機械設計課程設計單級齒輪減速器設計

1、設 計 說 明 書課 題 ： 機械設計課程設計單級齒輪減速器設計專業(yè)： 機械設計與制造 班級: 機械0821 組 別：第四組姓 名：指導老師： 成 績： 完成日期:2010年7月10號 湖 南 工 業(yè) 大 學專題部分：設計圖紙共： 張 計算說明書共 頁答辯情況和成績 成 績： 教師簽字： 年 月 日說明書批改情況和成績成 績： 教師簽字： 年 月 日 目 錄機械設計基礎課程設計任務書.1一、傳動方案的擬定及說明.3二、電動機的選擇.3三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).4四、傳動件的設計計算.6五、軸的設計計算.15六、滾動軸承的選擇及計算.23七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.26八、高速軸的疲勞強

2、度校核.27九、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇.30十、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇.31參考資料目錄第一章 課程設計任務書一、 設計任務設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及開式圓柱齒輪傳動。二、 總體布置簡圖圖1-1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 1電動機；2聯(lián)軸器；3單級圓柱齒輪減速器；4聯(lián)軸器； 5開式圓柱齒輪傳動；6滾筒；7輸送帶 三 工作情況： 輸送機在常溫下連續(xù)工作，單向運轉；空載啟動，工作載荷較平穩(wěn)；兩班制（每班工作8h），要求減速器設計壽命為8年，大修期為23年，中批量生產(chǎn)；輸送帶工作速度v的允許誤差為5%，三相交流電源的電壓為38

3、0220v。原始數(shù)據(jù)輸送帶最大有效拉力為7500 n;輸送帶工作速度為0.7 m/s;輸送機滾筒直徑為300 mm 四 傳動方案的擬定及說明傳動方案給定為二級減速器（包含開式齒輪減速和一級減速器減速），說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅動卷筒的轉速，即一般常選用同步轉速為的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為16-23。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可采用任務書所提供的傳動方案就是以開式齒輪和一級減速器傳動。第二章 減速器的總體設計一、電動機的選擇1電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的y系列三項異步電動機。它為臥

4、式封閉結構2電動機容量的選擇。根據(jù)已知條件，工作機所需要的有效功率為 設：4w輸送機滾筒軸(4軸)至輸送帶間的傳動效率；c聯(lián)軸器效率，c=0.99(見表3-3)；g閉式圓柱齒輪傳動效率（設齒輪精度為8級），g=0.97（見表3-3）g開式圓柱齒輪傳動效率，g0.95(見表3-3)；b一對滾動軸承效率，b=0.99（見表3-3）；cy輸送機滾動效率，cy=0.96（見表3-3）。估算傳動系統(tǒng)總效率為=01*12*23*34*4w式中： 01=c=0.9912=bg=0.99*0.97=0.960323=bc=0.99*0.99=0.980134=bg=0.99*0.95=0.94054w=bcy

5、=0.99*0.96=0.9504則傳動效率的總效率為=0.99*0.9603*0.9801*0.9405*0.9504=0.83工作時，電動機所需的功率為pd=pw/=5.25/0.836.33( kw )由表12-1可知，滿足pepd條件的y系列三相交流異步電動機額定功率pe應取為7.5 kw。3.電動機額定功率查表選取電動機額定功率4電動機的轉速的選擇上面由于卷筒的轉速為n=44.59r/min.查表開式圓柱齒輪的傳動比可取47,一級減速器的傳動比可取35.所以總傳動比的范圍為1235.所以電機傳速范圍n=(1235)65r/min=7802275r/min.符合這一范圍的同步轉速有10

6、00、1500r/min.方案電機型號額定功效/kw同步轉速r/min滿載轉速r/min總傳動比外伸軸徑/mm軸外伸長度/mmy160m67.5100097015.2342110y160m-47.51500144032.2942110綜合考慮，方案2比較合理。5、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1）、總傳動比i=im/iw=1440/44.5932.292)、各級傳動比的分配由傳動系統(tǒng)方案（見圖1-1）知： i01=1, i23=1按表3-4查取開式圓柱齒輪傳動的傳動比為： i34=5單級圓柱齒輪減速器的傳動比為： i=i/i01i23i34= 32.24/(1x4)=8.07所以傳動系統(tǒng)各

