湖南工业大学的机械课程设计说明书

1、机械设计基础课程设计说明书带式输送机传动系统设计 单级直齿圆柱齿轮减速器起止日期： 2013年06 月30日 至 2013年 07月06日学生班级班学号成绩指导教师(签字)机械工程学院2013年 07月 05 日.工业大学课程设计任务书2012-2013 学年第二学期包装与工程学院学院（系、部）印刷工程专业1103班课程名称：机械设计基础课程设计设计题目：带式输送机传动系统设计 单级圆柱齿轮减速器完成期限： 自 2013年 06月 30日至2013年 07月 06日共 1周一、传动装置简图容及任务进度安排主要参考资料二、原始数据带的圆周力 F/N带速 v（m/s）滚筒直径 D/mm15001.

2、70270三、工作条件两班制 ( 每班工作8h) ，使用年限8 年，大修期为23 年 , 常温连续单向运转，载荷平稳，中批量生产，运输带速度v 的允许误差为±5%,三相交流电压为380/220V 。三、设计任务1、传动系统的总体设计；传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图的设计；设计计算说明书的编写。2、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（ 1）减速器装配图1；（ 2）设计说明书一份。起止日期工作容2013.06.30 07.2传动系统总体设计；传动零件的设计计算2013.07.03 07.05减速器装配图的设计、整理说明书07.06交说明书、图纸等1 扬

3、等 . 机械设计基础 . 北京：清华大学，北京交通大学，2011.12.2 银金光等 . 机械设计课程设计 . 北京交通大学， 2011.11. 相关国家标准、设计手册等指 导 教 师 （签字）： 吴子红2013年 05月 30日系（教研室）主任（签字）：2013年月日.前言柳青曾经说过： 人生的道路是漫长的，但在关键处只有几步，特别是当你年轻的时候。机械课程设计是培养学生具有机械设计能力的技术基础课程。 课程设计则是机械设计课程设计的实践性教学环节， 同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：1. 通过课程设计的时间，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用

4、机械设计课程和其它课程的理论与实际只是去分析和解决机械设计问题的能力。2. 学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。3. 通过制定设计方案，合理选择传动和零件类型，正确计算零件的工作能力，确定尺寸及掌握机械零件，以及全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，打到了解和掌握机械零件。机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。4. 学习进行机械设计基础技能训练。计算、绘图、查阅设计资料柜和手册、运用标准和规等。路漫漫其修远兮，吾将上下而求索。.目录课程设计任务书 .2前言 .3第一章 传动方案的分析与拟定 .5第二章 选择电动机 .7第三章 传动比及其分配 .8第四章 传动装置的

5、运动及动力参数计算.8第五章 V 带传动设计 .9第六章 齿轮传动设计 .10第七章 轴的设计 .12第八章 轴承的设计 .18第九章 键连接的选择和校核 .19第十章 联轴器的选择 .20第十一章 箱体的结构设计 .20第十二章 减速器附件的选择 .21第十三章润滑与密封 .26课程设计总结 .28参考文献 .28.设计计算及说明结果第一章传动方案的分析与拟定1、原始数据带的圆周力 F/N带速 v（m/s）滚筒直径 D/mm15001.702702、工作条件两班制，使用年限 10年，保修期为 2 3年，常温连续单向运转，载荷平稳，中批量生产，运输带速度允许误差为± 5% 3、传动方

6、案选择（a）(b).(c)图1-1 传动方案对比图根据要求有图 1-1 示三种方案，现在对三种方案进行对比，选择最合理的方案。（a）传动方案包含 V 带传动和单级圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同的转矩时，结构尺寸较啮合传动大，带传动具有传动平稳，吸振等特点，能够起过载保护。（b）传动方案包含蜗杆涡轮减速器，蜗杆涡轮结构紧凑，工作平稳，传动比比较大，而且涡轮传动效率不高，长期连续工作不经济 , 不适合此设计方案。（c）传动方案包含同步带传动和单级圆柱齿轮减速器制造和安装精度要求较高，中心距要求较严，广泛应用于要求传动比准确的中、小功率传动中。根据上述各种方案的优缺点选择方案（ a）

