机械设计课程---设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器.doc

机械课程设计窗体顶端一、 传动方案拟定设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限5年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒输入转速80r/min；鼓轮输入功率3.2kw；运动简图： 二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用 y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒= 0.96 0.992 0.97 0.99 0.95=0.86（2）电机所需的工作功率：pd=鼓轮输入功率/总=3.6/0.86 =4.19kw3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速=147r/min取v带传动比iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围ic=35，则合理总传动比i的范围为i=620，故电动机转速的可选范围为nd=inw=（620）147=8822940r/min符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min。查出有三种适用的电动机型号、如下表方案电动机型号额定功率kw电动机转速（r/min）同步 满载传动装置的传动比总传动比 v带 齿轮1y160m1-8 4kw750 7209 3 32y132m1-6 4kw1000 96012 3 43y 112m-44kw1500 144018 3.6 5综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较三种方案可知：方案1的传动比较小，传动装置尺寸较小，故方案1适合。故选择电动机型号y132m1-64、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为y132m1-6其主要性能：额定功率：4kw，满载转速960r/min，额定转矩2.0。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/147=6.62、分配各级传动比（1） 取i带=3.6（2） i总=i齿i 带i齿=i总/i带=18/3.6=5四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）减速器输入轴：ni=nm/i带=1440/3.6=400(r/min)减速器输出轴：nii=ni/i齿=400/5=80(r/min) =滚筒nw=80(r/min)2、 计算各轴的功率（kw） pi=pd带=3.720.96=3.57kw pii=pi轴承齿轮=3.570.9920.97=3.44kw3、 计算各轴转矩td=9.55pd/nm=95503.72/1440=24.67nmti=9.55pi/n1 =9550x3.57/400=85.23nmtii =9.55pii/n2=9550x3.44/80=410.65nm 五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1）选择普通v带由书p218表13-8得ka=1.2 又p=3.72kw故pc=kap=1.23.72=4.464kw据pc=4.464kw和n1=1440r/min由书p219图13-15初定选用a型v带且d1=80100（2）确定带轮基准直径，并验算带速（注：小带轮转速n1就是电机输出转速，大带轮转速n2就是减速器输入转速ni）取d1=90mmdmin=75d2=n1/n2d1(1-)=1440/40090（1-0.02） =317.52mm由书p219表13-9取d2=355mm 带速v：v=d1n1/601000=901440/601000 =6.78m/s在525m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心距初定中心距a0=1.5(d1+d2)=1.5(90+355)mm=667.5mm取a0=700mm,符合0.7（d1+d2）a01200（适用） （5） 确定带的根数单根v带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 p1=1.4kwi1时单根v带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 p1=0.17kw查1表10-3，得k=0.94；查1表10-4得 kl=0.99z= pc/(p1+p1)kkl=3.3/(1.4+0.17) 0.940.99=2.26 (取3根) (6) 计算轴上压力由课本1表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根v带的初拉力：f0=500pc/zv（2.5/k）-1+qv2=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7.062 =134.3kn则作用在轴承的压力fqfq=2zf0sin(1/2)=23134.3sin(158.67o/2)=791.9n2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表1 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260hbs；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215hbs；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 (6712kt1(u+1)/duh2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数z1=20。则大齿轮齿数：z2=iz1= 20=77.8取z2=78 由课本表6-12取d=1.1(3)转矩t1t1=9.55106p1/n1=9.551062.61/473.33=52660n?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力hh= hlim zn/shmin 由课本1图6-37查得：hlim1=610mpa hlim2=500mpa接触疲劳寿命系数zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式n=60njtn 计算n1=60473.331030018=1.36x109n2=n/i=1.36x109 /3.89=3.4108查1课本图6-38中曲线1，得 zn1=1 zn2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数shmin=1.0h1=hlim1zn1/shmin=610x1/1=610 mpah2=hlim2zn2/shmin=500x1.05/1=525mpa故得：d1 (6712kt1(u+1)/duh2)1/3=49.04mm 模数：m=d1/z1=49.04/20=2.45mm取课本1p79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度 bb=2kt1yfs/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mz1=2.520mm=50mm d2=mz2=2.578mm=195mm齿宽：b=dd1=1.150mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数yfs 由课本1图6-40得：yfs1=4.35,yfs2=3.95 (8)许用弯曲应力bb根据课本1p116：bb= bblim yn/sfmin由课本1图6-41得弯曲疲劳极限bblim应为： bblim1=490mpa bblim2 =410mpa由课本1图6-42得弯曲疲劳寿命系数yn：yn1=1 yn2=1弯曲疲劳的最小安全系数sfmin ：按一般可靠性要求，取sfmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为bb1=bblim1 yn1/sfmin=4901/1=490mpabb2= bblim2 yn2/sfmin =4101/1=410mpa校核计算bb1=2kt1yfs1/ b1md1=71.86pa bb1bb2=2kt1yfs2/ b2md1=72.61mpa bb2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度v计算圆周速度v=n1d1/601000=3.14473.3350/601000=1.23m/s因为v6m/s，故取8级精度合适 六、轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知： b=650mpa,s=360mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215mpa 0bb=102mpa,-1bb=60mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dc 查2表13-5可得，45钢取c=118 则d118(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：t=9.55106p/n=9.551062.53/121.67=198582 n 齿轮作用力： 圆周力：ft=2t/d=2198582/195n=2036n 径向力：fr=fttan200=2036tan200=741n 4、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查2表9.4可得联轴器的型号为hl3联轴器：3582 gb5014-85 （2）、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm. (4)选择轴承型号.