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目录 第一章 设计任务 . 1 计题目 . 1 计任务 . 2 体作业 . 2 第二章 电动机的选择与传动比的分配 . 3 动机的选择 . 3 动比的分配 . 4 第 三 章 齿轮传动的设计计算 . 6 速 齿轮传动设计 . 6 速齿轮传动设计 . 9 第 四 章 轴的设计与校核计算 . 14 速轴的设计与校核 . 14 . 17 速轴的设计与校核 . 19 第 五 章 键的选择与校核 . 23 高速轴上键的选择与校核 . 23 速轴上键的选择与校核 . 23 速轴上键的选择与校核 . 24 第 六 章 滚动轴承和联轴器的选择 . 25 高速轴上滚动轴承的选择 . 25 中速轴上滚动轴承的选择 . 25 低速轴上滚动轴承和联轴器的选择 . 26 第 七 章 箱体及其附件设计 . 27 箱体各尺寸设计 . 27 减速器附件及其结构设计 . 28 第 八 章 设计小结 . 32 参考书目 . 33 机械设计课程设计 共 33 页 第 1 页 展开式二级圆柱齿轮减速器的设计 第一章 设计任务 计题目 用带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如图 1 图 1二级圆柱齿轮减速器传动装置简图 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。运输带速度允许的速度误差为 5%。 3. 使用期限 1 电 动 机2 联 轴 器3 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器4 卷 筒5 带 式 运 输 机机械设计课程设计 共 33 页 第 2 页 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。 计任务 1. 选择电动机的型号。 2. 确定 齿轮 传动的主要参数及尺寸。 3. 设计减速器。 4. 选择联轴器。 体作业 1. 减速器装配图一张。 2. 零件工作图两张 (大齿轮，输出轴 )。 3. 设计说明书一份。 机械设计课程设计 共 33 页 第 3 页 第二章 电动机的选择与传动比的分配 动机的选择 1. 选择电动机的类型 按工作要求选用 Y 系列全封闭式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 按式 (2电动机所需工作功率为 (2滚筒上所受的力 2出 F=2 T/d (2滚筒所需的功率为 F v (2F=2 T/d=2 800/000 N P =F v=4000 600 W 传动装置的总效率为 = 1 24 32 4 5 (2式 (2 1为 2为滚动轴承的效率， 3为齿轮传动的效率， 4为联轴器的效率， 5为传动滚筒的效率。 查表得 1= 2= 3= 4= 5=据式 (2出总效率 =式 (2 电动 机所需功率为 =5600/W 因为载荷平稳，电动机额定功率 表得知 Y 型电动机技术数据，选用电动机额定功率 W。 3. 确定电动机的转速 先确定滚筒的转速 V=r =r 2 (2由式 (2出 r/常， =2 4，二级圆柱齿轮减速器为 =8 40，则总传动比的范围为 i =16 160，故电动机转速的可选范围为 =i (16 160) r/ (2符合这一范围的同步转速有 2920、 1440 r/将同步转速为 1500、 3000 r/ 机械设计课程设计 共 33 页 第 4 页 表 2电动机参数选择 额定功率单位为 载转速单位为 r/转转矩与最大转矩单位都为 N m。 两种类型的电 动机都能满足使用要求， 转速大，所需的传动比会大些，但价格会较低，大的传动比可以适用于带式传动机，故考虑价格方面，选用电动机型号为 动比的分配 1. 总传动比 ia=nm/2920/ (22. 分配传动装置各级传动比 取 ，则减速器的传动比 i=ia/= (2分别取两级圆柱齿轮减速器的高级、低级传动比为 i (2展开式二级圆柱齿轮减速器传动比一般推荐 1.4) (2由式 (2 (2出 意：以上传动比的分配只 是初步的，传动装置的实际传动比必须在各级传动零件的参数。如带轮直径，齿轮齿数等确定后才能计算出来，故应在各级传动零件的参数确定后计算实际总传动比。一般总传动比的实际值与设计要求值的允许值误差为 3% 5%。 动和动力参数设计 间轴、低速轴的转速。单位 r/ 间轴、低速轴的功率。单位 间轴、低速轴的输入转矩。