二级减速器设计.doc

机械设计课程设计
说明书

题 目：二级展开式圆柱斜齿轮减速器
指导老师 ：
学生姓名：
学 号：
所属院系： 机械工程学院
专 业：
班 级：
完成日期：

《机械设计课程设计》任务书

班级: 姓名:
课程设计题目: 二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器
课程设计完成内容:
1.减速器装配图一张（A1图纸）；
2.零件工作图二张 （A4图纸）；
3.设计说明书一份。

发题日期: 年 月 日
完成日期: 年 月 日

指导教师:

目录
1. 选择电动机 ....................................................................................................... 1 2. 确定传动装机的总传动比和分配传动比......................................................... 2
3. 运动和动力参数计算............................................................................................3
4. 齿轮的设计............................................................................................................4
4.1 高速机减速齿轮的设计................................................................................4
4.2 低速机减速齿轮的设计................................................................................10 5. 轴的设计.................................................................................................................16
5.1 高速机轴的设计...........................................................................................16
5.2 中间轴的设计..............................................................................................21
5.3 低速机轴的设计..........................................................................................26
6. 轴承的校核...........................................................................................................30
6.1 输出轴的轴承计算......................................................................................30
6.2 中间轴的轴承计算......................................................................................30
6.3 高速轴的轴承计算......................................................................................31
7. 键联结的选择及校核计算....................................................................................32
7.1 输出轴的键校核........................................................................................32
7.2 中间轴的键校核........................................................................................33
7.3 输入轴的键校核........................................................................................33
8. 箱体结构的设计....................................................................................................33
9. 润滑密封设计........................................................................................................35
10. 设计总结..............................................................................................................36
11. 参考资料………………………………………………………………………..37

展开式二级圆柱斜齿轮减速器(二)

1.设计题目
用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所示。
(1)带式运输机数据
见数据表格。
(2)工作条件
单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%。
(3)使用期限
工作期限为十年，检修期间隔为三年。
(4)生产批量及加工条件
小批量生产。
2.设计任务
1)选择电动机型号；
2)确定带传动的主要参数及尺寸；
3)设计减速器；
4)选择联轴器。
3.具体作业
1)减速器装配图一张；
2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；
3)设计说明书一份。
4.数据表

运输带工作拉力F/N
1900
1800
1600
2200
2250
2500
2450
1900
2200
2000
运输带工作速度v/(m/s)
1.3
1.35
1.4
1.45
1.5
1.3
1.35
1.45
1.5
1.55
运输带滚筒直径D/mm
250
260
270
280
290
300
250
260
270
280

1.1)选择电动机类型
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。电压为380V。
2）选择电动机容量：
(1)工作机所需功率 =
(2)电动机所需工作功率
传动装置的总效率

查机械设计手册机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率，滚动轴承传动效率（一对），闭式齿轮传动效率=0.97,取联轴器效率=0.99，传动滚筒效率=0.96带入得

所需电动机效率

（3)电动机额定功率
由载荷平稳电动机额定功率略大于即可.根据Y系列电动机技术数据选电动机的额定功率为4KW =4kw.
3）电动机的转速
卷筒轴工作速度为
由机械设计手册可知，二级圆柱斜齿轮减速器传动比＝8～40，电动机转速的可选范围为
=（8～40）98.95=（791.6～3958）
符合这一范围的同步转速有750,1000,1500和3000.现以同步转速3000,1500及1000三种方案进行比较。
由于表1-1

表（1—1）
方 案
电动机
型号
额定
功率

电动机转速n（）
电动
质量

参考价格
/元
总传动比

同步转速
满载转速
1

4
3000
2890
45
910
2.91i
2

4
1500
1440
49
918
1.5i
3

4
1000
960
75
1433
i
表1-1中的数据，最终选自了方案2，即选定电动机型号位

2.确定传动装置的总传动比和分配传动比
总传动比
由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为 ＝＝1440/98.95＝14.55
因为分配传动比是一项复杂的工作，往往需要经多次改动，现在只做初步设计.
对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮材质相同，齿宽系数相等时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下分配，即：