由1p270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度b=19,安装尺寸d=52,故轴环直径d5=52mm. (5）确定轴各段直径和长度段：d1=35mm 长度取l1=50mmii段:d2=40mm 初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故ii段长：l2=（2+20+19+55）=96mmiii段直径d3=45mml3=l1-l=50-2=48mm段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即l4=20mm段直径d5=52mm. 长度l5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=96mm(6)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=195mm求转矩：已知t2=198.58n?m求圆周力：ft根据课本p127（6-34）式得ft=2t2/d2=2198.58/195=2.03n求径向力fr根据课本p127（6-35）式得fr=ft?tan=2.03tan200=0.741n因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：fay=fby=fr/2=0.74/2=0.37nfaz=fbz=ft/2=2.03/2=1.01n由两边对称，知截面c的弯矩也对称。截面c在垂直面弯矩为mc1=fayl/2=0.37962=17.76n?m截面c在水平面上弯矩为：mc2=fazl/2=1.01962=48.48n?m(4)绘制合弯矩图（如图d）mc=(mc12+mc22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63n?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：t=9.55（p2/n2）106=198.58n?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=0.2，截面c处的当量弯矩：mec=mc2+(t)21/2=51.632+(0.2198.58)21/2=65.13n?m(7)校核危险截面c的强度由式（6-3） e=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1453=7.14mpa -1b=60mpa该轴强度足够。 主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知： b=650mpa,s=360mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215mpa 0bb=102mpa,-1bb=60mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dc 查2表13-5可得，45钢取c=118 则d118(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：t=9.55106p/n=9.551062.64/473.33=53265 n 齿轮作用力： 圆周力：ft=2t/d=253265/50n=2130n 径向力：fr=fttan200=2130tan200=775n 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位， 4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=50mm求转矩：已知t=53.26n?m求圆周力ft：根据课本p127（6-34）式得ft=2t3/d2=253.26/50=2.13n求径向力fr根据课本p127（6-35）式得fr=ft?tan=2.130.36379=0.76n两轴承对称la=lb=50mm(1)求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=0.76/2=0.38nfaz=fbz=ft/2=2.13/2=1.065n(2) 截面c在垂直面弯矩为mc1=faxl/2=0.38100/2=19n?m(3)截面c在水平面弯矩为mc2=fazl/2=1.065100/2=52.5n?m(4)计算合成弯矩mc=（mc12+mc22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83n?m(5)计算当量弯矩：根据课本p235得=0.4mec=mc2+(t)21/2=55.832+(0.453.26)21/2=59.74n?m(6)校核危险截面c的强度由式（10-3）e=mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1303)=22.12mpa-1b=60mpa此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命lh=1030016=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209, 查1表14-19可知:d=55mm,外径d=85mm,宽度b=19mm,基本额定动载荷c=31.5kn, 基本静载荷co=20.5kn, 查2表10.1可知极限转速9000r/min （1）已知nii=121.67(r/min)两轴承径向反力：fr1=fr2=1083n根据课本p265（11-12）得轴承内部轴向力fs=0.63fr 则fs1=fs2=0.63fr1=0.63x1083=682n(2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端fa1=fs1=682n fa2=fs2=682n(3)求系数x、yfa1/fr1=682n/1038n =0.63fa2/fr2=682n/1038n =0.63根据课本p265表（14-14）得e=0.68fa1/fr1e x1=1 fa2/fr248000h 预期寿命足够 二.主动轴上的轴承:（1）由初选的轴承的型号为:6206查1表14-19可知:d=30mm,外径d=62mm,宽度b=16mm,基本额定动载荷c=19.5kn,基本静载荷co=111.5kn,查2表10.1可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命lh=1030016=48000h （1）已知ni=473.33(r/min)两轴承径向反力：fr1=fr2=1129n根据课本p265（11-12）得轴承内部轴向力fs=0.63fr 则fs1=fs2=0.63fr1=0.63x1129=711.8n(2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端fa1=fs1=711.8n fa2=fs2=711.8n(3)求系数x、yfa1/fr1=711.8n/711.8n =0.63fa2/fr2=711.8n/711.8n =0.63根据课本p265表（14-14）得e=0.68fa1/fr1e x1=1 fa2/fr248000h 预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算1根据轴径的尺寸，由1中表12-6高速轴(主动轴)与v带轮联接的键为：键836 gb1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 1445 gb1096-79轴与联轴器的键为：键1040 gb1096-792键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键1445 gb1096-79bh=149,l=45,则ls=l-b=31mm圆周力：fr=2tii/d=2198580/50=7943.2n挤压强度： =56.93125150mpa=p因此挤压强度足够剪切强度： =36.60120mpa= 因此剪切强度足够键836 gb1096-79和键1040 gb1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用m181.5油面指示器选用游标尺m12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片m181.5根据机械设计基础课程设计表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：gb/t5780 m1830,材料q235高速轴轴承盖上的螺钉：gb578386 m8x12,材料q235低速轴轴承盖上的螺钉：gb578386 m820,材料q235螺栓：gb578286 m14100，材料q235箱体的主要尺寸： (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025122.5+1= 4.0625 