机械设计课程设计减速器计算说明书1

湖南工业大学机工041班1号

5. 轴的结构设计

A 拟定轴上零件的装配方案

B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ，轴的总长度为 L=7+79+6+67+30=189mm

由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm 所以左端L1-2=12mm 直径为D1-2=25mm

左端轴承采用轴肩定位由[2]查得 6005号轴承的轴肩高度为2.5mm 所以D2-3=30mm ,

同理右端轴承的直径为D1-2=25mm，定位轴肩为2.5mm 在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm 8mm为轴承里减速器内壁的厚度

又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm

同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为12mm所以在该去取距离为11mm

取大齿轮的轮毂直径为30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm 至此二轴的外形尺寸全部确定。 C 轴上零件得周向定位

齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm 由 手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=36mm

同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与 轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 D 确定轴的的倒角和圆角

参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图

C第一轴 1 的设计

1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 2.94Kw 19.634N·m 1430r/min 42mm 20°

L=189mm

D1-2=25mm L1-2=12mm

D2-3=30mm

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2求作用在齿轮上的力

F2T12*19.634*103t?d?42?934.95N

2Fr=Ft*tan?=2358.17*tan20°=340.29N 3 初步确定轴的直径

先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有

dP1min?A0*3n?112*32.941430?14.24mm 24 联轴器的型号的选取

查表[1]14-1,取Ka=1.5则；

Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m

按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63

N·m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm 4 联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka=1.5则；

Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m

按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N·m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm 见下表 5. 轴的结构设计

A 拟定轴上零件的装配方案

B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=42mm ,

为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=40mm b 初步选择滚动轴承。

考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d2-3=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位 查[2] 又根据d2-3=18mm和上表取d3-4=20mm

c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=25mm

d 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L2-3=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制

Ft=934.95N

Fr =340.29N

dmin?14.24mm

GY2 凸缘联轴器

Ka=1.5

Tca=29.451N·m

d1=16mm

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造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm 已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则

L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表[1 ]表15-2 取1.0mm

六．滚动轴承的计算

根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷Cr?4650N，基本额定静载荷C0r?4320N。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 FNH1=758N FNV1=330.267N FNH2=1600.2 FNV2=697.23N

由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。 1）求比值

轴承所受径向力 Fr?1600.22?697.232N?1745.5N 所受的轴向力

Fa?0N

它们的比值为 FaF?0 r根据[1]表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时

FaF?e。 r2）计算当量动载荷P，根据[1]式（13-8a）P?fP(XFr?YFa) 按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，fP?1.0~1.2，

取

fP?1.1。则

P?1.1?（1?1745.5?0）N?1920N

3）验算轴承的寿命

Cr?4650N

C0r?4320N

FaF?0 r

P?1920N

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按要求轴承的最短寿命为 Lh'?2?8?365?8h?46720h （工作时间）,根据[1]式（13-5）

Cr?10610612800Lh?（）??（ 3） h60nⅢP60?93.1r/min1920?53042h?46720h（

??3对于球轴承取3） 所以所选的轴承61909满足要求。 七．连接的选择和计算

按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。 1）对连接齿轮4与轴3的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸

一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。

根据d=52mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=63mm。 （2）校核键联接的强度

键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力[?p]?100~120MPa，取平均值，[?p]?110MPa。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×10=5mm。根据[1]式（6-1）可得

?2T?1032?266.44?103p?kld?5?47?52MPa?43.6MPa?[?p]?110MPa所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键16×10×63 GB/T 1069-1979。 2）对连接联轴器与轴3的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸

类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。

根据d=35mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。

（2）校核键联接的强度

键、轴和联轴器的材料也都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力[?p]?100~120MPa，取其平均值，[?p]?110MPa。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×8=4mm。根据[1]式（6-1）可得

??2T?1032?266.44?kld?103p4?60?35MPa?63.4MPa?[?p]?110MPa所以所选的键满足强度要求。

键的标记为：键10×8×70 GB/T 1069-1979。

圆头普通平键 （A型）

?p=43.6Mpa

键16×10×63

?p=63.4Mpa

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