则低速轴的传动比
===3.224

3. 运动和动力参数计算
（1）各轴转速 0轴 (电动机轴)
P， =1440 r/min ＝9550=9550
1轴（高速轴），＝＝1440r/min
＝××＝3.71×0.99×0.99＝3.636kW
＝9550=9550
2轴（中间轴），  ＝＝1440/4.513＝319r/min
＝×η1×＝3.636×0.99×0.97＝3.49kW
＝9550=9550
  3轴（低速轴） ＝ / ＝319/3.224=98.95r/min
＝×η1×＝3.49×0.99×0.97＝3.35kW
=9550=9550
4轴（滚筒轴） = / =98.85/1=98.95 r/min
＝×η1×=3.35×0.99×0.99＝3.28kW
=9550=9550
表3-1各轴运动和动力参数结果如下
表3-1
轴号
功率（p/kw）
转速（）
转矩（N·m）
传动比i
效率
电动机轴
（0轴）
3.71
1440
24.6

1
0.98
1轴
3.636
1440
24.11
4．513
0.96
2轴
3.49
319
104.48
3.224
0.96
3轴
3.35
98.95
323.38

1
0.98
4轴
3.28
98.95
316．56

4.齿轮的设计
4.1 高速级减速齿轮的设计
1）材料、热处理、精度：
材 料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。小齿轮齿面硬度取270HBS大齿轮齿面硬度取230HBS，两者相差40HBS。
精 度：软齿面闭式传动，齿轮精度用7级
2）设计过程：
(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
初选小齿轮齿数Z1＝22 机械设计书p215 图10-26)
大齿轮齿数Z2＝Z1×i1＝22×4=88 取Z2＝88
螺旋角β＝14゜
(2)按齿面接触疲劳强度设计，由式 (机械设计书P218 式10－21）确定各参数的值:1)初选动载系数K试选K=1.6
（机械设计 P194-8）

（3）计算小齿轮传递的转矩

2)区域系数Z：
查 (机械设计书) P217图10-30 选取区域系数 Z=2.435
3)端面重和度：
由(机械设计书) P215图10-26得：εα1=0.77 εα2=0.86
则=ε +ε=0.75+0.93=1.63
4)许用接触应力
①由图(机械设计书) P209图10－21d及图10－21c按齿面硬度查得：
（按(机械设计书) P191表10－1：小齿轮齿面硬度取270HBS
大齿轮齿面硬度取230HBS）
小齿轮接触疲劳强度极限：σHlim1＝610MPa(取MQ值)
大齿轮接触疲劳强度极限：σHlim2＝550MPa(取ME和ML的中间偏上值)
②由(机械设计书) P206公式10-13计算应力值环数
N=60nj =60×1440×1×（3×8×300×10）=6.220×10(设每年工作300天，三班制，每班8个小时)
N=N1/i1=6.220×10/4=1.555×10 (i1==
③查课本4.P207图10-19得：K=0.89 K=0.94
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用(机械设计书) P205公式10-12得:
[]==0.89×610MPa=549MPa
[]==0.94×550MPa =517MPa
则许用接触应力：
[]=([]+[])/2=(549+519)/2=533MPa
5)弹性影响系数：
查课本由(机械设计书) P201表10-6得： =189.8MP
6)齿宽系数：
由(机械设计书) P205表10-7得: =1
7)传递的转矩T1
T1=24.114＝24114N·mm(传递的转矩即是轴Ⅰ的输出转矩)
代入数据得：
小齿轮的分度圆直径d
＝35.43mm
从而得：
①计算圆周速度
2.67m/s
②计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b==35.43mm
计算模数
初选螺旋角=14
=1.61mm
③计算齿宽h与高之比
齿高h=2.25=2.25×1.61=3.623
= =9.78
④计算纵向重合度
=0.318=1.744
⑤计算载荷系数K
查(机械设计书) P193表10－2使用系数=1.25(工作时有轻微振动)
根据,7级精度, 查(机械设计书) P194图10-8得
动载系数K=1.07
查(机械设计书) P196表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数
K= 1.309
查(机械设计书) P198图10-13得: K=1.28
查(机械设计书) P195表10-3 得: K==1.2
故载荷系数:
K＝KKK =1.25×1.07×1.2×1.309=2.12
⑥按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=35.43×=38.91
⑦计算模数
=