7、，具体如图 1-2 示：图1-2 本设计传动方案图1- 联轴器； 2- 滚动轴承； 3- 齿轮； 4-V 带传动；5- 滑动轴承； 6- 电动机； 7- 卷筒； 8- 运输带.第二章电动机的选择1 、选择电动机的类型和结构形式根据电源种类， 工作条件，工作时间的长短及载荷的性质， 大小，起动性能和过载情况等条件来选择电动机，一般选用 Y 系列三相交流异步电动机，结构是全封闭自扇冷式笼型的，适用于电源电压为380V无特殊要求的机械上。2 、电动机容量的选择Pw=2.55(k根据公式， Pw 有效功率为： Pw=FV/1000(kW)（2-1 ）将 W)v=1.70m/s ，F=1500N 代入

8、式（ 1-1 ）得： Pw=2.55kW。查【 2】表 3-3 ，可知： 1 -V 带传动效率 0.95 2- 滚动轴承传动效率 0.99 3 -8 级圆柱齿轮传动效率 0.97 4- 联轴器传动效率 0.99 5 - 运输机滚筒效率 0.96由上知： = 1带× 2轴承× 3齿轮× 4联轴器× 5滚筒（ 2-2 ）= 0.95 ×0.99 × 0.99 ×0.97 ×0.99 ×0.96 =0.86由 Pd=Pw/ （2-3 ），知工作时，电动机所需的功率为：Pd=Pw =2.55/0.86=2.97k

9、w/查【 2】表 12-1 可知，满足 PdPe(额定功率 ) 条件的 Y系列三相交流异步电动机额定功率 Pe应取 3kw。2、电功机转速的选择：根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速nw为：nw=60000v/ D（2-4 ）nw=120.31代入数据得：r/minnw=60000× 1.70/ （× 270）=120.31 r/min查【 2】3-4 可知，圆柱齿轮传动比围是 35,V 带传动传动比为 24，所以总的传动比 620. 故电动机转速的可选围为 :nd=nw*(620)= （620）× 120.31=(721.86 2406.2)r/min （2-

10、5 ）符 合 这 一 围 的 同 步 转 速 有 750 r/min、 1000r/min 、1500r/min。由于 750r/min 无特殊要求下不使用，1000r/min和1500r/min使用广泛。查【 2】表 12-1 可知，对应于额定功率 Pe为 3kw的电动机型号分别为 Y100L2-4 型和 Y132S-6 型。现将这两种型号的电动机有关数据列于下表 2-1 中。.表2-1方案的比较方案号电动机型额定功率同步转速满载转速号/ kw/(r/min)/(r/min)一Y100L2-43.015001420二Y132S-63.01000960由 i=nm/nw 知，方案一的传动比 i

11、=11.80 ，而方案二的传动比电动机i=7.98 。选用：通过上述方案的比较可以看出方案一的转速较高，质量轻，价Y100L2-4格低，总传动比更适合单级减速器，且价格低、成本较低，故选方案一较为合理。Y100L2-4 型，由【 2】表 12-2 得电动机中心高 H=100m,轴伸出部分用于装轴器轴段的直径和长度分别为 D=28mm和 E=60mm。第三章、传动比及分配nm =14201、计算总传动比r/min根据电动机的满载转速 nm 和工作机所需的 nw，按下式计算，nw=120.31机械传动的总传动比： i=nm/nw（3-1 ）nm= 1420 r/minr/minnw=120.31

12、r/min代入数据， i=11.80V 带和圆柱齿轮的传动，故 i= i带× i齿 i齿=4在该方案中，只有（3-2 ）i带， i 齿有同时要满足的条件，取i 齿， i带=2.95查【 2】表 34，=4i带=i/ i齿,则i带 =2.95 。第四章传动装置的运动及动力参数计算0轴（电动机轴）：n0=nm=1420r/minP0=Pd=2.97 kWN·mn1=488.4rT0=9550 P0/ n0=19.70/min轴（减速器高速轴）：n1= n0/i 带=1420/2.95=488.4r/minP1=2.82kWP1=P0× 0=2.97 ×0.9

13、5=2.82kWn2=122.1rT1=9550P1/ n1=55.14 N·m/min轴（减速器低速轴）：P2=2.71 kWn2= n1/i 齿=488.4/4=122.1r/minn3=122.1rP2=P1× =2.82 × 0.99 × 0.97=2.71 kW/minT2=9550P2/ n2=211.96N·mP3=2.66kW轴（输送机滚筒轴）：n3= n2/1=122.1r/minT3=208.05P3= P2× =2.71 ×0.99 ×0.99=2.66 kWN· m.T3=9550