7、級傳動比分別為i01=1, i12=8.07, i23=1, i34=46、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩計算如下：0軸（電動機軸）： =nm=1440r/min =6.33kw = 9550 =9550x6.33/1440=41.98(nm)1軸（減速器高速軸）;= = 1440/1=1440(r/min) =10.50x0.99=6.27(kw) 9550 =9550x6.33/1440=42.98(nm)2軸（減速器低速軸）：= n1/i12= 1440/8.07=178.44(r/min) =6.270.9603=6.02(kw) 9550=9550x6.0

8、2/178.44=322.19(nm)3軸（開式齒輪高速軸）： = 254.8/1=254.8(r/min) p3=p223=6.020.9801=5.9(kw) t3=95505.9/254.8=221/13(nm)4軸（開式齒輪低速軸即滾筒軸）：=n3/i34=254.8/4=63.7(r/min) p4=p334=5.90.9405=5.55(kw) t4=95505.55/63.7=832.06(nm)將上述計算結果列于表2-2中，以供查用：軸號電動機減速器開式齒輪傳動工作機 0 軸1軸2軸 3 軸 4 軸轉速n/(r/min44254.863.7功率p/(

9、kw )6.336.276.035.95.55轉矩t/(nm)41.9841.58322.19221.13832.06 傳動比 18.0714第三章 傳動零件的設計計算第一節(jié) 單級圓柱直齒輪傳動設計計算已知工作載荷平穩(wěn)，單向轉動，傳遞功率為p=7.5kw，小齒輪轉速（減速器高速軸轉速）=1440r/min,大齒輪轉速=1440r/min。計 算 項 目計 算 內 容 和 說 明計 算 結 果1，選擇齒輪的材料、熱處理方法根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃印２榻滩谋?-6得： 小齒輪 45鋼 調質處理 hb=250mpa大齒輪 45鋼 正火處理 hb=210mpa兩齒輪齒面硬度差

10、為40 hbs，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O計要求。hb=250mpahb=210mpa2，確定材料許用接觸應力查教材表5-11，兩試驗齒輪材料的接觸疲勞極限應力分別為： =480+0.93(hb 135)=586.95mpa =480+0.93(hb 135)=549.75mpa查教材表5-12，接觸疲勞強度的最小安全系數(shù)=1.0，則兩齒輪材料的許用接觸應力為= =586.95mpa,=549.75mpa=586.95mpa=549.75mpa3,根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度進行設計由教材式5-34得 ,式中，小齒輪的轉矩=9.55=4.158nmm;查教材表5-8，取載荷系數(shù)k=1.1;查教材表

11、5-9，取彈性系數(shù)=189.8；取齒寬系數(shù)=1（閉式傳動軟傳動齒面）；u=4；以較小值=549.75mpa代入。故62.278mmt1=4.158104nmm62.278mm4，幾何尺寸計算齒數(shù) 由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，小齒輪齒數(shù)的推薦值=2040,取=27，則=u=27x3=81模數(shù) m=/=62.288/27=2.31mm,由教材表5-2，將m轉換為標準值，取m=2.5mm。中心距 a=（+）=135mm齒寬 =62.288mm，取整，即=62mm =+（510）=70mm=27=81m=3mma=162mm=70mm=62mm5，校核齒根彎曲疲勞強度由教材式5-35得 查教材表5-10，

