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1、重庆理工大学机械设计课程设计 前言 减速器的结构随其类型和要求不同而异。单级圆柱齿轮减速器按其轴线在空间相对位置的不同分为：卧式减速器和立式减速器。前者两轴线平面与水平面平行，如图1-2-1a所示。后者两轴线平面与水平面垂直，如图1-2-1b所示。一般使用较多的是卧式减速器，故以卧式减速器作为主要介绍对象。 单级圆柱齿轮减速器可以采用直齿、斜齿或人字齿圆柱齿轮。 图1-2-2和图1-2-3所示分别为单级直齿圆柱齿轮减速器的轴测投影图和结构图。减速器一般由箱体、齿轮、轴、轴承和附件组成。 箱体由箱盖与箱座组成。箱体是安置齿轮、轴及轴承等零件的机座，并存放润滑油起到润滑和密封
2、箱体内零件的作用。箱体常采用剖分式结构（剖分面通过轴的中心线），这样，轴及轴上的零件可预先在箱体外组装好再装入箱体，拆卸方便。箱盖与箱座通过一组螺栓联接，并通过两个定位销钉确定其相对位置。为保证座孔与轴承的配合要求，剖分面之间不允许放置垫片，但可以涂上一层密封胶或水玻璃，以防箱体内的润滑油渗出。为了拆卸时易于将箱盖与箱座分开，可在箱盖的凸缘的两端各设置一个起盖螺钉（参见图1-2-3），拧入起盖螺钉，可顺利地顶开箱盖。箱体内可存放润滑油，用来润滑齿轮；如同时润滑滚动轴承，在箱座的接合面上应开出油沟，利用齿轮飞溅起来的油顺着箱盖的侧壁流入油沟，再由油沟通过轴承盖的缺口流入轴承（参图1-2-3）。
3、 减速器箱体上的轴承座孔与轴承盖用来支承和固定轴承，从而固定轴及轴上零件相对箱体的轴向位置。轴承盖与箱体孔的端面间垫有调整垫片，以调整轴承的游动间隙，保证轴承正常工作。为防止润滑油渗出，在轴的外伸端的轴承盖的孔壁中装有密封圈（参见图1-2-3）。 减速器箱体上根据不同的需要装置各种不同用途的附件。为了观察箱体内的齿轮啮合情况和注入润滑油，在箱盖顶部设有观察孔，平时用盖板封住。在观察孔盖板上常常安装透气塞（也可直接装在箱盖上），其作用是沟通减速器内外的气流，及时将箱体内因温度升高受热膨胀的气体排出，以防止高压气体破坏各接合面的密封，造成漏油。为了排除污油和清洗减速器的内腔，在减速器箱座底部
4、装置放油螺塞。箱体内部的润滑油面的高度是通过安装在箱座壁上的油标尺来观测的。为了吊起箱盖，一般装有一到两个吊环螺钉。不应用吊环螺钉吊运整台减速器，以免损坏箱盖与箱座之间的联接精度。吊运整台减速器可在箱座两侧设置吊钩（参见图1-2-3）。 目 录 一、设计任务书………………………………………………4 二、电动机的选择……………………………………………6 三、计算传动装置的运动和动力参数………………………8 四、传动件的设计计算………………………………………12 五、轴的设计计算……………………………………………22 六、箱体的设计………………………………………………30
5、七、键联接的选择及校核计算………………………………32 八、滚动轴承的选择及计算…………………………………34 九、联连轴器的选择…………………………………………35 十、减速器附件的选择………………………………………36 十一、润滑与密封……………………………………………36 十二、设计小结………………………………………………36 十三、参考资料目录…………………………………………38 一、 机械设计课程设计任务书 题目：设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。工作有轻振，单向运转，两班制工作。减速器小批生产，使用期限5年。输送机工作转速的容许误差为5%。 (一)
6、总体布置简图 (二)、工作情况： 工作有轻振，单向运转 (三)、原始数据 输送机工作轴上的功率P (kW) ：4.5 输送机工作轴上的转速n (r/min)：90 输送机工作转速的容许误差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 (四)、设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写 (五)、设计任务 1.减速器总装配图一张 2.输出轴及其输出轴上齿轮零件图各一张 3.设计说明书
7、一份 (六)、设计进度 1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 计 算 及 说 明 结 果 二、 电动机的选择 1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择： 电动机所需工作功率为： 式（1）：Ｐd
8、＝ＰＷ／ηa (kw) 由电动机至输送机的传动总效率为： η总=η１×η２4×η３×η４×η5 根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-2式中：η1、η2、 η3、η4、η5分别为联轴器1、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。 取η１=0.99，η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝０.９9、η5＝0.93 则： η总=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93 =0.85 所以：电机所需的工作功率： Pd =ＰＷ/η总 =4.5/ 0.85
9、 =5.3 (kw) η总=0.85 Pd=5.3(kw) 计 算 及 说 明 结 果 3、确定电动机转速 输送机工作轴转速为： nＷ＝【（1-5%）～（1+5%）】×90r/min ＝85.5～94.5 r/min 根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3～６。 取开式圆锥齿轮传动的传
