螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器课程设计机械设计课.doc

一、设计任务书………………………………………………4
二、电动机的选择……………………………………………6
三、计算传动装置的运动和动力参数………………………8
四、传动件的设计计算………………………………………12
五、轴的设计计算……………………………………………22
六、箱体的设计………………………………………………30
七、键联接的选择及校核计算………………………………32
八、滚动轴承的选择及计算…………………………………34
九、联连轴器的选择…………………………………………35
十、减速器附件的选择………………………………………36
十一、润滑与密封……………………………………………36
十二、设计小结………………………………………………36
十三、参考资料目录…………………………………………38
一、 机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。工作有轻振，单向运转，两班制工作。减速器小批生产，使用期限5年。输送机工作转速的允许误差为5%。
(一)、总体布置简图

(二)、工作情况：
工作有轻振，单向运转
(三)、原始数据
输送机工作轴上的功率P (kW) ：4.5
输送机工作轴上的转速n (r/min)：90
输送机工作转速的允许误差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2

(四)、设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
(五)、设计任务
1.减速器总装配图一张
2.输出轴及其输出轴上齿轮零件图各一张
3.设计说明书一份
(六)、设计进度
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

计 算 及 说 明
结 果
二、 电动机的选择
1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简朴，工作可靠，价格低廉，维护方便，合用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊规定的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw)
由电动机至输送机的传动总效率为：
η总=η１×η２4×η３×η４×η5
根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-2式中：η1、η2、 η3、η4、η5分别为联轴器1、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。
取η１=0.99，η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝０.９9、η5＝0.93
则：　η总=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93
　　 =0.85
所以：电机所需的工作功率：
　　　　Pd　=ＰＷ/η总
=4.5/ 0.85
=5.3 (kw)

η总=0.85

Pd=5.3(kw)

计 算 及 说 明
结 果
3、拟定电动机转速
输送机工作轴转速为：
nＷ＝【（1-5%）～（1+5%）】×90r/min
＝85.5～94.5 r/min
根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3～６。
取开式圆锥齿轮传动的传动比Ｉ１’=２～3 。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝ Ｉ’ ×Ｉ１’=６～18。
故电动机转速的可选范为
Nd’=Ｉa’× nＷ
　　　　　 =(6～18)×90
=540～1620 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min
根据容量和转速，由相关手册查出三种合用的电动机型号：（如下表）
方案
电动机型号
额定功率
电动机转速 (r/min)
电动机重量(N)
参考价格
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速器
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
650
1200
18.6
3.5
5.32
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
800
1500
12.42
2.8
4.44
3
Y160M2-8
5.5
750
720
1240
2100
9.31
2.5
3.72
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格

nw＝85.5～94.5 r/min

Nd’=530～1620 r/min

计 算 及 说 明
结 果
和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
此选定电动机型号为Y132M2-6，其重要性能：
中心高H
外形尺寸
L×(AC/2+AD)×HD
底角安装尺寸 A×B
地脚螺栓孔直径 K
轴 伸 尺 寸
D×E
装键部位尺寸 F×GD
132
520×345×315
216×178
12
28×80
10×41

电动机重要外形和安装尺寸
三、 计算传动装置的运动和动力参数
（一）拟定传动装置的总传动比和分派级传动比
由选定的电动机满载转速nm和工作机积极轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
ia= nm/ nＷ
=960/90
=10.67

ia=10.67

计 算 及 说 明
结 果
总传动比等于各传动比的乘积
分派传动装置传动比
ia=i0×i （式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动
和减速器的传动比）
2、分派各级传动装置传动比：
根据指导书P10表2-3，取i0=3（圆锥齿轮传动 i=2～3）
由于：　　　ia＝i0×i
所以：　　　i＝ia／i0
＝10.67/3
＝3.56
四、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及
i0,i1，......为相邻两轴间的传动比
η01，η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率 （KW）
TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩 （N·m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩 （r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数

i0=3

i i＝3.56

计 算 及 说 明
结 果

1、运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转速：
Ⅰ轴：nⅠ= nm=960（r/min）
　　Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i=960/3.56=269.66r/min
III轴：nⅢ= nⅡ
螺旋输送机：nIV= nⅢ/i 0=269.66/3=89.89 r/min
（2）计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1
=5.3×0.99=5.247（KW）
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3
=5.247×0.99×0.97=5.04（KW）
III轴： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4
=5.04×0.99×0.99=4.94（KW）
螺旋输送机轴：PIV= PⅢ·η2·η5=4.54（KW）

