減速器上的深溝球軸承長和寬怎麼取

『壹』 一級圓柱齒輪減速器中的軸承設計過程怎麼整阿

首先根據載荷形式選擇一個軸承的種類。（深溝球的、圓柱滾子的、調心的等）內確定種類之後，根據軸頸選容取一個軸承，選取軸承的時候主要是看它的極限轉速及承載能力。再根據是否需要防塵，確定是否帶防塵圈（減速箱的一般不選帶防塵圈的軸承）。最後對軸承的壽命進行校核~

『貳』 減速器的那些附件有何作用啊，請前輩指點。如何選擇及設計其結構尺寸

減速器主要由傳動零件(齒輪或蝸桿)、軸、軸承、箱體及其附件所組成。其作用如下：

首先齒輪和軸可以作為一個整體，主要是為了承受徑向載荷和減速器大的軸向載荷的情況。而箱體可以單獨作為一個整體，它是減速器的基礎零件，具有穩定整個支架的作用。最後減速器的潤滑油也非常重要，這是減速器正常工作的關鍵。

減速器的選擇及其結構尺寸的構造應遵循這幾點原則：

1、減速器使用系數越大，減速器使用壽命越長。

2、減速器選擇時，應使[使用系數fa]控制在 1.2-1.3 之間最合理，電機和減速器使用效率最佳，壽命更長。

3、傳動比i=四級電機轉速/減速器輸出轉速。

4、對於[恆功率]減速器而言,其減速機輸出軸要比同規格電機的[恆扭矩]減速器輸出軸細。

(2)減速器上的深溝球軸承長和寬怎麼取擴展閱讀

減速器的潤滑保養：

1、在投入運轉之前，在減速機中裝入建議的型號和數值的潤滑脂。減速機採用潤滑油潤滑。對於豎直安裝的減速機，鑒於潤滑油可能不能保證最上面的軸承的可靠潤滑，因此採用另外的潤滑措施。

2、在運行以前，在減速機中注入適量的潤滑油。減速機通常裝備有注油孔和放油塞。因而在訂購減速機的時候必須指定安裝位置。

3、工作油溫不能超過80℃。

4、終生潤滑的組合減速機在製造廠注滿合成油，除此之外，減速機供貨時通常是不帶潤滑油的，並帶有注油塞和放油塞。根據訂貨時指定的安裝位置設置油位塞的位置以保證正確注油，減速機注油量應該根據不同安裝方式來確定。如果傳輸功率超過減速機的熱容量，必須提供外置冷卻裝置。

