寿命
h
P C n L h 48000103008216.45115690042.247601060103
66=⨯⨯⨯>⎪
⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=ε 选用的轴承合格。

16) 轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位均采用圆头平键连接。

根据轴的直径查表取平键，键参数如下
键宽b ×键高h ：14×9；键长：小齿轮L=50mm ，大齿轮L=45mm 键与轮毂的接触高度：k ＝0.5h ＝4.5
键的工作长度：小齿轮l ＝L －b ＝36，大齿轮l ＝L －b ＝31
根据普通平键连接的强度较核计算公式：kld
T p 3
102⨯=σ
只需较核大齿轮上的平键，代入数据得
MPa kld T p 1.4445
315.41085.14821023
3=⨯⨯⨯⨯=⨯=σ
查表[]MPa p
100=σ，故所取的键符合强度要求。

17) 确定轴上倒角和倒圆角角
轴端倒角为2×45°，轴肩处倒圆角见图
18) 求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的机构图以及弯矩和扭矩图中可以看出小齿轮处是轴的危险截面，现将计算出的截面出的M M M V H 及、值列于下表3。

α取
0.6。

()()MPa W T M ca 67.4532
1.0148856.01905993
22
2
21
=⨯⨯+=+=ασ 轴的材料为45钢，调质处理，查得
[]MPa 601=-σ，[]1-<σσ
ca
，故安全。

八、低速轴的设计与校核
1、整理低速轴上的齿轮的参数如下表2：
2、由表1得中间轴上的功率、转速、扭矩如下：
m N T r KW P ∙==77.371min /6.95n 7216
.3333，＝， 3、初步确定轴的最小直径：
mm n P A d 33.396
.957216.311633
330min =⨯== 4、求作用在齿轮上的力
求作用在齿轮上的力
N D T F t 55071351077.371223
131=⨯⨯==
N F F n t r 207059
.14cos 20tan 5507cos tan 111=⨯==
βα N F F t a 142859.14tan 5507tan 111=⨯== β
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
初选轴的最小直径为40mm ，在两边轴承处。

小齿轮和大齿轮处轴的直径初选为50mm ，中间轴肩处直径取为60mm ，轴肩部分宽度为10mm （根据轴肩高度h>0.07d ，轴环宽度h b 4.1≥原则）。

这里不确定齿轮距箱体内壁的距离，而初步确定左边轴承中间受力点到齿轮的距离30mm ，右边轴承中间受力点到齿轮的距离为40mm 。

5、根据初步确定的尺寸要求，计算轴承的支反力，受力分析见图。

水平面上：
⎩⎨⎧⨯=⨯=+5.1977021
121NH t t NH NH F F F F F 解得⎩⎨⎧==N
F N F NH NH 1952355521
垂直面上：
⎪⎩
⎪⎨⎧⨯=⨯+⨯=+5.1972702111121NV a r r NV NV F D F F F F F 代入数据解得⎩⎨
⎧==N F N F NV NV 12258452
1 轴向力： N F F a a 14281==
轴承合成支反力
⎪⎩⎪⎨⎧=+==+=N F F F N F F F NH NV R NH NV R 9.1964
36542222221211 7、轴承的选择
因轴承除了承受径向力，还承受轴向力，这里选择圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据轴承处轴的直径查表，有6208，6308，6408三种轴承符合要求。

20) 计算轴径比（轴承支反力取大值）：
39.03654
1428==R a F F 21) 计算当量载荷，根据工作条件取2.1=p f
()32.4324)14285.136544.0(2.1=⨯+⨯⨯=+=a R p YF XF f P
22) 求轴承应有的基本额定动载荷，圆锥滚子轴承取3/10=ε
3/106
6
'
10/10300826.956032.432410/60⨯⨯⨯⨯⨯⨯==εh nL P C
=11050.66 根据基本额定动载荷查表选取6408，此型号的轴承的基本额定静载荷为65.5KN 。

23) 求当量动载荷
()32.4324)14285.136544.0(2.1=⨯+⨯⨯=+=a R p YF XF f P
24) 验算轴承6408型的使用寿命
h
P C n L h 48000103008232.4324733006.95601060103
66=⨯⨯⨯>⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=ε 选用的轴承合格。

25) 轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位均采用圆头平键连接。

根据轴的直径查表取平键，键参数如下
键宽b ×键高h ：14 ⨯9；键长：齿轮L=50mm
键与轮毂的接触高度：k ＝0.5h ＝4.5
键的工作长度：齿轮l ＝L －b ＝36 根据普通平键连接的强度较核计算公式：kld
T p 3
102⨯=σ 只需较核大齿轮上的平键，代入数据得
MPa kld T p 62.9050
365.410038.36721023
3=⨯⨯⨯⨯=⨯=σ
查表
[]MPa p
100=σ，故所取的键符合强度要求。

26) 确定轴上倒角和倒圆角角
轴端倒角为2×45°，轴肩处倒圆角见图
27) 求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的机构图以及弯矩和扭矩图中可以看出小齿轮处是轴的危险截面，现将计算出的截面出的M M M V H 及、值列于下表3。

28) 按弯矩合成应力较核轴的强度，W 查表，扭转切应力为脉动循环变应力，取α取
0.6。

()
()MPa W T M ca 69.16601.03670386.035536532
222=⨯⨯+=+=ασ 轴的材料为45钢，调质处理，查得[]MPa 601=-σ，[]1-<σσca ，故安全。

9） 求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的机构图以及弯矩和扭矩图中可以看出小齿轮处是轴的危险截面，现将计算出的截面出的M M M V H 及、值列于下表3。

10） 按弯矩合成应力较核轴的强度，W 查表，扭转切应力为脉动循环变应力，取α
取0.6。

()()MPa W T M ca 79.20501.03461406.013498332
222
1=⨯⨯+=+=ασ 轴的材料为45钢，调质处理，查得[]MPa 601=-σ，[]1-<σσca ，故安全。

九、连轴器的选择
根据轴的最小直径选取连轴器
高速轴 d=35mm 选取YLD6连轴器 L ＝44mm 工作轴 d=40mm 选取YLD7连轴器 L ＝82mm
十、箱体的设计
1）壁厚 ＆＝0.025a ±▲≥＆
∵a=189mm ▲=3mm
∴＆=0.025×189±3=7.725＜8
取＆=10mm
2)箱盖壁厚＆1 0.85＆＝8.5 取＆1=10mm
3)箱底、箱盖、箱座底凸缘结构厚度
b=1.5＆=15mm b1=1.5＆1=15mm b2=2.5＆1=25mm
4)地脚螺栓直径及数目
df=0.04a+8=15.56mm 取16mm
n=4300
~200340535=+ 5)轴承端盖螺钉直径d3
d31=8mm d32=10mm
6)检查孔盖螺钉直径d4
双级减速器d4=8mm
7)df 、d1、d2至箱外壁距离c Cmin=16mm
df 、d2 至凸缘边缘距离 Cmin=14mm
a) 轴承座外径 D2
D+(5~5.5)d3得 D21=100+5*8=140mm
D22=100+5*8=140mm
D23=110+5*8=150mm
11)轴承旁联螺栓距离S
S=D2
10）轴承旁凸台半径R1＝C2
11）轴承旁凸台高h由结构确定
12）箱外壁至轴承座端面距离
L1＝C1+C2+（5～8）＝35～38mm
13) 箱盖、箱座肋厚m1＞0.85＆m2＞0.85＆
14)大齿轮顶园与箱内壁间距离
▲1≥1.25 取▲1＝12mm
15)齿轮端面与箱内壁距离
▲2≥＆取▲2＝10mm。