14、P3/ n3=208.05N· m将上述计算结果列于下表，以供查用。表 4-1 传动系统的运动和动力参数轴号电动机一级圆柱齿轮减速器0 轴I 轴II 轴III 轴转速1420488.4122.1112.1n/(r/min)功率2.972.822.712.66P/(kw)转矩19.7055.14211.96208.05T/( N· m)传动比 i2.9541第五章V 带传动设计1 、确定计算功率由公式 Pc= K AP可确定计算功率 Pc公式中： P所需传递的额定功率，kWKA工作情况系数】表得 K A根据原动机工作条件，查【110-7=1.2Pc=1.2× 3=3

15、.6 kW(5-1)2、选择 V带的带型号根据 Pc=3.6 kW 和小带轮的转速 n1=1420r/min ，查【 1】图 10-8 选定 V带型号为普通 A型。3、确定带轮的基准直径并验算带速（1）初选小带轮的基准直径dd1查【 1】图 10-8 可知，小带轮基准直径的推荐值为80100mm，查【 1】表 10-8 取小带轮的基准直径为 dd1=100m（2）验算带速由公式： V=dd1n1/60000=dd2n2/60000(m/s)（5-2 ）计算可知，v=7.43m/s一般条件下 v 应控制在 5m/s 25m/s, 可知带速合适。（3）计算并确定大带轮的基准直径dd2dd2=dd1

16、i=dd1n1/n2=290.7mmPc=3.6kWv=7.43m/sdd2=290.7 mm由上式计算出来的dd2 值，由查【 1】表 10-8 中，取 dd2=280mm实际传动比 i=265/90=2.94.误差为（ 2.94-2.91 ）/2.91 × 100%=1.03%<5%a0=650mm4、确定 V带的中心距 a和基准长度 Ld，并验算小带轮包角（ 1）由公式0.7 （dd1+dd2)a02(dd1+dd2)a0(5-2)mm a0760mm，初取中。可以算出 266=650mm（ 2）由公式：a=695.5 mmL0=2a0+（ dd1+dd2)/2+ （dd

17、1-dd2)2/4 a0(5-3)可以算出 L0=1909 mm.d。1=165.1查【 1】表 10-2 ，取 L =2000mm根据公式：aa（d(5-4)°0+ L- L0)/27可以算出 a=695.5 mm 验算小带轮的包角 1，由公式 1=180?- 57.3（ dd2- dd1)/ a ×57.3（5-5 ）计算可知 1=165.17>120°（符合小带轮包角 1的要求）5、计算 V带的根数 Z查【 1】表 10-4 ，由线性插值法可得P0=0.93+0.14*(1420-1200)/(1450- 1200)=1.05 kW查【 1】表 10-

18、5 ，由线性插值法可得P=0.15+0.02* （ 1420-1200）/ （1460-1200）=0.17 kw查【 1】表 10-6，由线性插值法可得Z=3Ka=0.95+0.03* （151.35 °-160 °） /(170 °- 160° )=0.924查【 1】表 10-2，可得 KL=1.03（）a5-6由公式 Z=Pc/P0=Pc/ (P0?+ )KP0?KL代入上面数据，可知 Z=3.1( 根)F0=143.26取整数，故 Z=3根。N6 、计算单根 V 带的预紧力 F0查【 1】10-1 可以查到 A型带的单位长度质量 q=0.10k

19、g/m ，由公式 F0=500(2.5/Kaqv2（5-7）- 1)Pc/(Zv)+Q代入数据求得 F0=143.26N=852.37N7 、计算 V带对轴的压力 Q根据公式 Q=2ZF0sin(a1/2)（5-8 ）=852.37N代入数据计算可得Q=852.37N第六章标准圆柱直齿轮传动设计Hlim1=250MPaHlim2=200MPa1 、选择齿轮材料、热处理方法根据工作条件，采用的减速器是闭式软齿面传动。查【1】表 Hl=12-1 得：钢 调质处理HBS1586.95MPa小齿轮45H2=250540.45MPa.大齿轮 45钢 正火处理HBS2=2002 、确定材料许用接触应力查【