12、兩齒輪的齒形系數(shù)、應力校正系數(shù)分別為（由線性插補法求出） =27時 2.57，=1.60 =81時 =2.218，=1.77查教材表5-11，兩試驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應力分別為 =190+0.2(hb 135)=213mpa =190+0.2(hb 135)=205mpa查教材表5-12，彎曲疲勞強度的最小安全系數(shù)為=1.0,兩齒輪材料的許用彎曲疲勞應力分別為 = =213mpa, =205mpa將上述參數(shù)分別代入校核公式 ，可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應力分別為=38.4mpa； =36.9mpa。 所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均足夠。兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均足夠6,齒輪其他尺寸及結構由教材表

13、5-3中公式求得：分度圓直徑 mz1=67.5mm，m=202.5mm齒頂圓直徑 =d1+2ha=73.5mm,(ha=ha*m=1.02.5=2.5) da2=d2+2ha=207.5mm齒根圓直徑 df1=d12hf=55.5mm，=213mm。由于齒輪1的徑向尺寸較小 將其結構初定為實心式形式 齒輪2的齒頂圓在500mm內，為了節(jié)省材料，減輕重量，將其制成腹板式，其結構由教材圖5-25知，1.6=80,255mm,=b=55mm，c=0.3b=14mm，）=131.5mm，0.25（43.75mm。 d1=67.5mmd2=202.5mm da1=73.5mmda2=207.5mmdf1

14、=55.5mm df2=213mm7，選擇齒輪精度等級齒輪圓周速度 = =4.70m/s , = =3.36m/s由于齒輪的轉速較高，對平穩(wěn)行性要求較高，故圓周速度確定第ii公差組精度等級。查公差書表8-15，取第ii公差組等級為7級精度，第i公差組因速度較高可取同級7級精度。而第iii公差組不低于第ii公差組也取7級精度。=4.70m/s , =3.36m/s公差組取7級8，選擇檢驗項目及公差根據(jù)齒輪用途及精度等級查表確定檢驗指標如下；第i公差組精度7級，選用與 查公差書表8-3和表8-6得 =36，=50m；=28m，=36m第ii公差組精度7級，選用與及 查公差書表8-9，8-8，8-1

15、0得 11m，=13m；m； m ， m 。 第iii公差組精度7級，選用接觸斑點，若接觸斑點的分布位置和大小確有保證時，則第iii公差項目可不予以考核。查公差書表8-11得:=16m,查公差書表8-2得：接觸斑點按高度不小于45%，按長度不小于60%。=36=50m=28m=36m11m=13mm m m 9，確定齒厚偏差（或公法線平均長度偏差）最小極限側隙=0.013mm=0.03mm由材料手冊查得：鋼和鑄鐵的線膨脹系數(shù)分別為， 則=0.028mm=0.058mm齒厚上偏差=）由第ii公差組等級和中心距a查公差書表8-22 得=31.4k=30.06設大、小齒輪上偏差相同，即=| 則=58

16、.31的大小用的倍數(shù)表示=,=,查公差書表8-23，為保證最小側隙齒輪1齒厚上偏差代號g，齒輪2齒厚上偏差代號f。 =，=齒厚公差= 根據(jù)第i公差組精度等級查公差書表8-24和表2-3及=54mm,得：it9=74 則=it9=74 ，=60,=65.01齒厚下偏差 =, ；=129, 查公差書表8-23，齒輪1的齒厚下偏差代號取k,齒輪2的齒厚下偏差代號取j =，=故 齒輪1的圖樣標注為 7 g k gb10095-88 齒輪2的圖樣標注為 7 f j gb10095-88 = =，=60,=65.0110，確定齒坯精度以齒輪內孔作為加工、測量及安裝基準，查公差書8-25知：孔的尺寸公差為i

17、t7。按基孔制取h；齒頂圓不作測量的基準，尺寸公差按it11給定，取h；齒輪各部分粗糙度查公差書表8-27，齒面為2.5，齒輪基準孔為1.25，基準端面為2.5，其余為5齒輪端面為加工基準，查公差書表8-26，端面圓跳動齒輪1和齒輪2分別為11、22。第二節(jié) 開式齒輪傳動設計計算已知開式齒輪傳動小齒輪（高速軸）的轉速n1=257.98r/min,大齒輪轉速為n2=64.495r/min。計 算 項 目計 算 內 容 和 說 明計 算 結 果1，選擇齒輪的材料、熱處理方法根據(jù)工作圖，采用開式軟齒面?zhèn)鲃?。查教材?-6得： 小齒輪 ht300 鑄鐵 hb=250mpa大齒輪 qt500-5 鑄鐵