(3) 齿根弯曲疲劳强度设计
由(机械设计书) P201公式10－5弯曲强度的设计公式

≥
确定各参数的值:
1) 确定载荷系数K：
K＝KA Kv KFa K=1.25×1.08×1.2×1.28=2.07
2) 螺旋角影响系数Y
根据纵向重合度，从(机械设计书) P217图10-28查得：
螺旋角影响系数Y=0.88
3)  计算当量齿数
Zv1＝z1/ ＝22/＝24.08
Zv2＝z2/ ＝88/＝96.33
4) 查取齿形系数Y和应力校正系数Y:
由 (机械设计书) P200表10-5用插值法得：
齿形系数:YFa1＝2.65 YFa2＝2.19
 应力校正系数:YSa1＝1.58  YSa2＝1.786
5) 计算并比较大小齿轮的
①由(机械设计书) P208图10-20c查得：
小齿轮弯曲疲劳强度极限
（取MQ线值）
由(机械设计书) P207图10-20b查得：
大齿轮弯曲疲劳强度极限
（取ME和ML中间偏上值）
②由(机械设计书) P206图10-18查得：
弯曲疲劳寿命系数K=0.84 K=0.88
(取网格中间值)
③计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[]
[]=

小齿轮的数值大，故选用
代入数据得：
≥＝1.2mm
对比计算结果，齿面疲劳强度的法面模数大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取=1.5可以在满足弯曲疲劳强度的前提下，按由接触疲劳强度的所确定的分度圆来计算齿数
＝＝25.17
取＝25 ＝254＝100
(4) 几何尺寸计算
计算中心距 a= ==96.6
将中心距圆整为96
按圆整后的中心距修正螺旋角
=
因值改变不多,故参数,,等不必修正.
计算大,小齿轮的分度圆直径
d==38.39
d==153.59
计算齿轮宽度 b=
圆整得：
小齿轮三维图:

图4-1小齿轮三维图

大齿轮三维图：

图4-2大齿轮三维图
4.2 低速级减速齿轮的设计
一、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）
1）材料、热处理、精度：
材 料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。小齿轮齿面硬度取280HBS大齿轮齿面硬度取240HBS，两者相差40HBS。
精 度：软齿面闭式传动，齿轮精度用7级
2）设计过程：
(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
初选小齿轮齿数Z1＝24
大齿轮齿数Z2＝Z12×i1＝24×2.91=68.84 取Z2＝70
螺旋角β＝14゜
(2)按齿面接触疲劳强度设计，由式（(机械设计书) P218 式10－21）