『叄』 急求減速器軸設計結果

小齒輪軸的設計：
初步設計軸上各段的直徑大小（小齒輪共分五段）
第一段
dmin>=C*(P/N)^(1/3)
採用45鋼，取其C值115，其傳遞的功率P=3.75kw, 其轉速N=320
計算所得dmin= 26.1211mm
此處有鍵槽，故擴大5%，得到27.4272mm
按照標準直徑系列選取28mm
第二段
此段直徑最小值為33mm
又因為此處有密封元件，查密封元件的相關資料，得知此處直徑可取35mm
第三段
此段的直徑最小值為42mm
查找軸承的相關資料，得知此處的直徑可取45mm
採用深溝球軸承，寬度系列為2（即寬系列）則此軸承代號為62xx，外徑尺寸=85mm,寬度=19mm.
第四段
此段直徑最小值為52mm
可按標準直徑系列，取56mm
第五段
此處安裝軸承，與第三段尺寸相同，故為45mm
初步設計軸上各段的長度大小（小齒輪共分五段）
第一段
此段安裝的是大帶輪，其尺寸略小於大帶輪的寬度即可，取其小於大帶輪寬度5mm,我們計算得到的大帶輪的寬度為57mm
故第一段長度為52mm
第二段
此段長度上安裝軸承端蓋，故此段長度=2+端蓋長度+端蓋上的螺釘長度
此處，採用凸緣式軸承端蓋，參考51面。
因為軸承外徑=85mm,故螺釘直徑=8mm,螺釘數目=4
經查表，用於鑄鐵的該種螺釘的擰入深度=12mm,
經查表，張美麟的機械基礎課程設計115面，該種螺釘的K值為5.3mm
端蓋凸緣厚度=1.2*8mm=9.6mm
螺釘的k值（即大頭長度=5.3mm）
故估計此螺釘長度=26.9mm
端蓋長度>=2*端蓋凸緣厚度+x,現在取x=5,則端蓋長度=24.2mm
故此段長度=2+端蓋長度+端蓋上的螺釘長度=53.1mm
第三段
此段上有軸承寬=19mm,有軸承端面到箱體內壁的距離，因為是脂潤滑，取值在10~12，故取10，有齒輪端面到箱體內壁的距離也取10，故此段長度=19+10+10=39mm
第四段
此段長度為小齒輪寬度+2*5=70mm
第五段
根據對稱分布，此段上有軸承寬=19mm,有軸承端面到箱體內壁的距離，因為是脂潤滑，取值在10~12，故取10，有齒輪端面到箱體內壁的距離也取10(或者，此段的長度=第三段的長度) 此段的長度=39mm
*****************over******************大齒輪軸的設計：
初步設計軸上各段的直徑大小（大齒輪共分六段）
第一段
dmin>=C*(P/N)^(1/3)
採用45鋼，取其C值115，其傳遞的功率P=3.6kw, 其轉速N=76.4
計算所得dmin= 41.5369mm
此處有鍵槽，故擴大5%，得到43.6137mm
按照標準直徑系列選取45mm
第二段
此段直徑最小值為52mm
又因為此處有密封元件，查密封元件的相關資料，得知此處直徑可取55mm
第三段
此段的直徑最小值為64mm
查找軸承的相關資料，得知此處的直徑可取65mm
採用深溝球軸承，寬度系列為2（即寬系列）則此軸承代號為62xx，外徑尺寸=120mm,寬度=23mm.
第四段
此段直徑最小值為74mm
因為要安裝齒輪，故要取標準直徑系列值，取75mm
第五段
此段的直徑最小值為84mm
此處的尺寸無需採用標准尺寸，故採用較小的值84mm
此段長度b≈0.7*直徑差=4.2，取5mm
第六段
此處可能採用套筒+擋油盤來定位軸承，安裝的尺寸為軸承尺寸，故和第三段相等，為65mm
初步設計軸上各段的長度大小（大齒輪共分六段）
第一段
此段安裝的是聯軸器，其尺寸略小於聯軸器的寬度即可，取其小於大帶輪寬度2mm,我們選擇的聯軸器的寬度為112mm
故第一段長度為110mm
第二段
此段長度上安裝軸承端蓋，故此段長度=2+端蓋長度+端蓋上的螺釘長度
此處，採用凸緣式軸承端蓋，參考51面。
因為軸承外徑=120mm,故螺釘直徑=10mm,螺釘數目=6
經查表，用於鑄鐵的該種螺釘的擰入深度=15mm,
經查表，張美麟的機械基礎課程設計115面，該種螺釘的K值為6.4mm
端蓋凸緣厚度=1.2*10mm=12mm
螺釘的k值（即大頭長度=6.4mm）
故估計此螺釘長度=33.4mm
端蓋長度>=2*端蓋凸緣厚度+x,現在取x=5,則端蓋長度=29mm
故此段長度=2+端蓋長度+端蓋上的螺釘長度=64.4mm
第三段
此段上有軸承寬=23mm,有軸承端面到箱體內壁的距離，因為是脂潤滑，取值在10~12，故取10，有齒輪端面到箱體內壁的距離也取10，有齒輪超出軸段的一個小距離，取1,故此段長度=23+10+10+1=44mm
第四段
此段的長度=大齒輪的寬度-1=90- 1＝89mm
第五段
此段已近在軸頸時確定為5mm
第六段
根據對稱分布，此段上有軸承寬=23mm,有軸承端面到箱體內壁的距離，因為是脂潤滑，取值在10~12，故取10，有齒輪端面到箱體內壁的距離也取10，再減去第五段的長度5mm.(或者，此段的長度=第三段的長度-第五段的長度-1) 此段的長度=44-5-1=38mm
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*****************over*******************
為了使得大小齒輪軸的在同一內壁上安裝，應該對大小齒輪軸的軸段進行如下修正：
小齒輪軸第三段和第五段都要延長10mm
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*****************over******************* 以上的結果對不對就不知道了，選用的聯軸器是GICL2,Y型軸孔。軸承好像是6209和6213.