18、正火處理 hb=240mpahb=250mpahb=240mpa2，確定材料許用接觸應力查教材表5-11，兩試驗齒輪材料的接觸疲勞極限應力分別為： =300+1.1(hb 140)=421mpa =400+1.4(hb 140)=540mpa查教材表5-12，接觸疲勞強度的最小安全系數(shù)=1.0，則兩齒輪材料的許用接觸應力為= =421mpa,=540mpa=421mpa=540mpa3,根據(jù)設計準則，按齒根彎曲疲勞強度進行設計由式（5-36）得, 式中，小齒輪的轉矩=9.55=419800nmm;查教材表5-8，取載荷系數(shù)k=1.0;小齒輪齒數(shù)的推薦值為1720（開式齒輪），取z1=19,u=

19、5,則z2=z1u=519=95取整數(shù)z2為整數(shù)100；開式齒輪傳動d=0.30.5,取d=0.4；查表5-10得，yf1=2.85,ys1=1.54;yf2=2.18,ys2=1.79;所以f1= flim1/sflim1=55+0.23(hbs-140)/1=80.3(mpa), f2= flim2/sflim2=160+0.34(240-140)/1=194(mpa), yf1ys1/f1=0.055,yf2ys2/f2=0.020,兩者比較取大值代入。故m5.771t1=257.98103nmmyf1=2.91,ys1=1.53yf2=2.20,ys2=1.78f1=80.3mpaf2

20、=194mpam5.7714，幾何尺寸計算齒數(shù) =19，則=100模數(shù) m=/=62.278/27=5.761mm,擴大10%得m=6.871，由教材表5-2，將m轉換為標準值，取m=8mm。中心距 a=（+）=476mm齒寬 =60.8mm，取整，即=60mm =+（510）=65mm分度圓直徑 d1=mz1=152mm=19=100m=8mma=476mm=65mm=60mmd1=152mm5，校核齒根彎曲疲勞強度由教材式5-35得 查教材表5-10，兩齒輪的齒形系數(shù)、應力校正系數(shù)分別為（由線性插補法求出） =19時 yf1=2.85,ys1=1.54; =100時 yf2=2.18,ys

21、2=1.79，f1=80.3mpa,f2=194mpa將上述參數(shù)分別代入校核公式 ，可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應力分別為=43.35mpa； =38.13mpa。 所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均足夠。兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均足夠6,齒輪其他尺寸及結構由教材表5-3中公式求得：分度圓直徑 mz1=144mm，m=800mm齒頂圓直徑 =d1+2ha=168mm(齒頂高ha=ha*m=1.08=8，正常齒制ha*=1.0), da2=d2+2ha=816mm齒根圓直徑 df1=d12hf=132mm(齒根高hf=( ha*+c*)m=10,正常齒制c*=0.25)，=780mm。由于齒輪1的徑向尺寸較

22、小 將其結構初定為實心式形式 齒輪2的齒頂圓在500mm內，為了節(jié)省材料，減輕重量，將其制成腹板式，其結構由教材圖5-25知，1.6=80,255mm,=b=55mm，c=0.3b=14mm，）=131.5mm，0.25（43.75mm。 d1=152mmd2=800mm da1=168mmda2=816mmdf1=132mm df2=780mm7，選擇齒輪精度等級齒輪圓周速度 = =2.43m/s , = =2.43m/s由于齒輪的轉速較高，對平穩(wěn)行性要求較高，故圓周速度確定第ii公差組精度等級。查公差書表8-15，取第ii公差組等級為9級精度，第i公差組因速度較高可取同級9級精度。而第ii

