机械设计课程设计展开式双级圆柱齿轮减速器-开式齿轮.docx

机械设计课程设计
说 明 书

高等技术学院模具设计专业

目 录

一、设计任务书 3
二、电动机的选择计算 3
三、传动比的分配 4
四、传动装置的运动及动力参数计算 8
五、传动零件的设计计算 17
六、轴类零件的设计计算和强度校核 18
七、滚动轴承的选择及其寿命验算 26
八、键联接的选择和校核 30
九、联轴器的选择和验算 31
十、润滑及密封形式类型的选择 31
十一、减速器附件设计 32
十二、减速器的主要尺寸及数据 31
十三、参考文献 32
十四、设计总结与体会 32

一． 设计任务书
1.传动方案
展开式双级圆柱齿轮减速器+开式齿轮

2.工况及有关参数
序
参

数

工 作
条 件
(或自拟)
参考
号
F（N）
V（m/s）
D（mm）
工作环境
工作年限
生产规模
载荷性质
方案
1
3000
1.4
450
清洁
10年双班
单件
平稳
方案1
3.设计要求
装配图设计：1张A1（包括主视图、俯视图和左视图，
零件明细表，技术特性表，技术要求）
零件图设计：2张 ，轴和齿轮。
编写设计计算说明书
二．电动机的选择计算
1.电动机类型的选择
电动机的类型根据动力源和工作条件，选用最常用的Y系列三相异步电动机。
2.电动机功率的选择
工作机所需要的有效功率为
PW=FV1000=3000×1.41000KW=4.2KW
为了计算电动机所需的功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总效率η。
根据【2】表2-2确定各部分的效率:
传动滚筒效率 η滚=0.96
联轴器效率 η联=0.99
联轴器效率 η联=0.99
滚动轴承效率 η轴承=0.99
开式齿轮的传动效率 η开齿=0.95（脂润滑）
闭式齿轮的传动效率 η闭齿=0.97（8级精度）

所需的电动机的功率
pd=PWn=4.20.8kw=5.25kw
3). 滚筒的转速为：
nw=60×1000vπd=60×1000×1.4450πr/min
查【2】表16-1，选常用的电动机，额定功率5.5kw,
同步转速1000r/min和1500r/min。根据表16-1得到下面两种常用电动机的选择方案。
方案号
电动机型号
额定功率/kw
同步转速r/min
满载转速r/min
总传动比
轴外伸轴径mm
轴外伸长度mm
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
24.24
38
80
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
16.16
38
80
表2-3
由上表可知，方案2的电动机虽然满足要求，但是总传动比较小，对于双级减速器+开式齿轮传动不好分配传动比，所以选择方案1中的电动机型号。即Y132S-4,。
三．传动比的分配
根据【2】2-3知，取开式齿轮传动比i3=4
减速器的总传动比为 i=24.244=6.04
高速级齿轮传动比为 i1=1.3i=1.3×6.04=2.802
低速级齿轮传动比为 i2=ii1=6.042.802=2.156
四、传动装置的运动及动力参数计算
1.各轴转速的计算
电机轴 n0=1440r/min
减速器高速轴 n1=n1/i00=14401r/min=1440r/min
减速器中间轴 n2=n1/i1=14402.802r/min=513.919r/min
减速器低速轴 n3=n2/i2=n2/i1=513.9192.156r/min=238.367r/min
开式齿轮轴 n4=n3=238.367r/min
滚筒轴 n5=n4/i3=238.3674r/min=59.592r/min
2.各轴输入功率计算
电机轴 P0=Pd=5.25kw
减速器高速轴 P1=Pdη1=5.25×0.99kw=5.197kw
减速器中间轴 P2=P1η2η3=5.197×0.97×0.99kw=4.990kw
减速器低速轴 P3=P2η2η3=4.990×0.97×0.99kw=4.792kw
开式齿轮轴 P4=P3η3η1=4.792×0.99×0.99kw=4.696kw
滚筒轴 P5=P4η4η5=4.696×0.99×0.95kw=4.417kw
4.各轴的输入转矩计算
电机轴 T0=9550×P0 n0 =9550×5.251440 N∙m =34.814N∙m
减速器高速轴 T1=9550 ×P1 n1=9550×5.1971440 N∙m =34.466N∙m
减速器中间轴 T2=9550×P2 n2 =9550×4.990513.919 N∙m =92.728N∙m
减速器低速轴 T3=9550×P3 n3 =9550×4.792238.367 N∙m =191.988N∙m
开式齿轮轴 T4=9550×P4 n4 =9550×4.696238.367 N∙m =188.142N∙m
滚筒轴 T5=9550×P5 n5 =9550×4.41759.592 N∙m =707.853N∙m