『肆』 單級圓柱齒輪減速器圖 就圖紙 要有詳細尺寸

設計題目：單級圓柱齒輪減速器
計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
第九組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動

帶式輸送機的傳動裝置簡圖
1－電動機；2－三角帶傳動；
3－減速器；4－聯軸器；
5－傳動滾筒；6－皮帶運輸機
1、傳動方案的分析與擬定
（1） 工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，小批量生產，工作為二班工作制，環境清潔。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1900N；帶速V=2.55m/s；
滾筒直徑D=240mm；滾筒長度L=250mm。
3、方案擬定：

採用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由於帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。

二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
2、電動機功率選擇：
（1）傳動裝置的總功率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)電機所需的工作功率：
P工作=FV/1000η總
=1900×2.55/1000×0.85
=5.7KW
查手冊得 P額 = 7.5kw
3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：
n筒=60×1000V/（πD）
=60×1000×2.25/π×500
=97.45r/min
按推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ig=3~4。取V帶傳動比ip=2.5~3.5，則總傳動比理時范圍為I總=7.5~14。
4、確定電動機型號
故電動機轉速的可選范圍為
Nd =i總×nw=（7.5~14）×97.45=731~1364r/min
適合這一范圍的有750r/min和1000r/min,因此選擇電動機的型號為Y系列160M-6，n滿=970r/min.
三、計算總傳動比及分配各級的偉動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=970/97.45=9.95
2、分配各級轉動比
總傳動比等於各傳動比的乘積:i總=i齒輪×i帶
取齒輪i帶=3（單級減速器i=2.5~3.5合理）
∵i總=i齒輪×i帶
∴i齒輪=i總/i帶=9.95/3=3.32
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
n0=n滿=970 r/min
nI=no/i帶=970/3=323(r/min)
nII=nI/i齒輪=323/3.32=97.29(r/min)
nIII= nII =97.29(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
Po=P工作=5.7KW
Ⅰ軸: PI=Poη帶=5.7×0.96=5.5KW
Ⅱ軸：PII=PI×η軸承×η齒輪=5.5×0.98×0.97 =5.2KW
捲筒軸：pIII= PII×η軸承×η聯軸器=5.2×0.98×0.99=5.05 KW
3、 計算各軸扭矩（N•mm）
To=9550Po/no=9550×5.7/970=56.12 N•m
TI=9550PI/nI=9550×5.5/323=162.62N•m
TII=9550PII/nII=9550×5.2/97.29=510.43N•m
TIII=9550PIII/nIII=9550×5.05/97.29=715.22N•m
軸號 功率
P/kW N /(r.min-1) /
(N﹒m)
i
0 5.7 970 56.12 2.5
1 5.5 323 162.62
2 5.2 97.29 510.43 4.02
3 5.05 97.29 495.71 1