单位 N m； 轴（电动机轴）： d=W n0=920 r/0=9550 P0/9550 920= m 机械设计课程设计 共 33 页 第 5 页 轴（高速轴）： 0 1=W n1=n0/2920/3=973 r/1=9550 P1/9550 73= m 轴（中间轴）： 1 12= 2 3=W n2=n1/973/15.7 r/2=9550 P2/9550 m 轴（低速轴）： 2 23= 2 3=W n3=n2/7 r/3=9550 P3/9550 7=851 N m 轴（滚筒轴）： 3 34= 2 4=W n4=n3/67/1=67 r/4=9550 P4/9550 7= m 见表 2细介绍各轴的功率、转速、及转矩等值。 表 2轴运动和动力参数 机械设计课程设计 共 33 页 第 6 页 第 三 章 齿轮传动的设计计算 诉齿轮传动设计 由以上计算知高速轴输出转矩 T=m， P=齿轮转速n=973r/动比 i=工作寿命为十年（每年工作 300天），单班制带式输送机工作冲击较小。 1. 选定齿轮精度等级，材料及初定齿数。 （ 1）带式输送机速度不高，选用 7级精度。 （ 2）材料选择，查表选择小齿轮材料为 40质处理），硬度为 280齿轮材料 45钢（调质处理），硬度为 240者材料硬度相差 40 （ 3）初选小齿轮齿数 2，大齿轮齿数 Z2=24= 00。 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式： 213112 . 3 2 t （ 3行试算。 （ 1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 2）由教材表 10 7 选取齿宽系数 1d； 3）由教材表 10 6 查得材料的弹性影响系数 121 8 9 . 8 P4） 由教材图 10 21d 按齿面硬度 查得小齿轮的接触疲劳强度极限1=600 大齿轮的接触疲劳强度极限2550 5） 由教材式 10 13 计算应力循环次数 0 300 1 8=24000h； 91 6 0 6 0 9 7 3 2 4 0 0 0 1 . 4 1 0hN n j L 9 812121 . 4 1 0 3 1 04 . 5 1 6） 由教材图 10 19 查得接触疲劳寿命系数1 ；2 ； 7）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（ 3（ 3得 机械设计课程设计 共 33 页 第 7 页 1 l i m 11 0 . 9 1 6 0 0 5461H N M P （ 3 2 l i m 22 0 . 9 7 5 5 0 5 3 3 . 51H N M P （ 3 （ 2） 计算 1）试算小齿轮分度圆直径入 H 中较小的值 213112 . 3 2 t = 233 1 . 6 6 2 . 9 3 1 0 5 . 5 1 1 8 9 . 82 . 3 2 5 81 4 . 5 1 5 3 3 . 5 2）计算圆周速度 v 1 5 8 9 7 36 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 =m/s （ 3 3）计算齿宽 b td 1 58=58 （ 3 4）计算齿宽 h 模数 1158 2 . 6 422z （ 3 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 6 4 5 . 9 4 （ 3 5）计算齿宽与齿高之比 b/h 58 9 5 （ 3 6）计算载荷系数 根据 v=s， 7 级精度由教材图 10得动载荷系数 ， 对于直齿轮 ： 1由教材表 10 2 查得使用系数 由教材表 10 4 用插值法查得 7 级精度， 由 。查教材图 10 13 得 故载荷系数为 K= 1 . 2 5 1 . 1 2 1 1 . 4 2 1 . 9 8A V H K K （ 3 机械设计课程设计 共 33 页 第 8 页 7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式 10 10a 得 3311 1 . 9 85 8 . 9 3 6 1 . 1 9 61 . 6d m （ 3 8）计算模数 m 116 1 . 1 9 6 2 . 7 822dm m （ 3 3按齿根弯曲疲劳强度设计 由公式（ 10 13 212 F a S （ 3 (1) 确定公式内的各计算数值 1）由教材图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500 大齿轮弯曲强度极限2380 2）由教材图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 ）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 ，由式（ 3（ 3得 111 0 . 8 5 5 0 0 3 2 6 . 9 21 . 3F N F S （ 3 222 0 . 8 8 3 8 0 2 5 7 . 2 31 . 3F N F S （ 3 4）计算载荷系数 1 . 