10、动比Ｉ１’=２～3 。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝ Ｉ’ ×Ｉ１’=６～18。 故电动机转速的可选范为 Nd’=Ｉa’× nＷ =(6～18)×90 =540～1620 r/min 则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min 根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表） 方案 电动机型号 额定功率 电动机转速 (r/min) 电动机重量(N) 参考价格 传动装置传动比 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 1 Y132S-4 5.5 15
11、00 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格 nw＝85.5～94.5 r/min Nd’=530～1620 r/min 计 算 及 说 明 结 果 和圆锥齿轮带传
12、动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。 此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能： 中心高H 外形尺寸 L×(AC/2+AD)×HD 底角安装尺寸 A×B 地脚螺栓孔直径 K 轴 伸 尺 寸 D×E 装键部位尺寸 F×GD 132 520×345×315 216×178 12 28×80 10×41 电动机主要外形和安装尺寸 三、 计算传动装置的运动和动力参数 （一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n 1、可得传动装置总传动比为： ia= nm/ nＷ
13、 =960/90 =10.67 ia=10.67 计 算 及 说 明 结 果 总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比 ia=i0×i （式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动 和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书P10表2-3，取i0=3（圆锥齿轮传动 i=2～3） 因为： ia＝i0×i 所以： i＝ia／i
14、0 ＝10.67/3 ＝3.56 四、传动装置的运动和动力设计： 将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及 i0,i1，......为相邻两轴间的传动比 η01，η12，......为相邻两轴的传动效率 PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率 （KW） TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩 （N·m） nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩 （r/min） 可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数 i0=3 i i＝3.56
15、 计 算 及 说 明 结 果 1、运动参数及动力参数的计算 （1）计算各轴的转速： Ⅰ轴：nⅠ= nm=960（r/min） Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i=960/3.56=269.66r/min III轴：nⅢ= nⅡ 螺旋输送机：nIV= nⅢ/i 0=269.66/3=89.89 r/min （2）计算各轴的输入功率： Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1 =5.3×0.99=5.247（KW） Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3
16、 =5.247×0.99×0.97=5.04（KW） III轴： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4 =5.04×0.99×0.99=4.94（KW） 螺旋输送机轴：PIV= PⅢ·η2·η5=4.54（KW） nⅠ=960（r/min） nⅢ= nⅡ=269.66 r/min nIV=89.89 r/min PⅠ=5.247（KW） PⅡ=5.04（KW） PⅢ=4.94（KW） PIV=4.54（KW
17、 计 算 及 说 明 结 果 （3）计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×5.3/960 =52.72 N·m Ⅰ轴： TⅠ= Td·η01= Td·η1 =52.72×0.99=52.2 N·m Ⅱ轴： TⅡ= TⅠ·i·η12= TⅠ·i·η2·η3 =52.2×3.56×0.99×0.97=178.45N·m III轴：T Ⅲ= TⅡ·η2·η4=174.9 N·m 螺旋输送机轴：TIV = T Ⅲ
18、·i0·η2·η5=483.1N·m （4）计算各轴的输出功率： 由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率： 故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=5.247×0.99=5.2KW P’Ⅱ= PⅡ×η轴承=5.04×0.99=5.0KW P’ Ⅲ= PⅢ×η轴承=4.94×0.99=4.9KW （5）计算各轴的输出转矩： 由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则： T’Ⅰ= TⅠ×η轴承=52.2×0.99=51.68 N·m T’ Ⅱ= TⅡ×η轴承=178.45×0.99= 176.67N·m T’ Ⅲ= TⅢ×η轴承=174.9×0.99= 173.15N·