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本P130表8.12得：kA=1.1
PC=KAP=1.1×7.5=8.25KW
nI==970r/min
由課本P131圖8.12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
查資料表6－5，6－6
則取dd1=125mm>dmin=75
dd2=nI/ nII•dd1=970/323×125=375mm
由課本P115表8-3，取dd2=375mm
實際轉動比i= dd2/dd1 =375/125=3
帶速V：V=πdd1nI/60×1000
=π×125×970/60×1000
=6.3m/s(帶速合適)
（3） 確定帶長和中心矩
根據課本P132式（8-14）得
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(125+375)≤a0≤2×(125+375)
所以有：350mm≤a0≤1000mm
預選a0=650
由課本P132式（8-15）得帶的基準長度：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2+dd1)/4a0
=2×650+1.57(125+375)+(375+125)2/(4×650)
=2181mm
根據課本P117表8.4取基準長度：Ld=2240mm
根據課本P132式（8-16）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2=650+（2240-2181）/2
=679.5mm
amin=a-0.015 Ld =679.5-0.03×2240=747mm
amax=a+0.015 Ld =679.5+0.03×2240=646mm
(4)驗算小帶輪包角
一般使α1≥1200（特殊情況下允許α1≥900，若不滿足此條件，可適當增大中心距或減小兩帶輪的直徑差。
根據課本P132式（8-17）得
α1=1800-【(dd2-dd1 )/a】×57.30
=1800-【（375-125）/679.5】×57.30
=158.90>1200（滿足）
（5）確定帶的根數
由式 確定V帶根數，
查6－3表得 ＝1.18kW，查6－7表得 ＝0.11kW
查6－2表得 ＝0.99， ＝0.89
則 Z=PC/（(P0+△P0)• =2.71/（0.97+0.11）×0.99×0.89
= 2.47 故要取3根A型V帶
6)計算軸上壓力
由課本P121表8-6查得A型普通V帶的每米長質量q=0.1kg/m，由課本P132式（8-19）單根A型普通V帶的初拉力：
F0=(500PC/ZV)×（2.5/Kα-1）+qV2
=(500×2.64/3×4.92)×(2.5/0.98-1)+0.1×4.922]N
=141.1N
則作用在軸承的壓力FQ，由課本P133式（8-20）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×3×141.1sin167.8/2
=840.4N
(7)設計結果：選用3根A-1600，GB11544-1997 A型普通V帶
中心距a=500mm,帶輪直徑dd1=100mm，dd2=236mm
軸上壓力FQ=840.4N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用45C調質，齒面硬度為220~240HBS。大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度170~210HBS；根據《機械零件設計手冊》選8級精度。齒面精糙度Ra≤3.2~6.3μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
由式公式確定有關參數如下：傳動比i齒=3.32
取小齒輪齒數：Z1=25。
則大齒輪齒數：Z2=iZ1=3.32×25=83
實際傳動比I0=83/25=3.32
傳動比誤差：（i-i0）/I=（3.32-3.32）/3.32=0%<2.5% 可用
齒數比：u=i0=3.32
(3)轉矩T1
T1=9550×P/n11=9550×5.7/510.43
=106.64N•m
(4)載荷系數k
由課本P185表10-11取k=1.1
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本P181圖10-24查得：
σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=530Mpa
由課本P180式N=60njLh計算應力循環次數NL
NL1=60njLh =60n1rth=60×323×1×(10×300×16)
=9.3×108
NL2=NL1/i=9.3×108/4=2.93×108
由課本P183圖10-27查得接觸疲勞的壽命系數：
ZNT1=1 ZNT2=1.15
通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1.0/1.0Mpa
=560Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.15/1.0Mpa
=609.5Mpa
故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=76.43[1×162620×(4+1)/1×4×5602]1/3mm
=82.28mm?
模數：m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm
根據課本P165表10-3取標准模數：m=4mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
根據課本P187（10-24）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σF]
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=4×25mm=100mm
d2=mZ2=4×100mm=400mm
齒寬：b=φdd1=1×100mm=100mm
取b=100mm b1=105mm
(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa
根據齒數Z1=25,Z2=100由課本P187表10-13和表10-14相得
YFa1=2.65 YSa1=1.59
YFa2=1.34 YSa2=1.80
(8)許用彎曲應力[σF]
根據課本P180（10-14）式：[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由課本P182圖10-25C查得：σFlim1=210Mpa σFlim2 =190Mpa
由課本P183圖10-26查得：YNT1=1 YNT2=1
試驗齒輪的應力修正系數YS1=1.59 YS2=1.80
按一般可靠度選取安全系數SF=1.3
計算兩輪的許用彎曲應力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa
=162Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =190×/1.3Mpa
=146Mpa
將求得的各參數代入式
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1.1×48700/50×22×25) ×2.65×1.59Mpa
=90.3Mpa< [σF]1
σF2=σF1YF2YS2/YF1YS1=(90.3×1.34×1.8/2.65×1.59)Mpa
=84Mpa< [σF]2
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=4/2(25+100)=500mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n2/60×1000=3.14×100×97.29/60×1000
=3.78m/s
查表的選8級精度是合適的
六、軸的設計計算
輸入軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬中小功率，對材料無特殊要求，選用45#調質，並經調質處理，硬度217~255HBS, 抗拉強度σb=590Mpa，彎曲疲勞強度σ-1=255Mpa。[σ-1]=60Mpa
根據課本P265（14-2）式，d≥c(p/n) 1/3
C——以材料及受載情況有關的系數，根據課本P265，查表14-1，取c=102.72~118
P——高速軸的輸入功率
n——高速軸的轉速
d≥c(pⅡ/nⅡ) 1/3 =(102.72~118）(2.092/427)1/3mm=18~20mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=（18~20）×(1+5%)mm=（18.9~21）
∴選d=20mm
2、軸的結構設計
（1）軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過盈配合固定。
（2）確定軸各段直徑和長度
工段：d1=d=20mm 長度取L1=55mm
II段: d2=d1+2h
∵h=2c 查表得c=1.5mm
d2=d1+2h=20+2×2×1.5=26mm
∴d2=26mm
初選用6206型深溝球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直徑d3= d2+2h =32mm
L3=L1-L=55-2=53mm
Ⅳ段直徑d4=d3+2h=32+2×3=38mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（26+3×2）=32mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為32mm
Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=15mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=108mm
(3)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=mz1=50mm
②求轉矩：已知T1=48700N•mm
③求圓周力：Ft
根據課本P184（10-15）式得
Ft=2T1/d1=2×48700/50=1948N
④求徑向力Fr
根據課本P184（10-15）式得
Fr=Ft•tanα=1948×tan200=709N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=55mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=354.5N
FAZ=FBZ=Ft/2=974N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=354.5×54=19143 N•mm
(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=974×54=52596N•mm
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(191432+525962)1/2=55971N•mm
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P/n2）×106=48700N•mm
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C處的當量彎矩
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[559712+(1×48700)2]1/2=74191N•mm
(7)校核危險截面C的強度
由式σe=Mec/0.1d33 得
σe=Mec/0.1d33=74191/0.1×323
=22.6MPa< [σ-1]=60MPa
∴該軸強度足夠。