20、 1】表 12-6 ，两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为： Hlim1=480+0.93( HBS1- 135)=586.95 MPa Hlim2=480+0.93( HBS2- 135)=540.45 MPa查【 1】表 12-7 ，接触疲劳强度的最小安全系数SHlim=1.0 ，则T1=55140 N两齿轮材料的许用接触应力分别为：? mmHl= Hlim1/SHlim=586.95 MPaH2=Hlim2/SHlim=540.45 MPa3 、根据设计准则，按齿轮接触疲劳强度进行计算由公式 d1 (KT1/ ? )*(u+1)/u*3.54*ZE/ QH21/3（6-1 ）式中： u

21、为齿数比 4；小齿轮的转矩 T1=55140N? mm;d1=45.26m查【 1】 12-3 ，取载荷系数 K=1.1 ；m查【 1 】12-4 ，查取弹性系数ZE=(189.8)(MPa)1/2 ；根据闭式软齿面齿轮传动通常取0.31.4，这里取齿宽系数? d=1;Z1=24Z2=96 QH以较小值 QH2=540.45MPa带入。 故d1( 1/ ? ) ? (u+1)/u*3.54*ZE/Q（6-2 ）H21/3将数据代入，得： d1=45.26mmm=2mm4 、几何尺寸计算齿数：由于采用闭式软齿面传动， 小齿轮齿数推荐值 Z1= 2040， a=120mm取 Z1= 24；则 Z2

22、= Z1 ×i 齿=96实际齿数比 u= Z2/Z1=3.98b2=45mmb1=52mm模数：m=d1/Z1=1.88mm查【 1】表 5-1 ，将 m转换为标准模数，取 m=2中心距： a=m(Z1+Z2)/2=2* （ 30+120） /2YF1=2.65=120mmYS1=1.58齿宽： b2=? dd1=45.26mm取整 b2=45YF2=2.218b1=b2+(5 10)=(65 70)mm，取 b1=52mmYS2=1.775、校核齿根弯曲疲劳强度 Fd14（6-2 ）由校核公式： F=2KT1YFYS/b m查【 1】表 12-5 ，两齿轮的齿形系数、应力校正系数分

23、别为：Z1= 24时， YF1=2.65YS1=1.58Z2=96时 , 用线性插值法YF2=2.218 F1YS2=1.774MPa=213查【 1】表 12-6 ，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为：Flim1=190+0.2(HBS1135)=213MPaF2=203-MPaFlim2=190+0.2(HBS2135)=203MPa-S查【 1】表 12-7 ，弯曲疲劳强度的最小安全系数，Flim=1.0.两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为：F1=124.76 F1= Flim1/SFlim=213 MPaMPa F2= Flim2/SFlim=203 MPa将上述参数分别代入校核公

24、式，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应F2=117.24力分别为：MPaF1=2KT1YF1YS1/（ bd1m） =124.76MPa< F1=213MPaa=120mmd1MPa<F2=203MPab1=52mmF2=2KT1YF2YS2/（bm）=117.24所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。b2= 45mm6、齿轮其他尺寸的计算分度圆直径 d1=mz1=48mmd2=mz2=192mm齿顶圆直径： da1=d1+2ha=52mmda2=d2+2ha=196mmV=1.16m s齿根圆直径： df1=d1 -2hf=43mm/df2=d2-2hf=185mm中心距：a=120mm齿

25、宽：b1=52mm ，b2= 45 mm7 、齿轮的圆周速度V=n1d1/ （60*1000）=1.16 m/ s查【 1】表 12-2 ，这里选择齿轮精度为8 级。第七章轴的设计1 、输出轴（低速轴）的设计（一）选择轴的材料和热处理方法，并确定许用应力设计需要为普通用途， 中小功率的减速器， 选用 45钢正火处理。查【1】16-1 ， b=600MPa,查【 1】 16-5 得 b-1=55 MPa（二）估算轴的最小直径查【 1】 16-2，取 A=110，根据查【 1】公式 16-1 得d (P/n)1/3=110 ×(2.71/122.1)1/3=31.91mm ，考虑轴端有一