各轴运动及动力参数

轴序号
功率P(kw)
转速n(r/min)
转矩(N.m)
传动形式
传动比
效率η
0
5.25
1440
34.818
弹性联轴器
1.0
0.99
Ⅰ
5.197
1440
34.466
闭式齿轮
2.802
0.97
Ⅱ
4.990
513.919
92.728
闭式齿轮
2.156
0.97
Ⅲ
4.792
238.367
191.988
联轴器
1.0
0.99
Ⅳ
4.696
238.367
188.142
开式齿轮
4
0.95
Ⅴ
4.417
59.592
707.845

四、传动装置的运动及动力参数计算
（一）.开式齿轮传动设计计算
开式齿轮传动设计条件：输入功率P4=4.696kw 主动轮转速n4=238.367r/min 传动比i3=4 转矩T4=188.142 N∙m
1. 选择齿轮材料.热处理方式及计算许用应力
材料的选择及热处理: 按使用条件，属低速，轻载，重要性和可靠性一般的开式开式齿轮传动。选用硬齿面齿轮，大小齿轮都选用20钢，并进行淬火处理。
确定许用应力，查【1】图8-16得齿轮的弯曲疲劳极限 σFlim1=σFlim2=460MP.
计算循环应力次数N，确定寿命系数YN1,YN2,安全系数SFmin
N1=60an1t=60×238.367×10×300×16=6.87×108
N2=60an2t=60×59.592×10×300×16=1.72×108
查【1】图8-15可得：YN1=YN2=1
查【1】图8-5可得 SFmin=1.6
由【1】中公式8-9得许用弯曲应力
σFp=σFlimYSTSFminYN=460×2×11.6×1=575MPa
2. 分析失效形式，确定设计准则在此处键入公式。
由于设计为硬齿面开式齿轮传动，其主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断。因此该齿轮传动主要按齿根弯曲疲劳强度设计。
3．初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸
由前面可知齿轮名义转矩T4=188.142 N∙m
初估齿轮圆周速度V5≤3m/s，选用直齿圆柱齿轮传动
初选参数 Z5=30 ,Z6=Z5i3=4×30=120 变位系数X1=X2=0 齿宽系数φd=0.4
由【1】中公式8-8得模数 m≥32KT4YSaYFaφdZ52σFp
查【1】表8-13可得到载荷系数K=1.5 YFa5=2.56
查【1】表8-14可得 YSa5=1.63 所以
m≥32KT4YSaYFaφdZ52σFp=32×1.5×188142×1.63×2.560.4×302×575=2.25
考虑到齿面磨损的影响，模数增大10%~15%，为了保证滚筒不与齿轮轴干涉，取标准模数 m=4
计算出开始齿轮的参数
分度圆直径 d5=mz5=4×30mm=120mm
d6=mz6=4×120mm=480mm
中心距 a=d5+d62=120+4802mm=300mm>4502=225mm
所以滚筒不会与齿轮轴干涉。
齿轮圆周速度V=n6πd660000=59.592×3.14×48060000m/s=1.5m/s<3m/s
齿宽 b6=b=φd×d5=0.4×120mm=48mm
b5=b+（5-10）mm=55mm
齿顶圆直径 da5=d5+2ha*m=120+2×1×4mm=128mm
da6=d6+2ha*m=480+2×1×4mm=488mm
齿根圆直径 df5=d5-2（ha*+c*）m=120-2（1+0.25）×4mm=110mm
df6=d6-2（ha*+c*）m=480-2（1+0.25）×4mm=470mm
齿轮号
齿数
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
齿宽
5
30
120
128
110
55
6
120
480
488
470
48
单位（mm）
4．验算齿根弯曲疲劳强度
由弯曲强度验算式【1】8-7计算时，先按齿数查图8-13，得齿形系数： YFa1= 2.55 YFa2=2.22
再查表8-14得应力修正系数：YSa1= 1.62 , YSa1=1.81
代入式（8-7）有
σF5=2KT5bd5m YFa1 YSa1=2×1.2×70784548x120x4×2.55×1.62MPa=304.6MPa
< σFp=575MPa
σF6= σF5YFa2YSa2YFa1YSa1=304.6×2.22×1.812.55×1.62MPa=209.3MPa
< σFp=575MPa