2 5 1 . 1 2 1 1 . 3 3 1 . 8 6A v F K K K （ 3 5）查取齿型系数，由教材表 10 5查得 1）查取应力校正系数，由教材表 10 5 查得 1 2 7）计算大小齿轮的 比较 111 2 . 7 2 1 . 5 7 0 . 0 1 33 2 6 . 9 2F a S （ 3 2 22 2 . 1 8 1 . 7 90 . 0 1 52 5 7 . 2 3F a S （ 3 大齿轮的数值大。 机械设计课程设计 共 33 页 第 9 页 （ 2） 设计计 算 13 212 F a S 33 22 1 . 8 6 6 2 . 9 3 1 0 0 . 0 1 5 1 . 9 41 2 2 3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 ，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算得的模数 就近圆整为标准值 m=按接触强度算得的分度圆直径 出小齿轮齿数： 11 6 1 . 1 9 6 242 . 5dZ m （ 3 取为 24 则大齿轮的齿数为2 1 2 1 4 . 5 1 2 4 1 0 8Z i Z ，取为 108 即两齿轮齿数为 2， 42； 这样设计出的齿轮传动即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费 。 5几何尺寸计算 （ 1）分度圆直径 11 2 4 2 . 5 6 0d Z m m m （ 3 22 1 0 8 2 . 5 2 7 0d Z m m m （ 3 （ 2）计算中心距 12 6 0 2 7 0 16522 （ 3 （ 3）计算齿轮宽度 1 1 6 0 6 0 （ 3 取2 60B 65B 速齿轮传动设计 由以上 设计计算，已知中间轴的功率 W，转速 15.7 r/矩 m， 度等级、材料及齿数。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度，直齿轮传动，小齿轮选用 40质，硬度值为 280齿轮选用 45钢，调质，硬度值为 240械设计课程设计 共 33 页 第 10 页 初选小齿轮齿数 0，大齿轮齿数 30 97。 由设计计算公式（ 3行试算 ,即 （ 3 （ 1） 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 2）小齿轮传递的转矩 由前面已计算得 T= 3229 5 5 0 1 0 2 7 2 . 6P （ 3 3）由教材表 10 7 选取齿宽系数 1d4）由教材表 10 6 查得材料的弹性影响系数 121 8 9 . 8 P5） 由教材图 10 21d 按齿面硬度 查得小齿轮的接触疲劳强度极限1=600 大齿轮的接触疲劳强度极限2550 6） 由教材式 10 13 计算应力循环次数 8 300 10=24000h 81 6 0 6 0 2 1 5 . 7 1 (1 8 3 0 0 1 0 ) 3 . 1 1 0hN n j L 8 812233 . 1 1 0 0 . 9 6 1 03 . 2 2 7） 由教材图 10 19 查得接触疲劳寿命系数1 ，2 。 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（ 3与（ 3得 600=582 （ 3 550= （ 3 （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径入 H 中较小的值 机械设计课程设计 共 33 页 第 11 页 1 223 12 . 3 2 t （ 333 1 . 6 2 7 2 . 6 1 0 4 . 2 2 1 8 9 . 82 . 3 2 1 3 . 2 2 5 4 4 . 5 ）计算圆周速度 v 12 9 5 . 3 6 2 1 5 . 76 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 =m/s （ 3 3） 计算齿宽 b 1 1 （ 3 4）计算齿高 h 模数 119 5 . 3 6 3 . 230m （ 3 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 3 . 2 7 . 2th m m m （ 3 5）计算齿宽与齿高之比 1 3 2 6）计算载荷系数 根据 8 级精度，速度 v=s，由教材图 10 8 查得动载系 ，对于直齿轮 1 由教材表 10 2 查得使用系数 由教材表 10 4 用插值法查得 8 级精度， 由 / ， 。查教材图 10 13 得 故载荷系数为 1 . 2 5 1 . 0 7 1 1 . 4 6 8 1 . 