一级圆柱齿轮减速器》设计说明书（精编版）

1、机械设计课程设计一级圆柱齿轮减速器设计说明书姓名学号学院机械电气化工程学院专业机械设计及其自动化班级指导教师张涵<< 机械设计基础 >> 课程设计任务书目录一前言3二设计题目5三电动机的选择6四传动装置动力和运动参数7五传动零件的设计计算9六减速器轴的设计17七滚动轴承的验算24八键的选择的验算26九联轴器的选择26十 铸铁减速器结构主要尺寸28十一小结29十二致谢29十三参考文献30<<机械设计基础>> 课程设计任务书一、机械设计课程的目的和意义机械设计基础课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设

2、计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：(1) 通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。（ 4）机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。二、机械设计课程的内容选择作为机械设计课程的题目，通常是一般机械的传动装置

3、或简单机械。课程设计的内容通常包括：确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。在设计中完成了以下工作： 减速器装配图1 张（ A0 或 A1 图纸）； 零件工作图2 3 张（传动零件、轴、箱体等）； 设计计算说明书1 份 ， 6000 8000字。三、机械设计课程设计的步骤机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达设计结

4、果，用设计计算说明书表示设计依据。机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：1 设计准备 分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、内容和步骤。 了解设计对象，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。 浮系课程有关内容，熟悉机械零件的设计方法和步骤。 准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。2 传动装置总体设计 确定传动方案 圆柱斜齿齿轮传动，画出传动装置简图。 计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。 确定总传动比和分配各级传动比。 计算各轴的功率、转速和转矩。3 各级传动零件设计 减速器外的传动零件设计（带传动、链传动、开式齿轮传动等）。 减速器内

5、的传动零件设计（齿轮传动、蜗杆传动等）。4 减速器装配草图设计 选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。 选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。 确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。 分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。5 减速器装配图设计 标注尺寸、配合及零件序号。 编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。 完成装配图。6 零件工作图设计 轴类零件工作图。 齿轮类零件工作图。 箱体类零件工作图。四、课程设计的基本要求 1 、 认真、仔细、整洁。2、 理论联系实际，综合考虑问题，力求设计合理、实用、经济、工艺性好

6、。3、 正确处理继承与创新的关系，正确使用标准和规范。4、 学会正确处理设计计算和结构设计间的关系，要统筹兼顾。5、 所绘图纸要求准确、表达清晰、图面整洁，符合机械制图标准；说明书要求计算准确、书写工整，并保证要求的书写格式。五、减速器的设计计算、校核、说明和结果1. 设计任务书1.1 设计任务设计一用于带式运输机上的三角带单级圆柱齿轮减速器，传动系统为采用两级圆柱齿轮减速器和圆柱齿轮传动。1.2 原始数据运输带拉力： F=4750N 运输带速度： V=1.6m/s 卷筒直径： D=390mm1.3 工作条件工作机空载启动，载荷变化不大，单向运转使用期限10 年，每天工作8 小时，每年工作30

7、0天。运输带允许速度误差±5%。2. 传动系统的方案拟定传动方案如图：3. 电动机的选择3.1 选择电动机类型按按工作要求和条件，选用三相笼形异步电动机，封闭式结构，电压380V ， Y 型。3.2 选择电动机的容量电动机所需工作功率为dpP=wKW因为FV见机械设计课程设计手册第 12P d =8.94KWn= 78.35r/min电动机的选择见机械设计课程设 计手册第167 页i a =12.38P w =KW1000FVi o =2.8因此P d =KW1000由电动机至运输带的传动总效率为2i=4.42n=78.38r/min.见机械设计课程设计指导书第15= 123 4n

8、=346.43r/min式中： 1 ， 2 ， 3 ， 4 分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。取 1 =0.96 ， 2 =0.98 ， 3 =0.97 ， 4 =0.96 则=0.96 × 0.983× 0.97× 0.96=0.85n =78.38 r/minn =78.38 r/min P =8.5824KW所以P d =FV 10004750=10001.6=8.94 kWP =8.158KW3.3 确定电动机转速卷筒机工作转速：n= 601000V60=10001.678.35 r/min.P =7.84KWD3.14390P '=