即开式齿轮的弯曲疲劳强度合格
（二）.减速器（高速级）内传动的设计计算
已定参数：n1=1440r/min n2=513.919r/min p1=5.197kw
T1=34.466N∙m u=i1=2.802
1．齿轮材料:闭式齿轮传动采用软齿面齿轮。小齿轮：45钢调质处理，硬度为217-255HBS，取230HBS；大齿轮：45钢正火处理，硬度为169-217HBS，取为200HBS.
2.确定许用应力
查【1】图8-11，可得接触疲劳极限应力σHlim1=580Mpa σHlim2=540Mpa
查【1】图8-16可得齿轮弯曲疲劳极限应力σFlin1=190Mpa σFlim2=180Mpa
计算两齿轮的应力循环次数N1=60an1t=60×1440×10×300×16=4.15×108 , ,N2=N1i1=4.15×1082.802=1.48×108
查【1】表8-5得接触应力和弯曲应力的安全系数为
SHmin=1.05 SFmin=1.35
根据使用条件差【1】图8-10和8-15可得 ZN1=ZN2=1 YN1=YN2=1
由式8-4可知，因大齿轮硬度低，许用应力也小，故进行接触强度计算时应用σP2代入公式。则齿轮的许用接触应力为
σHp1=σHlim1SHminzN1=5801.05×1Mpa=552MPa
σHp2=σHlim2SHminzN1=5401.05×1Mpa=514MPa
两齿轮的许用弯曲应力为：
σFp1=σFlim1SFminYN1YST=5801.35×1×2Mpa=282MPa
σFp2=σFlim2SFminYN2YST=1801.05×1×2Mpa=266MPa
由设计准则知，对本闭式软齿面齿轮传动应按齿面接触强度设计，再 验算齿根弯曲强度。
假设齿轮的圆周速度V≤5m/s，制造精度为8级，对称布置
查【1】表8-6得齿宽系数φd=1，查表8-3得载荷系数K=1.1
查表8-4得弹性系数ZE=189.8Mpa ，查图8-4知节点区域系数ZH=2.5
将各参数代入【1】中式8-3得,小齿轮分度圆直径
d1≥32KT1φd∙u+1u（ZEZHσHP）2
=32×1.1×344661∙2.802+12.802∙（189.8×2.5514）2mm=44.43mm
从而可初步确定齿轮传动的主要参数尺寸
①．初选齿数：Z1=31,Z2=Iz1=2.802×31≅87
②定模数：由d1=Mz1 ，可得m≥44.4331=1.433 考虑到开式齿轮的尺寸较大，故取标准模数 m=2
③．验算齿轮圆周速度
V=n1πd160000=1440×3.14×6260000m/s=4.675m/s<5m/s
④．求传动尺寸
分度圆直径 d1=mz1=2×31mm=62mm
D2=mz2=2×87mm=174mm
中心距 a=d1+d22=62+1742mm=118mm
齿宽 b2=b=φd×d1=1×62mm=62mm
B1=b2+（5-10）mm=67mm
齿顶圆直径 da1=d1+2ha*m=62+2×1×2mm=66mm
da2=d2+2ha*m=174+2×1×2mm=178mm
齿根圆直径 df1=d1-2（ha*+c*）m=62-2（1+0.25）×2mm=57mm
df2=d2-2（ha*+c*）m=174-2（1+0.25）×2mm=169mm
5.验算齿根弯曲疲劳强度
由弯曲强度验算式【1】8-7计算时，先按齿数查图8-13，得齿形系数： YFa1= 2.56 YFa2=2.25
再查表8-14得应力修正系数：YSa1= 1.63 , YSa2=1.76
代入式（8-7）有
σF1=2KT1bd1m YFa1 YSa1=2×1.1×3446662x62x2×2.56×1.63MPa=41.16MPa
< σFp1=282MPa
σF2= σF1YFa2YSa2YFa1YSa1=41.16×2.25×1.762.56×1.63MPa=41.9MPa
< σFp2=266MPa
即该闭式软齿面齿轮的弯曲疲劳强度合格
减速器高速级直齿圆柱齿轮传动的参数如下
齿轮号
齿数
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
齿宽
1
31
62
66
57
67
2
87
174
178
169
62
（单位：mm）
（三）.减速器（低速级）内传动的设计计算
已定参数： n2=513.919r/min n3=238.367r/min p2=4.990kw
T1=92.728N∙m u=i2=2.156