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02122.5+1= 3.45 取z1=8 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.58=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.58=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.58=20 (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12= 0.036122.5+12=16.41(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.7518= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55 18=9.9 (取10) (10)连接螺栓d2的间距l=150-200 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取6) (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.810=8 (14)df.d1.d2至外箱壁距离c1 (15) df.d2 (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离c1c2（510）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径d（555）d3 d轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以md1和md3 互不干涉为准，一般取sd2.九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度12m/s，当mdmin=75dd2=i带dd1(1-)=395(1-0.02)=279.30 mm由课本1p190表10-9，取dd2=280带速v：v=dd1n1/601000=951420/601000 =7.06m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmld=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+3.14(95+280)+(280-95)2/4450=1605.8mm根据课本1表（10-6）选取相近的ld=1600mm确定中心距aa0+(ld-ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm (4) 验算小带轮包角1=1800-57.30 (dd2-dd1)/a=1800-57.30(280-95)/497=158.6701200（适用） （5） 确定带的根数单根v带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 p1=1.4kwi1时单根v带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 p1=0.17kw查1表10-3，得k=0.94；查1表10-4得 kl=0.99z= pc/(p1+p1)kkl=3.3/(1.4+0.17) 0.940.99=2.26 (取3根) (6) 计算轴上压力由课本1表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根v带的初拉力：f0=500pc/zv（2.5/k）-1+qv2=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7.062 =134.3kn则作用在轴承的压力fqfq=2zf0sin(1/2)=23134.3sin(158.67o/2)=791.9n2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表1 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260hbs；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215hbs；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 (6712kt1(u+1)/duh2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数z1=20。则大齿轮齿数：z2=iz1= 20=77.8取z2=78 由课本表6-12取d=1.1(3)转矩t1t1=9.55106p1/n1=9.551062.61/473.33=52660nmm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力hh= hlim zn/shmin 由课本1图6-37查得：hlim1=610mpa hlim2=500mpa接触疲劳寿命系数zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式n=60njtn 计算n1=60473.331030018=1.36x109n2=n/i=1.36x109 /3.89=3.4108查1课本图6-38中曲线1，得 zn1=1 zn2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数shmin=1.0h1=hlim1zn1/shmin=610x1/1=610 mpah2=hlim2zn2/shmin=500x1.05/1=525mpa故得：d1 (6712kt1(u+1)/duh2)1/3=49.04mm 模数：m=d1/z1=49.04/20=2.45mm取课本1p79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度 bb=2kt1yfs/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mz1=2.520mm=50mm d2=mz2=2.578mm=195mm齿宽：b=dd1=1.150mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数yfs 由课本1图6-40得：yfs1=4.35,yfs2=3.95 (8)许用弯曲应力bb根据课本1p116：bb= bblim yn/sfmin由课本1图6-41得弯曲疲劳极限bblim应为： bblim1=490mpa bblim2 =410mpa由课本1图6-42得弯曲疲劳寿命系数yn：yn1=1 yn2=1弯曲疲劳的最小安全系数sfmin ：按一般可靠性要求，取sfmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为bb1=bblim1 yn1/sfmin=4901/1=490mpabb2= bblim2 yn2/sfmin =4101/1=410mpa校核计算bb1=2kt1yfs1/ b1md1=71.86pa bb1bb2=2kt1yfs2/ b2md1=72.61mpa bb2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度v计算圆周速度v=n1d1/601000=3.14473.3350/601000=1.23m/s因为v6m/s，故取8级精度合适 六、轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知： b=650mpa,s=360mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215mpa 0bb=102mpa,-1bb=60mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dc 查2表13-5可得，45钢取c=118 则d118(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：t=9.55106p/n=9.551062.53/121.67=198582 n 齿轮作用力： 圆周力：ft=2t/d=2198582/195n=2036n 径向力：fr=fttan200=2036tan200=741n 4、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查2表9.4可得联轴器的型号为hl3联轴器：3582 gb5014-85 （2）、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm. (4)选择轴承型号.由1p270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度b=19,安装尺寸d=52,故轴环直径d5=52mm. (5）确定轴各段直径和长度段：d1=35mm 长度取l1=50mmii段:d2=40mm 初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故ii段长：l2=（2+20+19+55）=96mmiii段直径d3=45mml3=l1-l=50-2=48mm段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即l4=20mm段直径d5=52mm. 长度l5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=96mm(6