9、8.41KW按表 1 推荐的传动比合理范围，取V 带传动的传动比i 1 =24 ，一级圆柱减速器传动比i 2 =36,则总传动比合理范围为：i a =624 ，故电动机转速可选范围为：n d= i a × n=（ 624 ）× 78.35= （ 4701880.4 ） r/min.符合这一范围的同步转速有：750， 1000 和 1500 r/min.性能如下页表1根据容量和转速，由有关手册查出，列表如下表，综合考虑选第二方案较合适，因此选型号Y160L 6，表 1P '= 7.99 KW P '= 7.68KW T d = 88NmT =236.54 Nm

10、T =993.85 Nm T =954.5 Nm方电动机案型号额定功率电动机转速r/min电动传动装置的传动机重比T ' =231.8NmT ' =973.97 NmP ed kw减T ' =935.41 Nm速表 13-8 见机械设Y160M1 4Y160L2 611100097014712.382.84.42117507301849.322.53.73Y180L满量 NV同步转速载转速总传动比带传动1461115000器12318.633.55.32计基础第218 页P c =9.83KW表 13-9 见机械设计基础第219 页dd1 =160mm3 84. 计算传

11、动装置的总传动比和分配各级传动比4.1 总传动比dd 2 =450mm V=8.11m/s式（ 13-2 ）见机械nm由式（ 7） i a =n970=78.3512.38设计基础 第 2054.2 分配传动装置传动比 由式（ 8）i a =i o × i式中 i o ,i 分别为带传动和减速器的传动比。为使V 带a 0 =600mm式（ 13-16）见机械设计基础第 2 页ia传动外廓尺寸不致过大，初步取i o =2.8 ，则 i=io12.38=2.84.42L d =2240mma 641mmn=87.31r/min.式（ 13-1 ）见机械4.3 分配减速器的各级传动比因为为

12、一级齿轮，故齿轮传动比为：i=4.425. 计算传动装置的运动和动力参数5.1 各级轴转速设计基础 第 205 1= 154式（ 13 15 ）见械设计基础第2nm轴n =970=346.43r/min页i o2.8表（ 13-3 ）见机械设计基础 第 214轴nnn346.43=78.38r/min表（ 13-5 ）见机械i1i4.42设计基础 第 216表 13-7 见机械设卷筒轴n = n =78.38 r/min5.2 各轴输入功率轴P =P d × 01 = P d × 1 =8.94 × 0.96=8.5824KW轴P = P × 12 =

13、P × 2 × 3 =8.5824 × 0.98× 0.97=8.158KW卷筒轴P = P × 23 = P × 2 × 4 =8.158 × 0.98× 0.96= 7.84KW计基础第217 页K=0.925表 13-2 见机械设计基础第212 页K l =1.0 Z=4其输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98 。表 13 1 见机械设轴P ' = P × 0.98 =8.5824× 0.98=8.41kw计基础第212 页轴P '= P ×0.98

14、=8.158 × 0.98=7.99kwFmin =321.41N卷筒轴P 5.3 各轴输入转矩' = P × 0.98=7.84 × 0.98=7.68kw式（ 13 17 ）见械设计基础第2页F电动机输出转矩：T d= 9550pd8.94=9550 ×88 Nmp min=2570Nnm970表 10 1 见机械设、轴输入转矩：轴： T = T d × i o × 01 = T d × i o × 1 = 88轴：T = T × i 12 =T × i× 2 ×

15、 3 = 236.54卷筒轴输入转矩：T = T × 2 × 42.84.420.960.98236.540.97Nm993.85Nm计 211 页图 10-20c ， b见机械设计第208， 207 页图 10-21d ， c见机械设计 第 2页表（ 10 8）机械各轴输出转矩= 993.850.980.98954.5 Nm设计第210 页z 1 =21轴： T ' = T × 0.98=236.54 × 0.98=231.8m轴： T ' =T × 0.98=993.85 × 0.98=973.97 Nm卷筒轴输出