23、i公差組不低于第ii公差組也取8級精度。=2.03m/s , =2.03m/s第、公差組取9級，第公差組取8級8，選擇檢驗項目及公差根據(jù)齒輪用途及精度等級查表確定檢驗指標如下；第i公差組精度7級，選用與 查公差書表8-3和表8-6得 =36，=50m；=28m，=36m第ii公差組精度7級，選用與及 查公差書表8-9，8-8，8-10得 11m，=13m；m； m ， m 。 第iii公差組精度7級，選用接觸斑點，若接觸斑點的分布位置和大小確有保證時，則第iii公差項目可不予以考核。查公差書表8-11得:=16m,查公差書表8-2得：接觸斑點按高度不小于45%，按長度不小于60%。=36=50

24、m=28m=36m11m=13mm m m 9，確定齒厚偏差（或公法線平均長度偏差）最小極限側隙=0.013mm=0.03mm由材料手冊查得：鋼和鑄鐵的線膨脹系數(shù)分別為， 則=0.028mm=0.058mm齒厚上偏差=）由第ii公差組等級和中心距a查公差書表8-22 得=31.4k=30.06設大、小齒輪上偏差相同，即=| 則=58.31的大小用的倍數(shù)表示=,=,查公差書表8-23，為保證最小側隙齒輪1齒厚上偏差代號g，齒輪2齒厚上偏差代號f。 =，=齒厚公差= 根據(jù)第i公差組精度等級查公差書表8-24和表2-3及=54mm,得：it9=74 則=it9=74 ，=60,=65.01齒厚下偏差

25、 =, ；=129, 查公差書表8-23，齒輪1的齒厚下偏差代號取k,齒輪2的齒厚下偏差代號取j =，=故 齒輪1的圖樣標注為 7 g k gb10095-88 齒輪2的圖樣標注為 7 f j gb10095-88 = =，=60,=65.0110，確定齒坯精度以齒輪內孔作為加工、測量及安裝基準，查公差書8-25知：孔的尺寸公差為it7。按基孔制取h；齒頂圓不作測量的基準，尺寸公差按it11給定，取h；齒輪各部分粗糙度查公差書表8-27，齒面為2.5，齒輪基準孔為1.25，基準端面為2.5，其余為5齒輪端面為加工基準，查公差書表8-26，端面圓跳動齒輪1和齒輪2分別為11、22。第四章 軸的設

26、計與計算第一節(jié) 高速軸的設計與計算已知一級圓柱直齒減速器高速軸（軸1），=970r/min，=27，m=3，工作時單向運轉。計 算 項 目計 算 內 容 和 說 明計 算 結 果1，選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸材料的許用應力由題意得，普通用途，中小型功率，選45鋼調質處理查表15-1得=55mpa.=55mpa2，估算軸的最小直徑由教材表15-2查取a=110，根據(jù)教材公式15-1得da=17.96mm考慮軸端有一鍵槽，將上述軸頸增大5%，即為25.46mm。由圖1-1可知，該軸外端安裝聯(lián)軸器，且與電動機軸相聯(lián)，由于軸的轉速較高，應選用具有較小轉動慣量并具有彈性的聯(lián)軸器彈性套柱銷聯(lián)軸器。

27、由教材公式16-1得k=1.55及教材表16-1得=kt=1.559.55106p/n=64.4nm查課程設計書表16-3選型號tl6，內孔直徑為32mm，與上述增大5%后的軸頸比較，最后取軸頸的最小直徑為34mm最小軸頸為34mm初選聯(lián)軸器tl5=確定軸上零件的布置方案和固定方式 參考一般減速器結構，將齒輪布置在軸的中間，對稱于兩端的軸承；又因為齒輪直徑很小將該齒輪制為直齒圓柱齒輪軸。右端軸承用軸肩和過渡配合（h7/k6）固定內套圈；左端軸承用軸套和過渡配合(h7/k6)固定內套圈。軸的定位則由兩端的軸承端蓋單面軸向固定軸承的外套圈來實現(xiàn)。輸出端的聯(lián)軸器用軸肩和擋板作軸向固定，用平鍵作周向固