nⅠ=960（r/min）

nⅢ= nⅡ=269.66
r/min

nIV=89.89
r/min

PⅠ=5.247（KW）

PⅡ=5.04（KW）

PⅢ=4.94（KW）

PIV=4.54（KW）

计 算 及 说 明
结 果
（3）计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm=9550×5.3/960
=52.72 N·m
Ⅰ轴： TⅠ= Td·η01= Td·η1
=52.72×0.99=52.2 N·m
Ⅱ轴： TⅡ= TⅠ·i·η12= TⅠ·i·η2·η3
=52.2×3.56×0.99×0.97=178.45N·m
III轴：T Ⅲ= TⅡ·η2·η4=174.9 N·m
螺旋输送机轴：TIV = T Ⅲ ·i0·η2·η5=483.1N·m
（4）计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=5.247×0.99=5.2KW
P’Ⅱ= PⅡ×η轴承=5.04×0.99=5.0KW
P’ Ⅲ= PⅢ×η轴承=4.94×0.99=4.9KW
（5）计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：
T’Ⅰ= TⅠ×η轴承=52.2×0.99=51.68 N·m
T’ Ⅱ= TⅡ×η轴承=178.45×0.99= 176.67N·m
T’ Ⅲ= TⅢ×η轴承=174.9×0.99= 173.15N·m

T Td =52.72 N·m

TⅠ=52.2 N·m

TII=178.45N·m

TⅢ=174.9 N·m

TIV=483.1N·m

P’I= 5.2KW

P’II=5.0KW

P’III=4.9KW

T’I=51.68
N·m
T’II=176.67
N·m
T’III=
173.15 N·m

计 算 及 说 明
结 果
综合以上数据，得表如下：
轴名
功效率P （KW）
转矩T （N·m）
转速n
r/min
传动比 i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电动机轴

5.3

52.72
960
1
0.99
Ⅰ轴
5.25
5.2
52.2
51.68
960
0.96
3.56
Ⅱ轴
5.04
5.0
178.45
176.67
269.66
0.98
Ⅲ轴
4.94
4.9
174.9
173.15
269.66
3
0.92
输送机轴
4.54
4.50
483.1
478.27
89.89
四、 传动件的设计计算
(一)、减速器内传动零件设计
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热解决方式、精度等级。
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级
(2)、初选重要参数
Z1=21 ，u=3.6
Z2=Z1·u=21×3.6=75.6 取Z2=76

Z1=21

Z2=76

计 算 及 说 明
结 果
由表10-7选取齿宽系数φd＝=0.5·（u+1）·φa=1.15
（3）按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1t≥
拟定各参数值
1) 试选载荷系数K=1.3
2) 计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.2/960
=5.17×104N·mm
3) 材料弹性影响系数
由《机械设计》表10-6取 ZE=189.8
4) 区域系数 ZH=2.5
5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。
6) 由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×960×1×（2×8×300×5）＝1.382×109
N2＝N1/3.6＝3.84×108
7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.93；KHN2＝0.97

φd＝1.15

T1=5.17×104N·mm

N1＝1.382×109

N2＝3.84×108

计 算 及 说 明
结 果
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（10－12）得
[σH]1＝＝0.93×600MPa＝558MPa
[σH]2＝＝0.97×550MPa＝533.5MPa
（4）、计算
1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值
d1t≥
==49.06mm
2) 计算圆周速度
v===2.5m/s
3) 计算齿宽b及模数mt
b=φd*d1t=1×49.76mm=49.06mm
mt===2.33 mm
h=2.25mt=2.25×2.33mm=5.242mm
b/h=49.06/5.242=9.359
4) 计算载荷系数K
已知工作有轻振，所以取KA=1.25，根据v=2.5m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.08；

[σH]1＝558MPa

[σH]2＝533.5MPa

d1t≥49.06 mm

v=2.5m/s

b=49.06mm

mt=2.33mm

h=5.242mm

b/h=9.359

计 算 及 说 明
结 果
由表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， KHβ=1.013
由图10—13查得KFβ=1.015
直齿轮KHα=KFα=1。故载荷系数
K=KA*KV*KHα*KHβ=1.25×1.08×1×1.013
=1.368
5) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1==mm=49.90mm
6) 计算模数m
m =mm=2.37 mm
（5）按齿根弯曲强度设计
由式(10—5)得弯曲强度的设计公式为
m≥
1） 拟定计算参数
A. 计算载荷系数
K=KA*KV*KFα*KFβ=1.25×1.08×1×1.015=1.37
B. 查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.76；YFa2=2.228