16、转矩：T ' =T × 0.98=954.5 × 0.98=935.41 Nm的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98.6. 传动零件的设计计算6.1 V 带的设计6.1.1 已知：电动机转速n m =970r/min, 轴 n =346.43 r/min,z 2 =92式（ 10-21 ）见机械设计第2页表 10-7 见机械设计第 205 页表 10-6 见机械设计第 201 页图 10-30 见机械设计第 217 页电动机输出功率P d =8.94KW 。图 10-26 见机械设计第 215 页查表 13-8 得K A =1.1 ，故 P c = K

17、A × P=1.1 × 8.94=9.83Kw6.1.2 选 V 带型号由 P c =9.83KW ， n m =970 r/min, 由图 13-15 查知，选V. 带 B 型带。8N 1 =7.48 ×108N 2 =1. 69 × 106.1.3 求大小带轮基准直径dd1 ， dd 2图 10-18， 10-19见机械设计第由表 13-9，取小带轮的基准直径由式表13-9 得，dd 1 =160mm ，现取 160mm206， 207 页N 1K F=0.89dd 2 =n1d 1 （ 1-） =2.8 × 160× (1-0.

18、02)=448mmn2=0.92K FK HN 2N 1 =0.94由表（ 13-9 ）取dd 2 =450mm （虽使 n 略有减小，但其范围小于5，允许）。6.1.4 验算带速Vdn160970K H=0.98V=d 1m6010006010008.11m/sN 1F 1 267MPaV 在 525 m/s 范围内，合适。6.1.5 求 V 带基准长度L d 和中心距a初步选取中心距F 2=230MPaH 1 =554.6 MPaa 0 =1.5 （dd 1 + dd 2 ） =1.5 （160+450 ） =915mmH 2 =539M Pa取 a 0 =600mm ，符合 0.7 （

19、dd1 + dd 2 ） a 0 2( dd1 +dd 2 )图 10-21 见机械设式（ 13-2 ）得带长计第 209 页（ dd ）2（450160）2d=48.62mmL=2a 0 +（ dd 12dd 2）d 2d 14a02600（160 2450）4600t 1v t =0.88 m/s=2158mm查表 13-2，对 A 型带选用L d =2240mm ，再由式（ 13-16 ）计算实际中心距：表 10-2 见机械设计第 193 页a a0 +LdL 2600224022158641mm 。图 10-8 见机械设计第 194 页表 10-3 见机械设6.1.6 验算小带轮包角

20、1由式（ 13-1 ）得dd 2 1=180 °dd 157.318045016057.3154>120 °，合适。计第 195 页表 10-4 见机械设计第 196-197 页a6.1.7 求 V 带根数由式（ 13 15）得z=( P0PcP0 ) KK l641kH=kFmn取h=9=1.2令 n m =970 r/m ， dd1 =160mm ， i=2.8表 10-4 见机械设计第 196-197 页图 10-13 见机械设查表（ 13-3）得P 0 =2.67KW计第 198 页查表（ 13-5）得P0 =0.33 KWK H 1.34由 1=157.77

21、查表（ 13-7 ）得 K=0.925 查表（ 13-2 ）得 K l =1.0 ，由此可得KF=1.299.834Z=( 2.670.33)0.925取 4 根6.1.8 求作用在带轮轴上的压力1.0Fmin=3.54K N =1.74K F =1.671d153.58mm表（ 13 1）得 q=0.18 kg/m ，故由式（ 13 17）得单根v 带的初拉力a167mm 11.982.5kpc261.58mmF=600qvd1min= 600k zv2.50.9259.830.188.112321.41Nd2272.15mm0.925410.76b 2 =78mm应使带的实际初拉力F 0