圖a

2）輸出軸的設計計算
由於設計的是單級減速器的輸入軸，屬於一般軸的設計問題，選用45#調質，並經調質處理，硬度217~255HBS, 抗拉強度σb=590Mpa，彎曲疲勞強度σ-1=255Mpa。[σ-1]=60Mpa
1、按扭矩初算軸徑
根據課本P265（14-2）式，d≥c(p/n) 1/3
C——以材料及受載情況有關的系數，根據課本P265，查表14-1，取c=102.72~118
d≥c(pⅢ/nⅢ) 1/3 =(102.72~118）(2.01/106.82)1/3mm=28.5~31mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=（28.5~31）×(1+5%)mm=（30~33）
由設計手冊取標准值d1=30
（1）軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現軸向定位和周向固定。
（2）確定軸的各段直徑和長度
工段：d1=30mm L1=55mm
II段: d2=d1+2h
∵h=2c 查指導書取c=1.5mm
d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36∴d2=36mm
初選6207型滾動球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長96mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
III段直徑d3= d2+2h =42mm
L3=L1-L=55-2=53mm
Ⅳ段直徑d4=d3+2h=42+2×3=48mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（36+3×2）=42mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為42mm
Ⅴ段直徑d5=40mm. 長度L5=15mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=108mm
(3)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=200mm
②求轉矩：已知T2=9.55×（PⅡ/nⅢ）×106=187×103N•m
③求圓周力Ft：根據課本P184（10-15式得
Ft=2T2/d2=2×187×103/200=1870N
④求徑向力Fr根據課本P184（10-15式得
Fr=Ft•tanα=1870×0.36379=680.6N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3N
FAZ=FBZ=Ft/2=1870/2=935N
(2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=340.3×54=18376.2N•mm
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=935×54=50490N•mm
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（18376.22+504902）1/2
=53730N•mm
(5)計算當量彎矩：轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[537302+(1×187000)2]1/2
=194566N•mm
(6)校核危險截面C的強度
σe=Mec/（0.1d3）=275.06/(0.1×403)
=30.4+Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據根據條件，軸承預計壽命
16×365×10=58400小時
1、計算輸入軸承
（1）.求軸承的當量動載荷P1、P2
由題目工作條件查課本P293表15-12和15-14選擇載荷系數fP=1.2，溫度系數ft=1。
已知軸頸d2=26mm，轉速n1=427.27 r/min，假設軸承僅受徑向載荷R1和R2，由直齒齒輪受力分析公式P184式10-15可得：
Ft1=2T1/d1=2×48700/50=1948N
Fr1=Ft1tan20=709N
因軸承對稱齒輪分布，故R1=R2=Fr1/2=354.5N
P1=fP R1=1.2×354.5=425.4N
P2=ft XR2=1×0.56×354.5=198.52N
2.試選軸承型號
根據計算軸頸d2=26mm，初選6206型，查指導書P154附