28、定。減速器采用圓柱直齒輪傳動，所以兩端采用深溝球軸承，軸承采用脂潤滑，齒輪采用油浴潤滑。確定軸的各段直徑 外伸端直徑=34m(聯(lián)軸器標準值) 按工藝和強度要求把軸制成階梯形，取通過軸承蓋軸段的直徑為=+2h=+20.07=37.92mm。由于該段處安裝氈圈，查課程設計書表20-8，故取標準直徑=40mm?？紤]軸承的內孔標準，查課程設計書表15-4 取=50mm（兩軸承型號），初選兩端軸承型號為6210； 查課程設計書表15-4取軸頭直徑d4=54mm；軸環(huán)直徑d5=d4+2h=64mm;根據(jù)軸承安裝直徑，查手冊得d6=57mm; 為了便于加工，磨削時軸上應該設置砂輪越程槽，查課程設計書表11-

29、14 得槽寬為3mm，槽深為0.4mm。確定軸的各段長度=66mm（齒輪寬度）(輪轂寬b2=(1.21.5)dn=69,l4比b2短13mm);=57mm（tl5彈性套柱銷聯(lián)軸器j型軸孔長度為b1=60mm，比b1短13mm）；=21mm（軸承寬度b3=20mm，擋油環(huán)厚度1mm）；l3=42mm；l5=8mm(軸環(huán)寬度b1.4h=0.098mm)根據(jù)減速器的結構的設計要求，初步定(1015)mm;l2=(510)mm;l6=2+l2l5=11mm;l3=b3+l2+2+(13mm)=42mm;=60mm（根據(jù)減速器箱體結構等尺寸初步確定為5565）；由草圖可知。兩軸承的近似中心跨距l(xiāng)=b3+

30、2l2+22+b2=127mm初選軸承型號為6210=57mm=60mm=21mml3=42mm=66mmd4=54mm=50mm=34mm40mm兩軸承的近似中心跨距l(xiāng)=127mm砂輪越程槽：槽寬為3mm，槽深為0.4mm4，主動齒輪的受力計算轉矩t=41.58104nmm 由教材式5-31得=2t/d=1139.8n =tan=1367n(標準齒輪=20 )fa=715n=1139.8n=1367n5，按扭轉和彎矩組合變形強度條件進行校核計算繪制軸的受力簡圖 如4-2a將齒輪所受力分解成水平面h和鉛垂平面v內的力 如圖4-2b、d求水平面h和鉛垂平面v的支座反力 rh1=rh2=61fr/

31、122=881.25n,求鉛垂平面v內的支座反力：rv1=rv2=ft/2=569.9n繪制彎矩圖水平面彎矩如圖4-2c所示 mhb=65=57281.25nmm鉛垂面的彎矩圖如圖4-2e所示 mvb=65rv1=37043.5nmm合成彎矩為=142547nmm繪制扭矩圖 如圖4-2f所示 t=41580nmm繪制當量彎矩圖單向轉動，故切應力為脈動循環(huán)，取a=0.6,b截面當量彎矩為 meb=mb2+(at)2=24948nmmrh1=881.25 nrh2=485.75rv1=rv2=569.9n=37043.5nmm6,校核軸的強度校核a截面 mea=0.641580=5356nm 9.