22、（ F 0 ） min 。作用在轴上的压力b 1 =84mm图 10-22 见机械设F=2zFsin24321.41sin 154=2570N计第 210 页p minmin22v122.446.1.9 带轮结构设计小带轮毂孔径d s = D 电动机轴 =42mmv 298.3小带轮基准直径dd1 =84 ，即：故小带轮采用实心式表 10-5 见机械设计第 200 页表 10-5 见机械设大带轮基准直径6.2 齿轮的设计dd 2 =450dd 1 350mm ，故采用腹板式计第 200 页YFa 1 =2.705 ，已知：载荷变化不大，传动比i 2 =4.42 ，小齿轮轴转速n 1 =n =3

23、46.43 r/min ，传动功率P=8.94KW 。6.2.1 决定传动形式因为 i 2 =4.42 ，直齿圆柱齿轮传动比i 4斜齿圆柱齿轮传动比i 7所以选择斜齿圆柱齿轮传动。YFa 2 =2.185Ysa1 =1.577 ，Ysa 2 =1.788表 10-5 见机械设计第 200 页6.2.2 计算齿轮转矩图 10-28 见机械设6.2.3 选择齿轮材料、精度等级及热处理方法计第 217 页考虑减速器功率不大（结构尺寸要小），中速中载材料的工艺性、价格等因素，决定大小式 10-16 见机械设#齿轮均选用45 钢制造。计第 216 页采用软齿面HBS350标准齿形（n20 ）d a1 =

24、66.36mm小齿轮调质处理HBS1=241 286取 260大齿轮常化（正火）处理HBS2 =217 255取 240查图（ 10-20c ），（ 10-20b ）得：d a2 =277.3mmFe=420 MPalim1=350 MPaFelim 2d f 1 =55.7 mm查图（ 10-21d ），（ 10-21c ）得：d f 2 =266.63mmHlim1=590 MPa=550 MPaHlim 2T =236540 Nmm查表（ 10 8）选 8 级精度的齿轮。T =993860 Nmm6.2.4 初选小齿轮的齿数z1 和螺旋角Ft 12490.92 ( N )初选 z 1 =

25、21 ，则 z 2 =i · z 1 =21× 4.41=92.82取 z 2 =92Fr 1 =927.09Fa1 =530.82(N )(N )实际齿数比 :uz2924.38Ft 2 =11902.5( N )传动比误差 :z14.42214.38100% 5%Fr 2 =885.17( N )4.42所以所选齿数可用。选12Fa2=506.82( N )6.2.5 按齿面接触疲劳强度设计参数由式（ 10 21） 得：dt34.97mmdt 249.8mm（ 1） 初选kt =1.3（表 11-3）dmin =55mm（ 2） 查表（ 10-7 ） 对称布置、软齿面d

26、 =0.9-1.4取 1Ft 12490.92 （ 3） 查表 (10-6)ZE =188Fr 1927.09 （ N（ 4） 查图（ 10-30）10ZH =2.45Fa1530.82（ N（ 5） 査图（ 10-26）可根据公式计算 1.645F 1v =390.02F 2v = 539.05( N )( N )（ 6） 计算许用应力F、HF 1 H=F 2 H=1245.46应力循环次数N 1 =60n 1 jL h=60 × 342.9× 1× 8× 300× 108 7.48× 10(N )M aV =83.55 Nm210

27、/4.421h2应力循环次数N=60njL i=7.48 ×8M a/ V =60.45 NmM aH =193.05 Nm8 1.69× 10查图（ 10-18 ），（ 10-19 ） 得:M a = 210.35NmK FN 1 =0.89K H=0.94/M a=202.29 NmN 1N 2K F=0.92SF =1.25 1.50取 SFK H=0.98N 1 1.4（发生折断）SH 1（点蚀破坏）T= 106.96 Nm表 14-3 见机械设计基础第245 页K FN 1F lim 10.89420Ft 22378.29所以：F 1 SF=1.4=267MPaF