26、键槽，将上述轴径增大 5% ， 即31.91 ×1.05=32.46mm，查【 1】 表 16-3 可知，选取最小直径应为35.5.（三）轴的结构设计并绘制结构草图（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。（2）确定轴各段直径和长度绘制轴的计算简图.图7-1定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时，其轴肩高度要大些， 如图 7-1 中的 d1与d2， d4 与d5, d6 与 d7的轴肩。查 1图16-11 ，可知

27、 , 为保证零件与定位面靠紧，轴上的过度圆角半径 r 应小于轴上的零件圆角半径 R和倒角 C。一般取定位轴肩高度 h=(0.07 0.1)d ，轴环宽度 b1.4h 。查2, 有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配符合要求的直径，如图 7-1 所示的安装齿轮和联轴器处的直径 d4, d1 。一般应取标准值 ( 见查 1 表16-3) 。另外，安装轴承及密封元件处的轴径 d2 , d7 和 d3，应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致。查2 （P43），非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时，相邻直径要小些，一般为（ 13）mm，如图 7-1 中的 d2与d3， d3与d4，d5与d6处的直径变化

28、. 因此，由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等，d1=35.5mm，考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素，其他各段直径可确定为：考虑在 d2处联轴器用轴肩实现轴向定位，所以 d2=d1+2×(0.07 0.1) d1=40.47 42.6mm取 d2=42.5mm。d2= 42.5mm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。所以：d3=d2+(1 3)=43.5 45.5mm，d3要满足轴承基本型号，d3mm满足轴承基本型号)d3mm故选= 45(= 45d4 d3为 便于 齿轮 装拆 与齿 轮配 合处轴径 d4 应大 于 d3, 所 以，+

29、(13)=46，d4处安装齿轮一般取标准值， 查1表16-3。=48mm可知，取d4。d4mm=47.5mm= 47.5考虑 在 d4与 d5处用轴肩实现轴向定位，所以，d5=d4+2×d4，取d5。d5(0.07 0.1) =54.1557mm=55 mm=55mm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d7。d7=45mm=45mmd6与 d7用轴肩实现轴向定位，齿轮在左端用轴环定位, 轴环直径 d6，根据轴承安装直径， ,，查手册取d6d6=52mm=52mm.（3）选择轴承型号由于 d7和d3两处都安装

30、轴承，初选深沟球轴承，查2表 15-4 ，可知，轴承代号为 6209，轴承宽度 B=19mm，安装尺寸为 damin =52mm，所以可知 d6=52mm。.（4）确定各轴的长度如图 7-1 中 d4、 d1、 d7处的长度由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定.轮毂宽度 l 与孔径有关，一般情况下，轮毂宽度l =(1.2 1.6)d ，最大宽度 l max (1.8 2)d ，轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑，装拆不便，而且键连接不能过长，键长一般不大于(1.6 1.8)d ，以免压力沿键长分布不均匀现象严重. 轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时，轴段长度l 应较轮毂宽 l 短23mm，以保证轴上零

31、件定位可靠。d1mm，由于 = 35.5×d1×l1=(1.21.6)1.6)35.5-2=40.654.8mm-2=(1.2取 l1 =42mm；l4 =(1.2 1.6) ×d4-2=(1.2 1.6) ×47.5-2=55 74mm.取 l4 =60mm；因为轴端倒角 45 度， l7 =B3+1=19+1=20mm考虑齿轮端面和箱体壁，轴承端面和箱体壁的距离，取套筒长l封油环 =23mm；所以 l3 =B3 +l 封油环 +（ 13） =19+1+2=42mm；齿轮位于轴的中间，取 l 5=10mm（ b1.4 h），l 6=11mm。在图 7-

32、1 中，l2与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及伸出轴承盖外部分的长度 . 轴承座孔及轴承的轴向位置和宽度在前面已确定。此次设计的为凸缘式轴承盖，伸出端盖外部分的长度B, l与伸出端安装的零件有关，与端盖固定螺钉的装拆有关，查有关表格可取B(3.54)d3，此处为轴承端盖固定螺钉直径，轴上零件不影响d3lBd3由装拆弹性螺钉等的拆卸，查有关表格， 可取=(0.150.25).套销距离 B确定 (B 值可由联轴器标准查出 ). 轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定.查 【 2 】， 可 知 地 脚 螺 钉 直 径 ： df=0.036a+12=0.036 