32、92mm 考慮鍵槽后由于=9.92105%=10.42mm 故a截面安全。校核b截面 =24948nm =16.56mm 考慮鍵槽后由于db=16.56105%=17.39mmd4該段是齒輪軸 滿足條件 故b截面安全綜上所述危險截面a，b均安全，軸的強度是足夠的無需修改原結構設計方案。7繪從動軸草圖如圖4-1示4-1從動軸草圖 圖4-2 軸1的受力圖 彎矩圖 扭矩圖第二節(jié) 低速軸的設計與計算已知一級圓柱直齒減速器低速軸（軸2），=257.98 r/min， =9.98kw，工作時單向運轉。計 算 項 目計 算 內 容 和 說 明計 算 結 果1，選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸材料的許用應力

33、由題意得，普通用途，中小型功率，選45鋼 正火處理查教材表15-1得 =55mpa.=55mpa2，估算軸的最小直徑由教材表15-2查取a=110，根據(jù)教材公式15-1得da=35.57mm考慮軸端有一鍵槽，將上述軸頸增大5%，即為37.35mm。由圖1-1可知，該軸外端安裝聯(lián)軸器，為了補償軸的偏差，選彈性柱銷聯(lián)軸器。tc=kt=1.59.551066.02/178.44=483.285(nm)最小軸頸為37.35mm3，軸的結構設計并繪制結構草圖如圖（4-4）所示確定軸上零件的布置方案和固定方式 參考一般減速器結構，將齒輪布置在軸的中間，對稱于兩端的軸承；齒輪用軸環(huán)和軸套作軸向固定，用平鍵和

34、過盈配合(h7/r6)作周向固定。右端軸承用軸肩和過渡配合（h7/k6）固定內套圈；左端軸承用軸套和過渡配合(h7/k6)固定內套圈。軸的定位則由兩端的軸承端蓋單面軸向固定軸承的外套圈來實現(xiàn)。輸出端的鏈輪用軸肩和擋板作軸向固定，用平鍵作周向固定。減速器采用圓柱直齒輪傳動，所以兩端采用深溝球軸承，軸承采用脂潤滑，齒輪采用油浴潤滑。確定軸的各段直徑 外伸端直徑=38mm(標準值) 按工藝和強度要求把軸制成階梯形，取通過軸承蓋軸段的直徑為=+2h=+20.07=43.32mm。由于該段處安裝氈圈，查課程設計書表20-8，故取標準直徑=45mm。考慮軸承的內孔標準，查課程設計書表15-4 取=50mm

35、（兩軸承型號），初選兩端軸承型號為6210；軸頸的軸段為軸頭，取=56mm（由教材表15-3知）軸環(huán)直徑=+2h=64mm 查課程設計書表15-4取=57；確定軸的各段長度=68mm（齒輪寬度為70mm，比齒輪寬短13mm）；=58mm（鏈輪輪轂長度為b1=60mm，比b1短13mm）；=21mm（軸承寬度b3=20mm，擋油環(huán)厚度1mm）；=8mm（軸環(huán)寬度為b1.4h）根據(jù)減速器的結構的設計要求，初步定l2= (1015)mm,(1015)mm；=11mm;=42mm;=55mm（根據(jù)減速器箱體結構等尺寸初步確定為5565）；由草圖可知。兩軸承的近似中心跨距l(xiāng)=b2+b3+=130mm初選

36、軸承型號為6210=58mm=55mm=21mm=68mm=8mm=11mm=42mm=11mm=56mm=64mm=50mm=38mm45mm兩軸承的近似中心跨距l(xiāng)=130mm4，齒輪的受力計算轉矩t=322190nmm 由教材式5-31得=2t/d=2863.91n =tan=2036.9n=2836.91n=2036.9n5，按扭轉和彎矩組合變形強度條件進行校核計算繪制軸的受力簡圖 如4-5a將齒輪所受力分解成水平面h和鉛垂平面v內的力 如圖4-5b、d求水平面h和鉛垂平面v的支座反力 rh1= 1918.45n rh2=118.75求鉛垂平面v內的支座反力：rv1=rv2=1431.9