28、r 2 =885.17( N )F 20.92350=230 MPaFa2=506.82( N )H 1 =1.4K HN 1SHH lim 1= 0.941590=554.6 MPaF 1v =94(N )H 2 =0.98550=539M PaF 2v =791.17(N )1F=F=1189.15（ 7） 计算小齿轮的分度圆直径1 H2 Hd由式（ 10 21）t 132ktT1du1( ZH ZE )2uH=48.62 mm(N )M aV =141.2 Nm（ 8） 初算圆周速度VtM a/ V =16.78 NmV =d 1tn13.14=48.62346.43=0.88m/st6

29、01000601000M aH =212.26 Nm（ 9） 查表（ 10-2）载荷平稳电动机K A 1.0M a = 258.27Nm查图（ 10-8 ）Vt =0.888 级K v =1.08/M a=216.91 NmF t =2T1288=103=3619.91NT= 424.5 Nmd t1db=d48.62=148.62=48.621t表 14-3 见机械设计基础第245 页表 14-3 见机械设计基础第245 页K AFtb13619.91=48.62=774.45N/m m 100N/mmM e =334.54 Nm表 14 3 见机械设查表 10-3kH=kF=1.2查表 1

30、0-4对称布置d =1b=48.62mm计基础第246 页d 0 =11mm=1.15+0.18+0.3110 348.62 1.342D 0 =135mmmn =dt1cos z148.62=cos12 21=2.37D 2 =160mme=12mmh=（ 2h a+c） m n = （ 2+0.25 ） 2.37=5.33D 4 =100mm查表 10-4K H 1.34D 5 =105mm查图（ 10-13 ）KF=1.3K N = k A kv kHkH=11.11.21.34 =1.74D 6 =107mmC r =53.5KNK F =kAkvK Fa k F=11.11.21.2

31、9 =1.671C 0r=47.2 KN（ 10） 校正d1d1t 3k=48.623kt1.741.3=53.58mmP=722.4Nl n1.97107（ 11） 重新计算模数zmn = d1 cos= 53.581（ 12） 计算实际中心距cos12 21=2.496d 0 =11mmD 0 =135mmD 2 = 160 mm2a （ 1） m(26115)2=167.09mme=12 mm2 cos取整数a 167mm（ 13） 校正螺旋角2 cos12D 4 =100 mmD 5 =105 mm(arccos12 )2aarccos (262115)1672=11.7D 6 =10

32、7 mm在 8-20 范围内且与假设值像接近，故其他参数无需修正。C r =89.8KN（ 14） 计算分度圆直径d 1 、d 2C 0r=75.5 KN1 m262d1cos= cos11.98=61.58mmL h =24000hP=1062.204N2 m =1152=272.15mm7l n2.9410d 2coscos11.98d 1 、d 2 不能圆整 ,而且后面的小数部分相加应为整数(15)计算齿宽表 14-1 见机械设计第 351 页T ca =736.398Nmbd d1 =161.58 =61.58mm(实际啮合宽度)查表 10-10 见机械设计基础 第 158取b 2=6

33、5mm ， b 1 =65mm（ 16） 验算取 b2=60b 1 =65b 1b 2510查图 (10-22) 在 8 级精度范围内，所以选8 级精度合适设计汇总：Z 1 =26d 1 =85.88mmb 1 =65mmZ 2 =115d 2 =272.15mmb 2 =60mm P = 19.09MP P =54.09 MP P = 4.5MPm n =2a=167mm11.76.2.6 齿根弯曲疲劳强度校核1v13cos221=0.9492=22.44v23cos0.94=98.3查表 (10-5)用插入法求得 :查取齿形系数。由表 10 5 查得 YFa1 =2.705 ， YFa 2