10-2得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=19500N，基本額定靜載荷Cor=11500N。
3.由預期壽命求所需C
P1＞P2，即按軸承1計算
C=P1/ft×（60n Lh/106）1/3
= 425.4×（60×427.27×58400/106）1/3
=5104.8N
因C＜Cor=11500N，故選此軸承型號為6206型
2、計算輸出軸承
1.求軸承的當量動載荷P1、P2
由題目工作條件查課本P293表15-12和15-14選擇載荷系數fP=1.2，溫度系數ft=1。
已知軸頸d2=40mm，轉速n1=106.82r/min，假設軸承僅受徑向載荷R1和R2，由直齒齒輪受力分析公式P184式10-15可得：Ft2=2000T2/d2=2×187×103/200=1870N
Fr2=Ft2tan20=680.6N
因軸承對稱齒輪分布，故R1=R2=Fr2/2=340.3N
P1=fP R1=1.2×340.3=408.4N
P2=ft XR2=1×0.56×340.3=190.568N
2.試選軸承型號
根據計算軸頸d2=40mm，初選6207型，查指導書P154附表10-2得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=25500N，基本額定靜載荷Cor=15200N。
3.由預期壽命求所需C
P1＞P2，即按軸承1計算
C=P1/ ft ×（60n Lh/106）1/3
=408.4×（60×106.82×58400/106）1/3
=2943.3N
因C＜Cor=15200N，故選軸承型號為6207型
八、鍵聯接的選擇及校核計算
由於齒輪和軸材料均為剛和合金鋼，故取[σP]=100Mpa
1、輸入軸與大帶輪輪轂聯接採用平鍵聯接
軸徑d1=20mm,L1=55mm
查課本P276表14-8得，選用C型平鍵，得：b=6mm，h=6mm，鍵長范圍L=14-70mm。
鍵長取L=L1－（5～10）=50mm。鍵的工作長度l=L－b=44mm。
強度校核：由P276式14-7得
σp=4T1/dhl=4×48700/20×6×44 =37Mpa<[σP](100Mpa)
所選鍵為：鍵C6×50GB/T1096
2、輸入軸與齒輪聯接採用平鍵聯接
軸徑d3=32mm,L3=53mm
查課本P276表14-8得，選用A型平鍵，得：b=10mm，h=8mm，鍵長范圍L=22～110mm。
鍵長取L=L3－（5～10）=45mm。鍵的工作長度l=L－b=35mm。
強度校核：由P276式14-7得
σp=4T1/dhl=4×48700/32×8×35 =21.8Mpa<[σP](100Mpa)
所選鍵為：鍵A10×45GB/T1096
3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接
軸徑d3=42mm,L3=53mm
查課本P276表14-8得，選用A型平鍵，得：b=12mm，h=8mm，鍵長范圍L=28～140mm。
鍵長取L=L3－（5～10）=45mm。鍵的工作長度l=L－b=33mm。
強度校核：由P276式14-7得
σp=4T2/dhl=4×187000 /42×8×33 =67.5Mpa<[σP](100Mpa)
所選鍵為：鍵A12×45GB/T1096
3、輸出軸與聯軸器聯接用平鍵聯接
軸徑d1=30mm,L1=55mm
查課本P276表14-8得，選用C型平鍵，得：b=8mm，h=7mm，鍵長范圍L=18～90mm。
鍵長取L=L1－（5～10）=50mm。鍵的工作長度l=L－b=42mm。
強度校核：由P276式14-7得
σp=4T2/dhl=4×187000 /30×7×42 =84.8Mpa<[σP](100Mpa)
所選鍵為：鍵C8×50GB/T1096
第九章 箱體主要結構尺寸計算
箱體用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成，箱體主要尺寸計算參看唐曾寶《機械設計課程設計》（第二版）表5－1
箱體結構尺寸選擇如下表：
名稱 符號 尺寸（mm）
機座壁厚 δ 8
機蓋壁厚 δ1 8
機座凸緣厚度 b 12
機蓋凸緣厚度 b 1 12
機座底凸緣厚度 b 2 20
地腳螺釘直徑 Df 16
地腳螺釘數目 N 4
軸承旁聯結螺栓直徑 d1 12
機蓋與機座聯接螺栓直徑 d2 8
軸承端蓋螺釘直徑 d3 8
窺視孔蓋螺釘直徑 d4 6
定位銷直徑 D 6
凸台高度 h 根據低速級軸承座外徑確定，
以便於扳手操作為准
箱體外壁至軸承座端面距離 l1 C1+C2+(5—8)=34
大齒輪頂圓與內機壁距離 △1 12
齒輪端面與內機壁距離 △2 12
機蓋、機座肋厚 m1 ,m2 9， 9
軸承端蓋外徑（凸緣式） D2 101， 120