确定各参数的值:
1)初选动载系数：
试选=1.6
2)区域系数Z：
查(机械设计书) P217图10-30 选取区域系数 Z=2.435
3)端面重和度：
由(机械设计书) P215图10-26得：εα1=0.75 εα2=0.86
则=εα1+εα2=0.75+0.86=1.61
4)许用接触应力
①由图(机械设计书) P209图10－21d及图10－21c按齿面硬度查得：
（按(机械设计书) P191表10－1：小齿轮齿面硬度取280HBS
大齿轮齿面硬度取240HBS）
小齿轮接触疲劳强度极限：σHlim1＝600MPa(取MQ值)
大齿轮接触疲劳强度极限：σHlim2＝550MPa(取ME和ML的中间偏上值)
②由(机械设计书) P206公式10-13计算应力值环数
N=6.220×10/5=1.244×10
N=N1/i2=1.555×10/2.42=6.43×10
③查课本(机械设计书) P207图10-19得：K=0.94 K=1
（取网格内的中间值）
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用(机械设计书) P205公式10-12得:
[]==0.94×600MPa =564MPa
[]==1×550MPa =550MPa
则许用接触应力：
[]=([]+[])/2=(564+550)/2=557MPa
5)弹性影响系数：
查课本由(机械设计书) 201表10-6得： =189.8MP
6)齿宽系数：
由(机械设计书) 205表10-7得: =1
7)传递的转矩T2
T2=104.480N·m＝104480N·mm(传递的转矩即是轴Ⅰ的输出转矩)
代入数据得：
小齿轮的分度圆直径d
＝57.70mm
从而得：
①计算圆周速度
1m/s
②计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b==57.7mm
计算模数m
初选螺旋角=14
=2.33mm
③计算齿宽与高之比
齿高h=2.25=2.25×2.33=5.25
= =10.99
④计算纵向重合度
=0.318=1.903
⑤计算载荷系数K
查(机械设计书) P193表10－2使用系数=1.25(工作时有轻微振动)
根据,7级精度, 查(机械设计书) P194图10-8得
动载系数K=1.03
查(机械设计书) P196表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数
K= 1.314
查(机械设计书) P198图10-13得: K=1.4
查(机械设计书) P195表10-3 得: K==1.2
故载荷系数:
K＝KA Kv K K =1.25×1.03×1.2×1.314=2.03
⑥按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=57.7×=62.46
⑦计算模数
=
确定各参数的值:
2) 确定载荷系数K：
K＝KA Kv KFa KF=1.25×1.03×1.2×1.4=2.16
2) 螺旋角影响系数Y
根据纵向重合度，从(机械设计书) P217图10-28查得：
螺旋角影响系数Y=0.88
3)  计算当量齿数

(3) 齿根弯曲疲劳强度设计 由(机械设计书) P201公式10－5弯曲强度的设计公式
≥
Zv1＝z1/ cos＝24/ cos14＝26.27
Zv2＝z2/ cos＝58/ cos14＝63.49 4) 查取齿形系数YFa和应力校正系数YSa:
由(机械设计书) P200表10-5用插值法得：
齿形系数:YFa1＝2.65 YFa2＝2.27
 应力校正系数:YSa1＝1.58  YSa2＝1.72
5) 计算并比较大小齿轮的
①由(机械设计书) P208图10-20c查得：
小齿轮弯曲疲劳强度极限
（取MQ线值）
由(机械设计书) P207图10-20b查得：
大齿轮弯曲疲劳强度极限
（取ME和ML中间偏上值）
②由(机械设计书) P206图10-18查得：
弯曲疲劳寿命系数K=0.89 K=0.94
(取网格中间值)
③计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[]=
[]=

小齿轮的数值大，故选用
代入数据得：
≥＝1.82mm

对比计算结果，齿面疲劳强度的法面模数大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取=2可以在满足弯曲疲劳强度的前提下，按由接触疲劳强度的所确定的分度圆来计算齿数
＝＝30.30
取＝30
＝302.91＝87
(4) 几何尺寸计算

计算中心距 a= ==120.58
将中心距圆整为121
按圆整后的中心距修正螺旋角
=
因值改变不多,故参数,,等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d==61.84
d==180
计算齿轮宽度
B=
圆整得：
小齿轮三维图:

图4-3小齿轮三维图
大齿轮三维图：

图4-4大齿轮三维图
5.轴的设计
表5-1
级别

齿宽
高速级
25
100
1.5
134

=45mm,=40mm
低速级
30
87
2

=70mm,=65mm
5.1 高速级轴的设计
1.由前计算列出Ⅰ轴上各数据
表5-2
功率
转矩
转速
直径
压力角
3.636Kw
24114N·mm
1440r/min
38.39mm
20°

2. 求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为
=38.39
而 F==1256N

F= F=1256×=468.12N
F= Ftan=1256×=276.6N
圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:
3. 初步确定轴的直径
先按课本(机械设计书) p365 15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取
=A0
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图下所示）,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查课本 (机械设计书) ,选取
Tca=KAT1=1.3×24114=31348.2N.mm
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取LX5型弹性套柱销联轴器其公称转矩为31500Nmm,半器径 故取半联轴器的长度L=142半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=107
4. 轴结果的设计
（1）拟定轴上零件的传动方案。如图所示

图5-1 高速轴
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径 d=55;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取=107 2）初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据d=55,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承30306型.其尺寸为，故取=60mm
3） 右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由课程设计手册查得轴承轴肩的高度h=5mm，因此取=70mm。
4） 取安装齿轮处的轴段=70mm;因小齿轮直径较小，固直接把齿轮和轴做成一起 。
5） 轴承端盖的总宽度为60mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.