19、m T Td =52.72 N·m TⅠ=52.2 N·m TII=178.45N·m TⅢ=174.9 N·m TIV=483.1N·m P’I= 5.2KW P’II=5.0KW P’III=4.9KW T’I=51.68 N·m T’II=176.67 N·m T’III= 173.15 N·m 计 算 及 说 明 结 果 综合以上数据，得表如下： 轴名 功效率P （KW） 转矩T （N·m） 转速n r/min
20、 传动比 i 效率 η 输入 输出 输入 输出 电动机轴 5.3 52.72 960 1 0.99 Ⅰ轴 5.25 5.2 52.2 51.68 960 0.96 3.56 Ⅱ轴 5.04 5.0 178.45 176.67 269.66 0.98 Ⅲ轴 4.94 4.9 174.9 173.15 269.66 3 0.92 输送机轴 4.54 4.50 483.1 478.27 89.89 四、 传动件的设计计算 (一)、减速器内传动零件设计 (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级
21、 选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级 (2)、初选主要参数 Z1=21 ，u=3.6 Z2=Z1·u=21×3.6=75.6 取Z2=76 Z1=21 Z2=76 计 算 及 说 明 结 果 由表10-7选取齿宽系数φd＝=0.5·（u+1）·φa=1.
22、15 （3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t≥ 确定各参数值 1) 试选载荷系数K=1.3 2) 计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.2/960 =5.17×104N·mm 3) 材料弹性影响系数 由《机械设计》表10-6取 ZE=189.8 4) 区域系数 ZH=2.5 5) 由图10-21d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。 6) 由式10－13计算应力循环次数 N1＝60n1jLh＝60×960×1×（2×8×300×5）
23、＝1.382×109 N2＝N1/3.6＝3.84×108 7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.93；KHN2＝0.97 φd＝1.15 T1=5.17×104N·mm N1＝1.382×109 N2＝3.84×108 计 算 及 说 明 结 果 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 [σH]1＝＝0.93×600MPa＝558
24、MPa [σH]2＝＝0.97×550MPa＝533.5MPa （4）、计算 1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值 d1t≥ ==49.06mm 2) 计算圆周速度 v===2.5m/s 3) 计算齿宽b及模数mt b=φd*d1t=1×49.76mm=49.06mm mt===2.33 mm h=2.25mt=2.25×2.33mm=5.242mm b/h=49.06/5.242=9.359 4) 计算载荷系数K 已知工作有轻振，所以取KA=1.25，根据v=2.5m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.08；
25、[σH]1＝558MPa [σH]2＝533.5MPa d1t≥49.06 mm v=2.5m/s b=49.06mm mt=2.33mm h=5.242mm b/h=9.359 计 算 及 说 明 结 果 由表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， KHβ=1.013 由图10—13查得KFβ=1.015 直齿轮KHα=KFα=1。故载荷系数 K=KA*KV*KHα*KHβ=1.25×1.08
26、×1×1.013 =1.368 5) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 d1==mm=49.90mm 6) 计算模数m m =mm=2.37 mm （5）按齿根弯曲强度设计 由式(10—5)得弯曲强度的设计公式为 m≥ 1） 确定计算参数 A. 计算载荷系数 K=KA*KV*KFα*KFβ=1.25×1.08×1×1.015=1.37 B. 查取齿型系数 由表10－5查得YFa1=2.76；YFa2=2.228 K=1.819
27、 d1=49.90 mm m=2.37 mm K=1.37 计 算 及 说 明 结 果 C. 查取应力校正系数 由表10－5查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.762 D. 计算弯曲疲劳许用应力 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σF2=380Mpa； 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.856，KFN2=0.892 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）[σF]= [σ
28、F1]=428Mpa [σF2]=242.11MPa E. 计算大、小齿轮的并加以比较 ==0.01005 ==0.01621 大齿轮的数值大。 （6）、设计计算 m≥=1.65mm 对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.65并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=49.90mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=49.90/2=24.95取Z1=25 []1=428 Mpa []2=242.11MPa = 0.01005 = 0.