『伍』 機械設計大作業 減速器

僅供參考

一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N•m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N•m

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N•mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N•m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠

（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2

(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版

『陸』 減速器軸上各段直徑如何確定為什麼要盡可能的取標準直徑

階梯依次取整數減小，標準直徑是為了統一方便操作 你自己配的話就可以隨意 不過一般按標准來省心

『柒』 一級減速器軸的設計過程中，各軸段長度尺寸如何確定

根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：

軸段1：L1= （根據大帶輪寬確定的）

軸段2：L2= m+e+螺釘頭部厚度+5~10

軸段3：L3=軸承寬度B+結構確定

軸段4：L4=結構確定

軸段5：L5=小齒輪齒寬

軸段6：L6=結構確定

軸段7：L7＝軸承寬度B+結構確定

(7)減速器上的深溝球軸承長和寬怎麼取擴展閱讀：

一、減速器軸按承受載荷的情況可分為：

1、轉軸

既支承傳動件又傳遞動力，承受彎矩和扭矩兩種作用。我們實測的減速器中 的軸就屬於這種軸。

2、 心軸

只起支承旋轉機件的作用而不傳遞動力，即只承受彎矩作用。

3、傳動軸

主要傳遞動力，即主要承受扭矩作用。

二、減速器使用方法：

1、在運轉200~300小時後，應進行第一次換油，在以後的使用中應定期檢查油的質量，對於混入雜質或變質的油須及時更換。一般情況下，對於長期連續工作的減速機，按運行5000小時或每年一次更換新油，長期停用的減速機，在重新運轉之前亦應更換新油。