1．齿轮材料:闭式齿轮传动采用软齿面齿轮。小齿轮：45钢调质处理，硬度为217-255HBS，取230HBS；大齿轮：45钢正火处理，硬度为169-217HBS，取为200HBS.
2.确定许用应力
查【1】图8-11，可得接触疲劳极限应力σHlim3=580Mpa σHlim4=540Mpa
查【1】图8-16可得齿轮弯曲疲劳极限应力σFlin3=190Mpa σFlim4=180Mpa
计算两齿轮的应力循环次数N3=60an2t=60×513.919×10×300×16=1.48×109 , ,N4=N1i2=1.48×1092.156=6.86×108
查【1】表8-5得接触应力和弯曲应力的安全系数为
SHmin=1.05 SFmin=1.35
根据使用条件差【1】图8-10和8-15可得 ZN3=ZN4=1 YN3=YN4=1
由式8-4可知，因大齿轮硬度低，许用应力也小，故进行接触强度计算时应用σP2代入公式。则齿轮的许用接触应力为
σHp3=σHlim3SHminzN3=5801.05×1Mpa=552MPa
σHp4=σHlim4SHminzN4=5401.05×1Mpa=514MPa
两齿轮的许用弯曲应力为：
σFp3=σFlim3SFminYN3YST=1901.35×1×2Mpa=282MPa
σFp4=σFlim2SFminYN4YST=1801.05×1×2Mpa=266MPa
由设计准则知，对本闭式软齿面齿轮传动应按齿面接触强度设计，再 验算齿根弯曲强度。
假设齿轮的圆周速度V≤5m/s，制造精度为8级，对称布置
查【1】表8-6得齿宽系数φd=1，查表8-3得载荷系数K=1.1
查表8-4得弹性系数ZE=189.8Mpa ，查图8-4知节点区域系数ZH=2.5
将各参数代入【1】中式8-3得,小齿轮分度圆直径
d3≥32KT2φd∙u+1u（ZEZHσHP）2
=32×1.1×927281∙2.156+12.156∙（189.8×2.5514）2mm=65.08mm
从而可初步确定齿轮传动的主要参数尺寸
①．初选齿数：Z3=32,Z2=I z4=2.156×32≅69
②定模数：由d3=Mz3 ，可得m≥65.0832=2.034 考虑到开式齿轮的尺寸较大，故取标准模数 m=5
③．验算齿轮圆周速度
V=n2πd360000=513.919×3.14×32×560000m/s=4.305m/s<5m/s
④．求传动尺寸
分度圆直径 d3=mz3=5×32mm=160mm
d4=mz4=5×69mm=345mm
中心距 a=d3+d42=160+3452mm=252.5mm
齿宽 b4=b=φd×d3=1×160mm=160mm
B3=b4+（5-10）mm=165mm
齿顶圆直径 da3=d3+2ha*m=160+2×1×5mm=170mm
da4=d4+2ha*m=174+2×1×5mm=355mm
齿根圆直径 df3=d3-2（ha*+c*）m=160-2（1+0.25）×5mm=147.5mm
df4=d4-2（ha*+c*）m=174-2（1+0.25）×5mm=332.5mm
5.验算齿根弯曲疲劳强度
由弯曲强度验算式【1】8-7计算时，先按齿数查图8-13，得齿形系数： YFa3= 2.55 YFa4=2.28
再查表8-14得应力修正系数：YSa3= 1.64 , YSa4=1.74
代入式（8-7）有
σF3=2KT2bd3m YFa3 YSa3=2×1.1×92728160x160x5×2.55×1.64MPa=6.67MPa
< σFp3=282MPa
σF4= σF3YFa4YSa4YFa3YSa3=9.67×2.28×1.742.55×1.64MPa=9.17MPa
< σFp2=266MPa
即该闭式软齿面齿轮的弯曲疲劳强度合格
减速器高速级直齿圆柱齿轮传动的参数如下
齿轮号
齿数
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
齿宽
3
32
160
170
147.5
165
4
69
345
355
332.5
160
单位(mm
六．.轴类零件设计和校核
6.1 I轴（高速轴）的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面算得P=5.197KW，n=1440r/min，T =0.34N
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d=62mm
而 F=1111.8N
F=F11118=404.7N
3.初步估定减速器高速轴外伸段轴径
根据所选电机查表4-12-2选电机轴径为38