37、6n繪制彎矩圖水平面h彎矩如圖4-5c所示 mhb,=65rh1=651918.45=119829.68nmm鉛垂面的彎矩圖如圖4-5e所示 mvb=61.5rv1=88065.54nmm合成彎矩為mb=344964.23nmm繪制扭矩圖 如圖4-5f所示 t=322190nmm繪制當量彎矩圖 單向轉動，故切應力為脈動循環(huán)，去=0.6。b截面當量彎矩為 rh1=1918.45n,rh2=118.75nrv1=rv2=1431.96nmb,=88065.54nmm6,校核軸的強度校核a截面 mea=0.6322190=193314nmm da=32.76mm 考慮鍵槽后由于=32.76105%=

38、34.4mm38mm 故a截面安全。校核b截面 =m,eb=193314nmm da=41.31mm考慮鍵槽后由于=41.31105%=43.38mm 故b截面安全。綜上所述危險截面a，b均安全，軸的強度是足夠的無需修改原結構設計方案。7，繪零件圖如圖4-6所示圖4-3 軸的受力圖 彎矩圖 扭矩圖等第五章 連接件的計算與選擇第一節(jié) 聯(lián)軸器的選擇和計算計 算 項 目計 算 內 容 和 說 明計 算 結 果1、類型的選擇由軸的設計可知：軸0與軸1連接的結構已初選為彈性套注銷聯(lián)軸器tl5；軸2與軸3連接處選彈性柱銷聯(lián)軸器hl3。標記：hl5聯(lián)軸器zc40x60/zj45x60 gb/t4323-19

39、84hl3 聯(lián)軸器 zc34x60/zj38x60gb/t5014-19852、幾何尺寸z型軸孔，a型鍵槽，=38mm，60mm；第二節(jié) 鍵連接的選擇和計算聯(lián)軸器與輸入軸的平鍵連接，傳遞的轉矩為t=41.98nm，由中等沖擊載荷。計 算 項 目計 算 內 容 和 說 明計 算 結 果1、鍵的類型與尺寸選擇聯(lián)軸器傳動要求對中性好，屬于靜連接，故選普通平鍵a鍵；根據(jù)軸的直徑d=34mm，輪轂寬為69，查課程設計書表14-10，得b=10mm，h=8mm，l=60(一般l比輪轂寬度小510mm)。標記為：鍵108 gb1095-20032、強度校核由教材 表10-10查得=100mpa,鍵的工作長度

40、l=6010=50則:=6.69mpa故此平鍵連接滿足強度要求根據(jù)課程設計書表14-10查出軸和轂的各項參數(shù)值小齒輪與軸的周向固定式平鍵連接，傳遞的轉矩為t=41.58nm計 算 項 目計 算 內 容 和 說 明計 算 結 果1、鍵的類型與尺寸選擇聯(lián)軸器傳動要求對中性好，屬于靜連接，故選普通平鍵a鍵；根據(jù)軸的直徑d=54mm，輪轂寬為69，查課程設計書表14-10，得b=16mm，h=10mm，l=63mm。標記為：鍵1610 gb109520032、強度校核由教材 表10-10查得=100mpa,鍵的工作長度l=63-16=47則:=24.76mpa故此平鍵連接滿足強度要求根據(jù)課程設計書表1

41、4-10查出軸和轂的各項參數(shù)值大齒輪與軸的周向固定是平鍵連接，傳遞的轉矩為t=322.19nm，由中等沖擊載荷。計 算 項 目計 算 內 容 和 說 明計 算 結 果1、鍵的類型與尺寸選擇齒輪傳動要求對中性好，屬于靜連接，故選普通平鍵a鍵；根據(jù)軸的直徑d=56mm，輪轂寬為69，查課程設計書表14-10，得b=16mm，h=10mm，l=63mm。標記為：鍵1610 gb1095-20032、強度校核由教材 表10-10查得=100mpa,鍵的工作長度l=6320=43則:=6.69mpa38400h 故所選的軸承滿足要求。（2）同理求減速軸上的軸承6210同意符合要求。第七章 潤滑和密封形式的選擇由于該傳動結構是閉式的齒輪傳動 兩齒輪的圓周速度在212m/s 采用油浴潤滑，浸油深度為1