9 6A V H K K K （ 3 7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式 10 10a 得 3311 1 . 9 69 5 . 3 6 1 0 21 . 6d m （ 3 机械设计课程设计 共 33 页 第 12 页 8）计算模数 m 11102 3 . 430dm m （ 3 3 按齿根弯曲疲劳强度设计 由公式 （ 3的弯曲强度的设计公式为进行设计 13 212 F a S （ 3 （ 1）确定公式内的各计算数值 1） 由教材图 10 2000 P a ， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限为2 380 P a 。 2）由教材图 10，2 。 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 ，由式 （ 3和 （ 3得 111 0 . 8 8 5 0 0 3 1 4 . 2 91 . 4F N F M P （ 3 222 0 . 9 2 3 8 0 2 4 9 . 7 11 . 4F N F M P （ 3 4）计算 载荷系数 1 . 2 5 1 . 0 7 1 1 . 4 3 1 . 9 1A v F K K K （ 3 5）查取齿型系数，由教材表 10 5 查得 1 ，2 。 6）查取应力校正系数，由教材表 10 5 查得 121 . 6 2 5 , 1 . 7 8 7S a S 。 7）计算大小齿轮的 比较 121 2 . 5 2 1 . 6 2 5 0 . 0 1 33 1 4 . 2 9F a S （ 3 222 2 . 1 9 1 . 7 8 7 0 . 0 1 5 6 72 4 9 . 7 1F a S （ 3 大 齿轮的数值大。 （ 2）设计计算 机械设计课程设计 共 33 页 第 13 页 13 212 F a S 33 22 1 . 9 1 2 7 2 . 6 1 0 0 . 0 1 5 6 7 2 . 6 31 3 0 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算得的模数 就近圆整为标准值 3m ，按接触强度算得的分度圆直径1 102d 算出小齿 轮齿数： 11 102 343dz m 大齿轮的齿数 2 2 3 1 3 . 2 2 3 4 1 0 9 . 4 8z i z 取2 110z 这样设计出的齿轮传动即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4几何尺寸计算 （ 1）分度圆直径 11 3 4 3 1 0 2d z m m m （ 3 22 1 1 0 3 3 3 0d z m m m （ 3 （ 2）计算中心距 12 1 0 2 3 3 0 21622m m （ 3 （ 3）计算齿轮宽度 1 1 1 0 2 1 0 2db d m m （ 3 取2 102B 1 107B 机械设计课程设计 共 33 页 第 14 页 第 四 章 轴的设计与校核计算 速轴的设计与校核 由第二章可知，高速轴上的功率1 6 p 1 973n r/ 6 2 T N m。 1求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为1 60d 齿轮，压力角为 20 。 3112 2 6 2 . 9 3 1 0 210060 （ 4 t a n 2 0 2 1 0 0 t a n 2 0 7 6 0 N （ 4 2初步确定轴上的最小直径 先按式（ 4步估算轴的最小直径。轴的材料选取为 1据教材表 150 130A ， 于是得 1 33m i n 016 . 4 1 1 3 0 2 4 . 3 7973 m （ 4 高速轴的左端与皮带轮连接，因此轴上应有键槽，所以初选轴上的 最小直径m 6d 3轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案。 轴的左端是与一皮带轮相连，此处应有键槽，右端轴与一齿轮相配合，齿轮右端有滚动轴承，齿轮与滚动轴承之间应有套筒相连，与右边相对应，左端也应有滚动轴承，支持轴的运转。