则d=(0.8～1.0)d=(0.8～1.0)38=30.4～38mm
取d=32mm。
4． 选择联轴器
　高速轴轴端处选择LT型联轴器 GB/T4323-2002
名义转矩T=9550×=9550×(5.5/1440)
=36.48 N·m
查【1】表12-1得KA=1.5
　 计算转矩为　　TC=KT=1.5×36.48=54.72N·m
　　公称转矩为 Ｔｎ＝250N·m>TC =54.72 N·m,
[n]=3300r/min>n=1440r/min
　减速器高速轴外伸段直径为d=32mm，长度L=82mm。
（1）拟定轴上零件的装配方案
通过分析比较，装配示意图6-1
（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）I-II段是与半联轴器连接的其d=32mm，l=82mm。
2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=35mm。
3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d=35mm，查表12-5轴承目录里初选6208号其尺寸为d=40mm80mm18mm故d=40mm,LIII-IV=20mm。又右边采用轴肩定位取=52mm所以l=189mm，=58mm，=12mm
4）取安装齿轮段轴径为d=46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为67mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l=63mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处d=40mm。取l=46mm
所以I轴总长为420mm。
（3）轴上零件的周向定位
齿轮，联轴器，与轴之间的定位均采用平键连接。按d由[2]P107表4-1查得平键截面b,键槽用键槽铣刀加工长为74mm。同时为了保证联轴器与轴之间配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键14x9x55，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[2]表15-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图。