33、5;mm，取df=16mm；150+12=17.4轴 承 盖 螺 钉 直 径 ： d3=(0.40.5)df=(0.40.5)×16mm=mm，取d3=8mm；6.48所以 lB =(0.150.25)d3=1.2 2mm，取 lB = 2 mm；有：e= (11.2)d3= (11.2)mmmm×8 = 89.6取 e= 9 mm，同时取 m= 23 mm. 则l 2=e+m+lB = 34 mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：d1= 35.5 mml1 =42mml4 =60mm；l7 =20mml3 =42mml 5=10mm l 6=11mmdf=16 mmd3=

34、8mml 2=34mmL= l 3+l 4+ l 5+l 6=42+60+9+11=122mmL=122mm（四）求作用在轴上的外力和支反力（1） 根据轴系图绘制轴的计算简图如图7-2 （ a）轴上所受的外力有： 作用在齿轮上的两个分力， 圆周力 Ft 和径向力 Fr ，方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为 T2。.已知：TN.mN·mmTN=211.96=211960=211.96已知： d=192mm（齿轮传动设计中已算出分度圆直径）.m求圆周力： Ft=2T2/d2=2207.92 d2= 192mm求径向力： FrFt=2207.92FrFt/cos=803.

35、62= tanFr =803.62（ 2） 将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算垂直面的支反力（见图 7-2 （b）RAV RBV Fr/2=401.8NRAV=水平面上的支反力（见图7-2 （c）=401.8NRAH RBHFt/2=1103.96N=RAH（3） 作弯矩图=1103.N作垂直弯矩图（见图7-2 （b）96垂直面上截面的D 处的弯矩MDV= RAV×NmmMDV=-L/2=24510.41 ?24510作水平面弯矩图（见图7-2（c）N mm.41 ?MDHRAH×L/2=67341.56N.mmMDH67341=-=作合成弯矩

36、图（见图7-2 （d）.56N.mm把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为MD=MDV MDH）1/2=71663.42mm(2+2.作扭矩图（见图 7-2 （ e）扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上。（五）校核轴的强度轴在 D处截面处的弯矩和扭矩最大，故为轴的危险截面，轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数=0.6.轴的材料为 45钢，正火处理，查1 表 16-1 及表 16-5 ，得： b-1=55MPab-1=55有由 ca=（MD2+（ T2）2） 1/2/W=32.96 MPaMPa又 32.96.MPa b-1=55 MPa由此可知，轴的强度满

37、足要求 .ca=32.96MPa3、输入轴（高速轴）的设计图7-3 输入轴的结构（一）选择轴的材料与输出轴选材一样。 选用 45钢正火处理。查【1】表 16-1 得 b=600MPa, 查【 1】 16-5 得 b-1=55 MPa（二）齿轮上作用力的计算T=Ft=55140N.mm2297.5 已知： d=48mmFr=836.22求圆周力： FtFt=2T/d=2297.5 求径向力： Fr=Fttan = 836.22 将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算 :RAH垂直面的支反力=418.1RAV RBV Fr/2=1148.75NN=1水平面上的支反力（见图

38、7-2 （c）RAH= RBH=Ft /2=1838/2 N=418.11N（三）按扭转强度估算轴的最小直径轴径 d 的设计计算公式为 : d (P1/n1)1/3查1 16-2 ，取 A=110，代入上面公式，有 d19.73mm上式求出的直径为轴的最小直径，即外伸轴段直径，需要圆整为标准直径，与标准件相配是应与标准件相一致。当轴上开有键槽时，轴径还应增大 5%7%(一个键槽 ) 或10% 15%(两个键槽 ) ， 因为外伸轴段.上有一个键槽。所以，取D1=20.79mm。查 1 表16-3 ，可知取 D1=23.6mm。D1=23.6mm（四）轴的结构设计（1）确定轴上零件的位置和固定方法单级减速器中，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.（2）确定轴的径向尺寸定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时，其轴肩高度要大些，如图 7-3 中的 1与 2， 4与 5，处的轴肩。定位轴肩高度 a=(0.07 0.1)d ，轴环宽度 b 1.4a 。查阅有关资料获得配合或安装标准件的直径，轴