6)段的右端与左轴承之间采用挡油环定位.防止小齿轮的油甩出。
取齿轮距箱体内壁之距离a=26,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=20,
第Ⅱ根轴上有两个齿轮,其中大齿轮齿宽为65mm，小齿轮齿宽为70mm，取=12mm,则可计算：
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
（3）轴上的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按表查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为，各处的倒圆角标注在图中。
5.求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
对于30306型的圆锥滚子轴承,a=15mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
120mm+69mm=189mm

图5-2 轴的载荷分析图

=0,

载荷
水平面H
垂直面V
支反力
FNH1=458..54N FNH2=797.46N
FNV1=154.61N FNV2=300.1N
弯矩
MH= 69563N.mm
=33540N.mm
=21139.1N.mm
总弯矩
=77226.57 N.
扭矩
T1=31343N.mm
表5-3

6. 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6）
1）计算轴的应力

前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。
第一跟轴的三维图：

图5-3 高速轴三维图
5.2 中间轴的设计
（1）由前计算列出2轴上各数据
表5-3
功率
转矩
转速
直径
压力角
3.49Kw
104.48N·mm
319r/min
62.46mm
20°

2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为
=62.46mm
而 F==
F= F=3345.5×=1254.94N
F= Ftan=3345.5×tan=834.13N
圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:
3. 初步确定轴的直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取
d=A0
4. 轴结果的设计
(1)拟定轴上零件的传动方案.如图所示

图5-4 中间轴

2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 d=25.36mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承30307型. 其尺寸为，故取=36mm
2)取安装齿轮处的轴段;左齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位.已知齿轮的宽度为70mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取.同理取右端轴端42mm， 两齿轮齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3,取.因齿轮之间应相距一定距离，取
3)取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=14.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,取滚动轴承宽度T=22,则
=（22+8+16+4）mm=50mm
考虑右端齿轮与I轴齿轮啮合，取=18mm
=（22+8+18+3）mm=51mm
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
（3）轴上的周向定位
齿轮与轴的地位用平键连接，按其直径为40mm,有表可查得平键截面bh=12mm8mm，处的长度为56mm，处为36mm。同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各处的倒圆角标注在图中。
5.求轴上的载荷
查表，对于30307型的圆锥滚子轴承,a=16.8mm,取a=17mm。因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

图5-5 中间轴的载荷分析图

F==-3345.5N
F F=-4087N
M=305675N.mm, M=19176.4N.mm
而对于垂直面上，如下图，可列出关系式，
：
：
F=-1699.8N F=798.45N
M=F+M=-117980N. M=-85768 N.
327652.99 N.
M=258765.63 N.

表5-4
载荷
水平面H
垂直面V
支反力
FNH1=-4087N FNH2=3345.5N
F=-1699.8N
F=798.45N
弯矩

M=-117980N.
M=-85768 N.
总弯矩
= 327652.99 N., M=258765.63 N.
扭矩
T3=323.32N.mm

6. 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6）
1） 计算轴的应力
2） = MP

前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。
中间轴的三维图：

图5-6 中间轴的三维图
5.3 低速级轴的设计
（1）由前计算列出3轴上各数据
表5-5
功率
转矩
转速
直径
压力角
3.35Kw
323320N·mm
98.95r/min
180mm
20°

2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为
=180mm
而 F=
F= F=3592.44×=1347.57N
F= Ftan=3592.44×=895.7N
圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:
3. 初步确定轴的直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取
dmin=A0
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图下所示）,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查课本,选取

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查表选取LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500000Nmm,半联轴器的孔径4. 轴结果的设计
(1) 拟定轴上零件的传动方案。如图所示

图5-7 低速轴
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取
2)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承30310型.其尺寸为，故取=29mm
3)右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由课程设计手册查得轴承轴肩的高度h=5mm，因此取=60mm。
4)取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端采用套筒定位。已