29、01621 m≥1.65mm m=2mm Z1=25 计 算 及 说 明 结 果 大齿轮齿数 Z2=3.6x25=90 （7）、几何尺寸计算 a) 计算分度圆直径 d1=m·Z=2×25=50 mm d2=m·Z1=2×90=180mm b) 计算中心距 a=m ·（Z1+Z2）=2×（25+90）/2=115 mm c) 计算齿轮宽度 b= d1·φd=50 取B2=50mm B1=55mm （8）、结构设计 大齿轮采用腹板式，
30、如图10-39（《机械设计》） （二）、减速器外传动件设计 (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级 (2)、初选主要参数 Z1=26，u=3 Z2=Z1·u=26×3=72 取 Z2=90 d1=50 mm d2=180mm a=115 mm B2=50mm B1=55mm
31、 Z1=26 u=3 Z2=72 计 算 及 说 明 结 果 （3）确定许用应力 A: 确定极限应力和 齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS 查图10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查图10-20得=450Mpa, =380Mpa B: 计算应力循环次数N，确定寿命系数kHN,kFN N1=60n3jLh =60×269.66×1×（2×8×300×5）=3.883×108 N2=N1/u=3.883×108/3=1.29
32、4×108 查图10—19得kHN1=0.96,kHN2=0.98 C：计算接触许用应力 取 由许用应力接触疲劳应力公式 查图10-18得kFE1=0.89 kFE2=0.91 （4）初步计算齿轮的主要尺寸 N1=3.883×108 N2=1.294×108 计 算 及 说 明 结 果 因为低速级的载荷大于高速级的载荷
33、所以通过低速级的数据进行计算 按式（10—26）试算，即 dt≥ 确定各参数值 1) 试选载荷系数K=1.3 2) 计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55×106×P/n3=9.55×106×4.9/269.66 =1.74×104N·mm 3) 材料弹性影响系数 由《机械设计》表10-6取 ZE=189.8 4）试算小齿轮分度圆直径d1t dt≥ ==47.53mm 5）计算圆周速度 v===0.671m/s 因为有轻微震动，查表10-2得KA=1.25。根据v=0.67m
34、/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.03； T1=1.74×104N·mm dt≥47.53mm v=0.671m/s 计 算 及 说 明 结 果 取 故载荷系数 K=KA*KV*KHα*KHβ=1.25×1.03×1×1.2 =1.545 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 d1==mm=50.34mm 50.34=42
35、789mm 7） 计算大端模数m m =mm=1.94 mm （5）、齿根弯曲疲劳强度设计 由式(10—23) mn≥ 确定计算参数 1） 计算载荷系数 由表10-9查得KHβbe=1.25 则KFβ=1.5 KHβbe=1.875 K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.03×1×1.875=2.414 2）齿形系数和应力修正系数 K=1.545 d1=50.34mm dm1=42.789mm m=1.94
36、 K=2.414 计 算 及 说 明 结 果 因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算。其中 查表10-5 齿形系数 YFa1=2.57；YFa2=2.06 应力修正系数 Ysa1=1.60；Ysa2=1.97 3）计算大、小齿轮的并加以比较 ==0.01437 ==0.01643 大齿轮的数值大。 4）设计计算 mn≥ ==1.812 对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.812并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度
37、圆直径d1=50.34mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=50.34/2=25.17取Z1=25 = 0.01437 = 0.01643 mn≥1.812 Z1=25 计 算 及 说 明 结 果 大齿轮齿数 Z2=3x25=75 （7）、几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 d1=m·Z=2×25=50 mm d2=m·Z1=2×75=150mm 2)计算锥距 R
38、79.06 3)计算齿轮宽度 b= R·φR=79.06x0.3=23.7 取B2=30mm B1=25mm 五、 轴的设计计算 （一）、减速器输入轴（I轴） 1、初步确定轴的最小直径 选用45#调质，硬度217--255HBS 轴的输入功率为PI=5.25 KW 转速为nI=960r/min 根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115 d≥ 2、求作用在齿轮上的受力 Z2=75 d1=50 mm d2=150mm R=79.06 b=23.7 B2=30mm B1=2
39、5mm d≥ 计 算 及 说 明 结 果 因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=50mm 而 Ft1==2067.2N Fr1=Ft=752.4N 圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。 3、轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮轴的轮齿段 6—密封盖 7—轴承端盖 8—轴端挡圈 9—半联轴器 2）确定轴各段直径和长度 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则
40、轴应该增加5%，取Φ=22mm，根据计算转矩TC=KA×TI=1.3×52.2=67.86Nm，查标准GB/T 5014—1986，选用YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为l1=52mm,轴段长L1=50mm 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径 Ft1=2067.2N Fr1=752.4N D1=24mm L1=50mm 计 算 及 说 明 结 果 取Φ30mm,根据轴承端盖的