K=1.819

d1=49.90
mm

m=2.37 mm

K=1.37

计 算 及 说 明
结 果
C. 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.762
D. 计算弯曲疲劳许用应力
由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σF2=380Mpa；
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.856，KFN2=0.892
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）[σF]=
[σF1]=428Mpa [σF2]=242.11MPa
E. 计算大、小齿轮的并加以比较
==0.01005
==0.01621
大齿轮的数值大。
（6）、设计计算
m≥=1.65mm
对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.65并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=49.90mm，算出小齿轮齿数
Z1=d1/m=49.90/2=24.95取Z1=25

[]1=428
Mpa

[]2=242.11MPa

=
0.01005

=
0.01621

m≥1.65mm

m=2mm

Z1=25

计 算 及 说 明
结 果
大齿轮齿数 Z2=3.6x25=90
（7）、几何尺寸计算
a) 计算分度圆直径
d1=m·Z=2×25=50 mm
d2=m·Z1=2×90=180mm
b) 计算中心距
a=m ·（Z1+Z2）=2×（25+90）/2=115 mm
c) 计算齿轮宽度
b= d1·φd=50
取B2=50mm B1=55mm
（8）、结构设计
大齿轮采用腹板式，如图10-39（《机械设计》）
（二）、减速器外传动件设计
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热解决方式、精度等级。
直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45钢。调质解决，齿面硬度为230HBS；大齿轮：45钢。正火解决，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级
(2)、初选重要参数
Z1=26，u=3 Z2=Z1·u=26×3=72 取

Z2=90

d1=50 mm

d2=180mm

a=115 mm

B2=50mm

B1=55mm

Z1=26

u=3

Z2=72

计 算 及 说 明
结 果
（3）拟定许用应力
A: 拟定极限应力和
齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS
查图10-21得=580Mpa, =550 Mpa
查图10-20得=450Mpa, =380Mpa
B: 计算应力循环次数N，拟定寿命系数kHN,kFN
N1=60n3jLh =60×269.66×1×（2×8×300×5）=3.883×108
N2=N1/u=3.883×108/3=1.294×108
查图10—19得kHN1=0.96,kHN2=0.98
C：计算接触许用应力
取
由许用应力接触疲劳应力公式

查图10-18得kFE1=0.89 kFE2=0.91

（4）初步计算齿轮的重要尺寸

N1=3.883×108

N2=1.294×108

计 算 及 说 明
结 果
由于低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—26）试算，即
dt≥
拟定各参数值
1) 试选载荷系数K=1.3
2) 计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×P/n3=9.55×106×4.9/269.66
=1.74×104N·mm
3) 材料弹性影响系数
由《机械设计》表10-6取 ZE=189.8
4）试算小齿轮分度圆直径d1t
dt≥
==47.53mm
5）计算圆周速度
v===0.671m/s
由于有轻微震动，查表10-2得KA=1.25。根据v=0.67m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.03；

T1=1.74×104N·mm

dt≥47.53mm

v=0.671m/s

计 算 及 说 明
结 果
取
故载荷系数
K=KA*KV*KHα*KHβ=1.25×1.03×1×1.2
=1.545
6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1==mm=50.34mm
50.34=42.789mm
7） 计算大端模数m
m =mm=1.94 mm
（5）、齿根弯曲疲劳强度设计
由式(10—23)
mn≥
拟定计算参数
1） 计算载荷系数
由表10-9查得KHβbe=1.25 则KFβ=1.5 KHβbe=1.875
K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.03×1×1.875=2.414
2）齿形系数和应力修正系数

K=1.545

d1=50.34mm

dm1=42.789mm

m=1.94

K=2.414

计 算 及 说 明
结 果
由于齿形系数和应力修正系数按当量齿数算。其中

查表10-5 齿形系数 YFa1=2.57；YFa2=2.06
应力修正系数 Ysa1=1.60；Ysa2=1.97
3）计算大、小齿轮的并加以比较
==0.01437
==0.01643
大齿轮的数值大。
4）设计计算
mn≥
==1.812
对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.812并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.34mm，算出小齿轮齿数
Z1=d1/m=50.34/2=25.17取Z1=25

=
0.01437

=
0.01643

mn≥1.812

Z1=25

计 算 及 说 明
结 果
大齿轮齿数 Z2=3x25=75
（7）、几何尺寸计算
1）计算分度圆直径
d1=m·Z=2×25=50 mm
d2=m·Z1=2×75=150mm
2)计算锥距
R==79.06
3)计算齿轮宽度
b= R·φR=79.06x0.3=23.7
取B2=30mm B1=25mm
五、 轴的设计计算
（一）、减速器输入轴（I轴）
1、初步拟定轴的最小直径
选用45#调质，硬度217--255HBS
轴的输入功率为PI=5.25 KW
转速为nI=960r/min
根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115
d≥
2、求作用在齿轮上的受力
Z2=75

d1=50 mm

d2=150mm

R=79.06

b=23.7

B2=30mm B1=25mm

d≥

计 算 及 说 明
结 果
因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=50mm
而 Ft1==2067.2N
Fr1=Ft=752.4N
圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。
3、轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案