34、 =2.185取应力校正系数。由表 10 5 查得Ysa1 =1.577 ， Ysa2 =1.788b sin=mn65sin 11.98=2=1.419Y Fa1 =2.705 ， Y Fa2 =2.185Y Sa1 =1.577,YSa2=1.788查图 (10-28)得: Y=0.90按式（ 10 16）验算轮齿弯曲强度（按最小齿宽52 计算） F 12KT1bd1yFa11mnyFaySayySa=22.66 MPaF 1F 2F 1yFa221ySa1=20.72 F1齿根弯曲疲劳强度安全6.2.7 齿轮结构设计齿顶圆直径：(z2hd=a )m=(262)2=66.36mma 1co

35、scos11.98( zd a 2 =2 h a) m(1152)=2=277.3mmcoscos11.98齿根圆直径：d f 1= z12( h ac ) m = 262(10.25)2=55.7mmcoscos11.98.df 2 = z22( h ac ) m = 1152(10.25)2 =266.63mm6.2.8 齿轮的润滑coscos11.98因为 .v=0.88m/s<12m/s ，所以采用浸油润滑，浸油深度为最大齿顶向 上 10mm ， 计 算 ： h=2（ 2+0.25 ）=4.5按 10 计算。查表 10-12 ， 45#钢， v=0.88m/s ，选取150v/c

36、st 运动黏度的润滑油。查表 10-11 ，选用工业齿轮润滑油SY1172-88. 牌号为： 150# v= （135-165 ） cst7. 轴的设计计算7.1 .求各轴的转矩轴： T = T d × i o × 01 = T d × i o × 1 = 88轴：2.80.96236540NmmT = T × i 12 =T × i × 2 × 3 =993860Nmm7.2 计算作用在齿轮上的力已知 .大小齿轮分度圆直径d1=61.58mmd2=167mm式中 Ft 为圆周力， Fr 为径向力， Fa 为轴向力

37、7.3 选择材料，决定最小直径7.3.1 输入轴最小直径（ 1 ） 选择材料因为没有特殊要求，轴的材料选用45 #钢，调质处理。HBS=217 255MPa取 240MPa A 0=107 126取 120（ 2） 初步决定输入轴的最小直径由公式得：3dtA0p1 = 1203n18.584=34.97mm346.53轴上可能有一个键槽 dmin =34.97 ×（ 1+7% ） =37.53mm取 d=40mm7.3.2输出轴最小直径（ 1） 选择材料因为没有特殊要求，轴的材料选用45 #钢，调质处理。HBS=217 255MPa取 240MPa A 0=106 126取 106（

38、 2） 初步决定输出轴的最小直径由公式得：dt 23pA0n31068.15878 .38mm=49.86mm轴上可能有一个键槽 dmin =49.86 ×（ 1+7% ） =53.35mm其为外伸轴，最小轴径在联轴器处。查手册，选用LT9 联轴器。其dmin =55mm7.4 轴的结构设计7.4.1 高速轴的结构设计（ 1） 拟订装配方案轴套，挡油环，左轴承及轴承端盖从左边装入。齿轮，轴套，右轴承及轴承端盖从右边装入。（ 2） 根据定位要求确定各段轴的直径和长度因为其为斜齿轮传动，所以预选30209 轴承。查手册， d=45mm ， D=85mm 。 dn=45346.43=1.5

39、610416104则该轴承采用脂润滑。取轴承端面到壳体内壁的距离为8mm ，齿轮端面到壳体内壁的距离为20mm 。1 段轴用于安装带轮，故取直径为35mm ，轴长为61 。2 段轴用于安装轴承端盖及一部分外伸轴，外伸轴是便于拆卸。由于带轮需要轴肩定位，所以轴肩高度h=1 ，因此轴径取为42 。轴承端盖的外端面与半连轴器右端面间的距离l=73mm ，轴承端盖凸缘厚度为t=（ 1 1.2） d3取 t=10mm 。因此轴长取 73 。3 7 段轴用于安装轴承和挡油环，则直径为45mm. ，轴长为d III - IV =20 。5 段轴用于安装齿轮，则直径为54mm. ，轴长为l=65 。4 6 段