41、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左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×17，那么该段的直径为Φ35mm，长度为L3=20mm 右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ45mm，长度取L4= 22.5mm 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ54mm，分度圆直径为Φ50mm，齿轮的宽度为55mm，则，此段的直径为D5=Φ54mm，长度为L5=55mm 右起第六段，为滚动轴
42、承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ45mm 长度取L6= 22.5mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ35mm，长度L7=20mm 4、求轴上的的载荷 1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1033.6N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0 D2=30mm L2=74mm D3=35mm L3=20mm D4=Φ45mm L4= 22.5mm D5=Φ54mm L5=55mm
43、 D6=Φ45mm L6= 22.5mm D7=Φ35mm，L7=18mm RA=RB =1033.6N 计 算 及 说 明 结 果 那么RA’=RB’ =Fr/2=376.2N 2） 作出轴上各段受力情况及弯矩图 3） 判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。 已知MeC2=70.36Nm ,由课本表15-1有: ［σ-1］=60Mpa 则： RA’=RB’ 376.2 N
44、 计 算 及 说 明 结 果 σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =70.36×1000/(0.1×453)=7.72<［σ-1］ 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =35.4×1000/(0.1×243)=25.61 Nm<［σ-1］ 所以确定的尺寸是安全的 。 （二）、减速器输出轴（II轴） 1、初步确定轴的最小直径 选用45#调质，硬度217--255HBS 轴的输入功率为PI=5.04KW
45、 转速为nI=269.66r/min 根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115 d≥ 2、求作用在齿轮上的受力 因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=180mm 而 Ft1==1963N Fr1=Ft=714.5N 圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。 d≥ Ft1=1963N Fr1=714.5N 计 算 及 说 明 结 果 3、轴
46、的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮 4—套筒 6—密封盖 7—键 8—轴承端盖 9—轴端挡圈 10—半联轴器 2）确定轴各段直径和长度 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ32mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×178.45=231.99N.m，查标准GB/T 5014—1985，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mm 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ40mm,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
47、的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则 D1=32mm L1=80 D2=Φ40mm L2=74mm 计 算 及 说 明 结 果 轴承有径向力，而轴向力为零，选用6209型轴承，其尺寸为d×D×B=45×85×19，那么该段的直径为Φ45mm，长度为L3=41mm 右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联
48、接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为180mm，则第四段的直径取Φ50mm,齿轮宽为b=50mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=48mm 右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ56mm ,长度取L5=6mm 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ60mm 长度取L6= 20mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ45mm，长度L7=19mm 4、求轴上的的载荷 1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =981
49、5N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr/2=357.25N 4） 作出轴上各段受力情况及弯矩图 D3=Φ45mm L3=41mm D4=Φ50mm L4=48mm D5=Φ56mm L5=6mm D6=Φ60mm L6= 20mm D7=Φ45mm，L7=19mm RA=RB=Ft/2 =981.5N RA’=RB’ =357.25N 计 算 及 说 明 结 果
50、5） 判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。 已知MeC2=121.83Nm ,由课本表15-1有: ［σ-1］=60Mpa 则： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) 计 算 及 说 明 结 果 =124.83×1000/(0.1×503)=9.75<［σ-1］ 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故
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