此高速轴的装配方案用图 5 4高速轴结构方案 （ 2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足带轮的轴向定位要求，轴的第一段直径为最小直径 为 26一段 的右断要有轴向定位，因此取第二段的轴径为 32轮的轮宽为 50取L=50 2）初步选择滚动轴承 轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据滚动轴承安装处直径为 35轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级机械设计课程设计 共 33 页 第 15 页 的单列深沟球轴承 6207，其尺寸为 d D B=35 72 17,故轴承右端直径为35的第三段右端为轴肩定位，查滚动轴承的定位轴肩高度为 轴第四段的直径为 40 3）取安装齿轮处即轴第六段的直径为 41轮的左端用轴肩定位，轴肩高度 h取 h=轴环处直径为 d=50环宽度 b取L=15轮的右端用套筒定位，套筒相连齿轮与滚动轴承，根据滚动轴承的宽度与套筒的宽度，取轴右端的长度为 L=40轮的宽度为 65以取轴右第二段长 L=62 4）轴承端盖的总宽度为 20据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面之间的距离为 70轴左端第二段的长度为 L=90 5）取齿轮距箱体内壁之间的距离为 a=16轮与齿轮之间的距离取 40虑到箱 体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=7=14+16+3+7=40 （ 3）轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴的周向定位都采用平键连接，键的选择在以后的章节会做介绍。 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据式5 2211 （ 4 1）求轴上的载荷 如图 5由齿轮与带轮的 设计计算得知，带轮对轴的压紧力 轮上径向力 60N，圆周力 100N。利用材料力学知识可求出滚动轴承作用在轴上的力的大小与方向， 然后再根据作用在轴上的力，画出轴上的弯矩扭矩图，对轴进行校核。求出 05N， 595N。 轴的受力如表5 表 4高速 轴力与弯矩的大小 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 05N 595N 矩 M m m m 总弯矩 2121 M =m 2222 M =m 转矩 m 机械设计课程设计 共 33 页 第 16 页 图 4速轴的受力图 从轴的受力与弯矩扭矩图可看出轴的危险截面在轴左端与滚动轴承配合处，故对此处进行强度校核。 2） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受弯矩与扭矩最大的截面的强度。根据式（ 4上图中的数据可对轴进行校核。扭转切应力为脉动循环变应力，故取 =的计算应力 222211331 2 3 . 5 0 . 6 6 2 . 9 3 3 0 . 71 3 5 1 032 P 轴的材料选取为 1的 1 45M ， 1所以高速轴安全。 机械设计课程设计 共 33 页 第 17 页 间轴的设计与校核 由 第 二 章 可 知 ， 中 间 轴 上 的 功 率2 6 p 2 r/2 2 7 2 m。 1求作用在齿轮上的力 已知高速级大齿轮的分度圆直径为2 270d 直齿轮，压力角为 20 ，低速级 小齿轮 的分度圆直径为 02 样是直齿轮，压力角 20 32222 2 2 7 2 . 6 1 0 2 0 1 9 . 3270 （ 4 22 t a n 2 0 2 0 1 9 . 3 t a n 2 0 7 4 3 . 9 7 N （ 4 32332 2 2 7 2 . 6 1 05 3 4 5 . 1102 （ 4 33 t a n 2 0 5 3 4 5 . 1 t a n 2 0 1 9 4 5 . 5 N （ 4 2初步确定轴上的最小直径 先按式（ 4步估算 轴的最小直径。轴的材料选取为 45号钢，调质处理，根据教材表 150 112A ， 于是得 2 33m i n 026 . 1 61 1 2 3 4 . 2 32 1 5 . 7 m （ 4 中速轴的两端应为最小端又轴上无键，因此轴端最小直径m 5d 3轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案，如图 4 4间轴结构方案 机械设计课程设计 共 33 页 第 18 页 （ 2）根据轴向定位的要求来确定轴各段直径和长度。 1）从左端起取齿轮距箱体内壁距离为 16 虑铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=7为 5 以初选滚动轴承为深沟球轴承，其型号为 6007，其宽度为 14 装尺寸 62 以左端的一段距离为 40 2）低速级主动轮轮宽 B=107 直径为 42 宽左端与轴承之间采用套筒定位。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，故取第二段距离为 104 轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 h h=3，故轴环处直径为 52 环宽度 b 第四段距离 15 环与轴上与齿轮配合处有一过渡轴段，长度为 40，直径为 48。 