40、轴定位轴承l=20.5则轴的总长L=61+73+20+20.5+65+20.5+20=280。根据轴承内径d=45mm ，得齿轮的孔径d=54mm 。查手册键 b× h=14 × 9t=5.5t1=3.8mm 。d f 1d e=23.8 =7.03>2m n2此轴为齿轮轴。7.4.2 低速轴的结构设计（ 1） 拟订装配方案齿轮，轴套，挡油环，轴承，轴承端盖，联轴器从左边装入； 轴套，挡油环，轴承，轴承端盖从右边装入。（ 2） 根据定位要求确定各段轴的直径和长度装联轴器的轴径最小，d=55mm 。查手册d=55mm ， L 1=84mm 。预选用 30213 轴承，查

41、手册d=65mm ， D=140mm 。4dn<16 × 10取轴承端面到壳体内壁的距离为8mm ，齿轮端面到壳体内壁的距离为20mm。I-II 段轴用于安装联轴器，故取直径为55mm，半联轴器也轴配合孔长度L 1 =84mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在收的端面上，故1 段的长度比L 1 稍小，现取l =822 段轴用于安装轴承端盖及一部分外伸轴，外伸轴是便于拆卸螺栓和联轴器。由于联轴器需要轴肩定位，所以轴肩高度h=3.5 ，因此轴径取为62 。轴承端盖凸缘厚度为 t=（ 1 1.2 ） d3 取 t=10mm ，轴承端盖的外端面与半连轴器右端面间的距离l=60

42、70mm ， 取 t=10mm 。因此轴长取76 。III-IV段轴用于安装轴承和挡油环，则直径为65mm. ，轴长为44 。IV-V段轴用于安装齿轮，此时为非轴肩定位，则直径为68mm. ，轴长为L=58 。V-VI段轴为轴环，因为齿轮需要轴肩定位，则轴肩高度H=2 ，因此直径为72，轴环长b>1.4h取 l V - VI=23 。7.5 轴的校核VI-VIII段轴安装挡油环和轴承，直径为65mm. ，轴长为20 。则轴的总长L=84+76+44+58+23+20=305。查手册轴的总长无需圆整。7.5.1 高速轴的校核 求垂直面的支承反力F 1v =FLr2 =390.02L( N

43、)F 2 v = F r F=539.05(N )求水平面的支承反力（图c）FtF 1H=F 2 H =1245.462(N )绘垂直面的弯矩图（图b）LM aV =F aV=83.55 Nm2La VM/= F 1v=60.45 Nm2绘水平面的弯矩图（图c）LM aH =F 1H=193.05 Nm2求合成弯矩图（图e）。M a =2M av2M aH= 210.35Nm/M a=2/M av2MaH= 202.29 Nm求轴传递的转矩（图f ）d1T= F t ×=106.96 Nm2求危险截面的当量弯矩校正系数 = -1/ 0=0.6 T=0.6 × 106.96=

44、64.18从图可见，a-a 截面最危险，其当量弯矩为M e =2M aT2=226.07计算危险截面处轴的直径轴材料为45 号钢，调质处理，由表14 1 查得 B =650 MP a ，由表 14 3 查的许用弯曲应力1b=55 MP a ，则d 3M e0.11b3 226.070.11036033mm考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大5，故d=1.05 × 33=34.65 mm取轴径，合适，安全。7.5.2 低速轴的校核求垂直面的支承反力（图b）F 1v =LFr2 =94L( N )F 2v = F r F=791.17(N )求水平面的支承反力（图c）FtF 1H=F 2 H =1189.152( N )绘垂直面的弯矩图（图b）LM aV =F aV=141.2 Nm2LM a/V= F 1v=16.78 Nm2绘水平面的弯矩图（图c）LM aH =F 1H=212.26 Nm2求合成弯矩图（图e）。M a =2M av2M aH= 258.27Nm/M a=/ 2M av2M aH= 216.91 Nm求轴传递的转矩（图f ）d1T= F t ×2=424.5 Nm求危险截面的当量弯矩校正系数 = -1/ 0=0.6