減速機應加入與原來牌號相同的油，不得與不同牌號的油相混用，牌號相同而粘度不同的油允許混合使用；

2、換油時要等待減速機冷卻下來無燃燒危險為止，但仍應保持溫熱，因為完全冷卻後，油的粘度增大，放油困難。注意：要切斷傳動裝置電源，防止無意間通電；

3、工作中，當發現油溫溫升超過80℃或油池溫度超過100℃及產生不正常的雜訊等現象時應停止使用，檢查原因，必須排除故障，更換潤滑油後，方可繼續運轉；

4、用戶應有合理的使用維護規章制度，對減速機的運轉情況和檢驗中發現的問題應作認真記錄，上述規定應嚴格執行。

『捌』 一級直齒齒輪減速器設計（深溝球軸承）

江蘇省溧陽市速力來機源械製造有限公司位於江蘇省省常州市溧陽市上興鎮是一家專業生產軸承加熱器，電機鋁殼加熱器，齒輪加熱器，齒圈加熱器等工頻感應加熱器設備的廠家。主要產品有：軸承感應加熱器、齒輪加熱器、齒圈加熱器、聯軸節（器）加熱器、活塞加熱器、電機殼加熱器、軋機軸承加熱器，連桿小頭加熱器，皮帶輪加熱器，葉輪加熱器，盲孔加熱器，泵殼加熱器，法蘭盤加熱器，輪轂加熱器，輪芯加熱器，端蓋加熱器等數十個系列幾十種產品。公司目前旗下有員工60餘人，年產銷1000多台，年銷售收入近2000萬元。公司一貫堅持「質量第一，客戶至上，高端服務，信守合同」的宗旨，憑借著高品質的產品，良好的信譽，優質的服務，產品已暢銷全國近三十多個省、市、自治區以及海外多個國家。我公司承諾一定要竭誠與國內外商家雙贏合作，共同發展，共創輝煌

『玖』 二級減速器的支承軸承一般用深溝球軸承還是圓錐滾子軸承

這個問題沒人回答嗎？(沙發沙發)
我感覺
力如果在這一對軸承上是對稱平均的就用深溝球軸承，力的不平均超過一定值了，就用圓錐滾子軸承吧。

『拾』 減速機都是用什麼型號的軸承

減速機一般採用圓錐軸承和深溝球軸承 。

減速器的種類繁多，按照傳動類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；按照傳動級數不同可分為單級和多級減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐－圓柱齒輪減速器；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速器。

減速機是國民經濟諸多領域的機械傳動裝置，行業涉及的產品類別包括了各類齒輪減速機、行星齒輪減速機及蝸桿減速機，也包括了各種專用傳動裝置，如增速裝置、調速裝置、以及包括柔性傳動裝置在內的各類復合傳動裝置等。產品服務領域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、電力、工程機械及石化等行業。

(10)減速器上的深溝球軸承長和寬怎麼取擴展閱讀：

減速機使用方法：

1、在運轉200~300小時後，應進行第一次換油，在以後的使用中應定期檢查油的質量，對於混入雜質或變質的油須及時更換。一般情況下，對於長期連續工作的減速機，按運行5000小時或每年一次更換新油，長期停用的減速機，在重新運轉之前亦應更換新油。

減速機應加入與原來牌號相同的油，不得與不同牌號的油相混用，牌號相同而粘度不同的油允許混合使用；

2、換油時要等待減速機冷卻下來無燃燒危險為止，但仍應保持溫熱，因為完全冷卻後，油的粘度增大，放油困難。注意：要切斷傳動裝置電源，防止無意間通電；

3、工作中，當發現油溫溫升超過80℃或油池溫度超過100℃及產生不正常的雜訊等現象時應停止使用，檢查原因，必須排除故障，更換潤滑油後，方可繼續運轉；

4、用戶應有合理的使用維護規章制度，對減速機的運轉情況和檢驗中發現的問題應作認真記錄，上述規定應嚴格執行。

參考資料：網路-減速機