3）两齿轮之间采用轴肩定位宽度为 15 于高速级从动轮右端已定位，其轮毂宽度为 60 直径 40 毂右端采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，取第五段距离 57 4）轴右端装滚动轴承，滚动轴承选用 6007，同 1),第六 段为 40 此各段长度直径已确定。 5）轴上零件的周向定位，两齿轮于轴的周向定位均采用平键连接，同时保证轴与齿轮配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为 H7/动轴承的周向定位有过渡配合来保证。 4计算轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出简图并计算弯矩。轴所受的力如表 4表 4中间轴力与弯矩的大小 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 矩 M m m m m 总弯矩 2121 M =m 2222 M =m 转矩 m 根据轴上所受的各力的大小来校核轴的强度，如图 4间轴的受力图所示。 机械设计课程设计 共 33 页 第 19 页 图 4间轴的受力图 5按弯扭合成应力校核轴强度 进行校核时，通常支校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（ 4上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环，取 =的计算应力 2222333 6 9 . 1 6 0 . 6 2 7 2 . 6 5 5 . 51 4 2 1 032 P 轴的材料选取为 45 钢，查的 1 45M ， 1所以中间轴安全。 速轴的设计与校核 由第二章可知，低速轴上的功率3 5 p 3 67n r/ 8 4 2 m机械设计课程设计 共 33 页 第 20 页 1求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为4 330d 齿轮，压力角为 20 。 33442 2 8 4 2 . 5 1 0 5 1 0 6 . 1330 （ 4 44 t a n 2 0 5 1 0 6 . 1 t a n 2 0 1 8 5 8 . 5 N （ 4 2初步确定轴上的最小直径 先按式（ 5步估算轴的最小直径。轴的材料选取为 45钢，根据教材表15 112， 于是得 3 33m i n 035 . 9 1 1 1 2 4 9 . 8 667 m （ 4 低速轴的左端与联轴器连接，因此轴左端第一段的直径为联轴器的直径，所以要选择联轴器的型号。 联轴器的计算扭矩 3T K T（ 4 查教材表得知选以3T K T=m 按照计算转矩应小与联轴器公称转矩的条件，查标准手册，选用 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250N m，半联轴器的孔径为 55取轴左端第一段的直径为 55联轴器长度为 112联轴器与轴配合的毂孔长为 84以选轴的最小直径m 5d 3轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案。 轴的左端是 与联轴器 相连，此处应有键槽，右端轴与一齿轮相配合，齿轮右端有滚动轴承，齿轮与滚动轴承之间应有套筒相连，与右边相对应，左端也应有滚 动轴承，支持轴的运转。此高速轴的装配方案用图 5 4速轴示意图 （ 2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足联轴器的轴向定位要求，轴的第一段直径为最小直径 为 55一段的右断要有轴向定位，因此取第二段的轴径为 62联轴器与轴配合的毂孔长度为 84为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故轴左端第机械设计课程设计 共 33 页 第 21 页 一段的长度 L=82 2）初步选择滚动轴承 轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据滚动轴承安装处直径为 65轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承 6013，其尺寸为 d D B=65 100 18,故轴承右端直径为65的 左端 第三段右端为轴肩定位，查滚动轴承的定位轴肩高度为 轴第四段的直径为 40 3）取安装齿轮处即轴第六段的直径为 72轮的左端用轴肩定位，轴肩高度 h取 h=6轴环处直径为 d=8
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