5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图6-2

图6-2

现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下：
F=1402N F=1613N F=2761N F=864N
M=86924N
M=103457
M=171182N
M==N
M=M=103457N
T=34466N
6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力:

=23.7MP
前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1
查得[]=60Mp，，故安全。
6.2 II轴（中间轴）的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面的计算得P2=4.990KW，n2=513.919，T 2=0.92N
2.求作用在齿轮上的力
已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d2=174mm d3=160mm
而 Ft2==1123.3N
Fr2=F2=1123.3=408.8N
同理可解得：
Ft3=1221.6N，Fr3=F444.6N
3.初步确定轴的最小直径
现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A=110，于是得：
d=A43mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=45.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为：d=50故d=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以l=48mm
4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图6-3

图6-3
（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为62mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=57mm，d=56mm。
2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l =15mm，d=,62mm。
3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为165mm可取l=160mm，d=58mm
4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 l =48mm d=50mm
（3）轴上零件的周向定位
两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由[2]P107表11-28查得平b×h×l=16×10×50，按d得平键截面b=16×10×140其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[2]表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。
5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下：
F=719N F=2822N F=4107N F=7158N
M=49611N
M=253980Nmm
M=-283383N
M=-644220N
M==284000N
M==690000N
T=0.93N

图6-4
6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和Ⅵ的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力

=50.6MP

前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[]=60Mp，。
对于Ⅵ的右侧

由[2]表15-1查得
由[2]表3-8查得
由[2]附图3-4查得
由[2]中和得碳钢的特性系数，取，
故综合系数为

故Ⅵ右侧的安全系数为

>S=1.5
故该轴在截面Ⅵ的右侧的强度也是足够的。
综上所述该轴安全。
6.3 III轴（低速轴）的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面算得P=4.792KW，n=238.367r/min，T=0.19N
2.求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d=345mm
而 F=1113N
F=F1113405N
3.初步确定轴的最小直径
现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据【2】表15-3，取A=110，于是得：
d=A29.9mm
该轴与齿轮配合处开一键槽，与联轴器配合出开有键槽，所以最小直径增大5%-7%，圆整后取最小直径为35mm。
同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=KA=T3查[2]表14-1取K=1.5.则：T=1.5X191988=287982N.mm
按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[2]P表13-5可选用LT6型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2500000N。半联轴器孔径d=35mm，故取d=35mm半联轴器长度L=82mm，
4. 轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图6-5

图6-5
（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=40mm；，现取l=82mm.
2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据d =40mm和方便拆装可取l=70mm。
3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d=45mm，查 (2)表12-5轴承目录里初选6209号其尺寸为d=45mm85mm19mm，l=19+3mm由于右边是轴肩定位，d=48mm，l=100mm，d=54mmmm，l=12mm。
4）取安装齿轮段轴径为d=50mm，已知齿轮宽为160mm取l=156mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处d=45mm。轴承同样选用6209型深沟球轴承，取l=40mm
（3）轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d由[2]P107表11-28查得平键截面bxh=10x8键槽用键槽铣刀加工长为76mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键16x10x150齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[2]表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。
5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。
现将计算出各个截面处的M，M和M的值如下：
F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N
M=-211990N M=582384N
M==620000N
T3=0.19N

图6-6

图6-6

6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯 矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力

=24.0MP
前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1
查得[]=60Mp，，故安全。
6.4 IV轴的设计
因为本课程主要是设计双级齿轮减速器，并没有给定滚筒的长度尺寸，所以不好设计减速器连接开式齿轮的轴。可类比III轴，此处略去。
七．.轴承的寿命计算
7.1 I轴上的轴承6208寿命计算
预期寿命：LA=10×360×16 =57600
查【2】表12-5知；P=404.7N,n=1440r/min，C=29500N,
（29500404.7）310660×1440h =4482834h>44800h
故 I轴上的轴承6208在有效期限内安全。
7.2 II轴上轴承6210的寿命计算
预期寿命：LA=10×360×16 =57600
查【2】表12-5知；P=408.8N,n=513.919r/min，C=35000N,
（35000408.8）310660×513.919h=20352864h<44800h
故II轴上轴承6210须在四年大修时进行更换。
7.3 Ⅲ轴上轴承6209的寿命计算
预期寿命：LA=10×360×16 =57600
查【2】表12-5知；P=405N,n=238.367r/min，C=31500N,
（31500405）310660×238.367h =32897978h>44800h
故III轴上的轴承62109满足要求。
八． 键连接的校核
8.1 I轴上键的强度校核
由（六）可知该减速器所用键的规格为 （都为A型键）
I高速轴：b×h×l=10×8×74 b×h×l=14×9×55
II中间轴：b×h×l=16×10×50 b×h×l=16×10×140
III高速轴：b×h×l=10×8×76 b×h×l=16×10×150
查【1】表13-10得许用挤压应力为σF=130MPa
I-II段键的工作长度l=L-b=74-10=64mm
σP=4T1dhl=4×3446638×8×74MPa=6.13MPa<σF=130MPa
故此键能安全工作。
VI-VII段键