1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮轴的轮齿段 6—密封盖
7—轴承端盖 8—轴端挡圈 9—半联轴器
2）拟定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应当增长5%，取Φ=22mm，根据计算转矩TC=KA×TI=1.3×52.2=67.86Nm，查标准GB/T 5014—1986，选用YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为l1=52mm,轴段长L1=50mm
右起第二段，考虑联轴器的轴向定位规定，该段的直径

Ft1=2067.2N

Fr1=752.4N

D1=24mm

L1=50mm

计 算 及 说 明
结 果
取Φ30mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的规定，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×17，那么该段的直径为Φ35mm，长度为L3=20mm
右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ45mm，长度取L4= 22.5mm
右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ54mm，分度圆直径为Φ50mm，齿轮的宽度为55mm，则，此段的直径为D5=Φ54mm，长度为L5=55mm
右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ45mm 长度取L6= 22.5mm
右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ35mm，长度L7=20mm
4、求轴上的的载荷
1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1033.6N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0

D2=30mm

L2=74mm

D3=35mm

L3=20mm

D4=Φ45mm

L4= 22.5mm

D5=Φ54mm
L5=55mm

D6=Φ45mm
L6= 22.5mm

D7=Φ35mm，L7=18mm

RA=RB
=1033.6N

计 算 及 说 明
结 果
那么RA’=RB’ =Fr/2=376.2N
2） 作出轴上各段受力情况及弯矩图

3） 判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=70.36Nm ,由课本表15-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：

RA’=RB’ 376.2 N

计 算 及 说 明
结 果
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=70.36×1000/(0.1×453)=7.72<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=35.4×1000/(0.1×243)=25.61 Nm<［σ-1］
所以拟定的尺寸是安全的 。
（二）、减速器输出轴（II轴）
1、初步拟定轴的最小直径
选用45#调质，硬度217--255HBS
轴的输入功率为PI=5.04KW
转速为nI=269.66r/min
根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115
d≥
2、求作用在齿轮上的受力
因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=180mm
而 Ft1==1963N
Fr1=Ft=714.5N
圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。

d≥

Ft1=1963N

Fr1=714.5N

计 算 及 说 明
结 果
3、轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案

1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮 4—套筒 6—密封盖
7—键 8—轴承端盖 9—轴端挡圈 10—半联轴器
2）拟定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应当增长5%，取Φ32mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×178.45=231.99N.m，查标准GB/T 5014—1985，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mm
右起第二段，考虑联轴器的轴向定位规定，该段的直径取Φ40mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的规定，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则

D1=32mm

L1=80

D2=Φ40mm

L2=74mm

计 算 及 说 明
结 果
轴承有径向力，而轴向力为零，选用6209型轴承，其尺寸为d×D×B=45×85×19，那么该段的直径为Φ45mm，长度为L3=41mm
右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增长5%，大齿轮的分度圆直径为180mm，则第四段的直径取Φ50mm,齿轮宽为b=50mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=48mm
右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ56mm ,长度取L5=6mm
右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ60mm 长度取L6= 20mm
右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ45mm，长度L7=19mm
4、求轴上的的载荷
1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =981.5N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr/2=357.25N
4） 作出轴上各段受力情况及弯矩图

D3=Φ45mm
L3=41mm

D4=Φ50mm
L4=48mm

D5=Φ56mm
L5=6mm

D6=Φ60mm
L6= 20mm

D7=Φ45mm，L7=19mm

RA=RB=Ft/2 =981.5N

RA’=RB’ =357.25N

计 算 及 说 明
结 果

5） 判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=121.83Nm ,由课本表15-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)

计 算 及 说 明
结 果
=124.83×1000/(0.1×503)=9.75<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=106×1000/(0.1×323)=32.35Nm<［σ-1］
所以拟定的尺寸是安全的 。
六、 箱体的设计
1. 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
2. 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
3. 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
4. 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达成集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。

计 算 及 说 明
结 果
5. 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
6. 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应当对称布置。
7. 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用
8. 环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
9. 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。

箱体结构尺寸选择如下表：

计 算 及 说 明
结 果

名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