同轴式二级圆柱齿轮（直加斜）减速器设计

目 录1. 题目及总体分析22. 各主要部件选择23. 选择电动机34. 分配传动比35. 传动系统的运动和动力参数计算46. 设计高速级齿轮57. 设计低速级齿轮108. 减速器轴及轴承装置、键的设计14轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计15轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计21轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计279. 润滑与密封3210. 箱体结构尺寸3211. 设计总结3312. 参考文献33一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为 4000N，运输带速度为 1.6m/s，运输机滚筒直径为 400mm。自定条件：工作寿命 10 年（设每年工作 300 天） ，三年一大修,连续单向运转, 载荷平稳,室内工作,有粉尘生产批量: 10 台减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。整体布置如下：图示：为电动机，及为联轴器，为减速器，为高速级齿轮传动，为低速级齿轮传动，为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞, 通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套, 密封圈等. 。二.各主要部件选择目的 过程分析 结论动力源 电动机齿轮 斜齿传动平稳 高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承 此减速器轴承所受轴向力不大 球轴承联轴器 弹性联轴器三.选择电动机目的 过程分析 结论类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择选用 Y 系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为 PwFV2000N1.1m/s圆柱齿轮传动(7 级精度)效率(两对)为 10.97 2球轴承传动效率(四对)为 20.99 4弹性联轴器传动效率(两个) 取 30.993 2输送机滚筒效率为 40.96电动机输出有效功率为 KWPwr 4.796.03.9.07.12424321 要求电动机输出功率为 kPr4.7型号查得型号 Y160M-6 封闭式三相异步电动机参数如下额定功率kW=7.5满载转速r/min=970满载时效率%=86满载时输出功率为 Per 64508.750略小于 在允许范围内rPdp 选用型号 Y160M-6 封闭式三相异步电动机四.分配传动比目的 过程分析 结论分配传动比传动系统的总传动比 其中 i 是传动系统的总传动比，多级串联传动系统wmni的总传动等于各级传动比的连乘积；n m 是电动机的满载转速，r/min；n w 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下 i/970rm min/4.7601.36rdvW(两级圆柱齿轮)581i8264.n1392.760i.21i 6.31i2五.传动系统的运动和动力参数计算目的 过程分析 结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 0 轴、1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。电动机 两级圆柱减速器 工作机轴号O 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴转速n(r/min) n0=970 n1=970 n2=269.44 n3=74.84 n4=74.84功率 P(kw) P0=6.45 P1=6.4 P2=6.15 P3=5.9 P4=5.57转矩T(Nm) T0=63.5 T1=63 T2=217.98 T3=752.87 T4=710.76两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器传动比 i i01=1 i12=3.6 i23=3.6 i34=1传动效率 01=0.993 12=0.96 23=0.96 34=0.944六.设计高速级齿轮目的 过程分析 结论选精度等级、材料和齿数1) 选用斜齿圆柱齿轮传2) 选用级精度3) 材料选择。小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。4) 选小齿轮齿数 1，大齿轮齿数 2 1 1 3.624=85,取Z2=85。选取螺旋角。初选螺旋角 4目的 过程分析 结论按齿面接触强度设计按式（1021 ）试算，即 321)(12HEdtt ZuTk）确定公式内的各计算数值（）试选 6.tK（）由图，选取区域系数 43.2HZ（）由图查得 78.0180621（）计算小齿轮传递的转矩mNT4103.6（）由表选取齿宽系数 1d（）由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（）由图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MPaH601lim H502lim（）由式计算应力循环次数91 14.)038(1970hnjLN92.63/4.（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 9.1HNK95.02HNK（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaSHNH54069.01lim1 K.2.2li2PaaHH 25.31/)5.40(/)(21 目的 过程分析 结论按齿面接触强度设计）计算（）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得td1mdt 94.825.3146.03612341 （）计算圆周速度smnvt /48.106106974.8.3（）计算齿宽 b 及模数 ntdt 94.8.1mZmtnt .12coscos146./98/ 46.8.52.hbnt（）计算纵向重合度 903.14tan2138.0tan31.0 Zd（）计算载荷系数 K已知使用系数 A根据 ，级精度，由图查得动载荷系数smv/48.2 1.VK由表查得42.19.81023.)16.0(8.12.23bKdH由图查得 5.F假定 ，由表查得mNdtA/10 4.1FHK故载荷系数 9.24.1.HVAK（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得目的 过程分析 结论按齿面接触强度设计mKdtt 34.56.1/924.8/331 （）计算模数 nmZn 2.4cos3.5cos1 mdn2.3451按齿根弯曲强度设计由式 321cosFSdnYZYKTm）确定计算参数（）计算载荷系数08.235.4.FVAK（）根据纵向重合度 ，从图查得螺旋角影响系数90318.0Y（）计算当量齿数05.9314cos827.6321ZV（）查取齿形系数由表查得 2.FaY194.FaY（）查取应力校正系数由表查得 596.1S783.S（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE3802（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数85.01FNK.N目的 过程分析 结论按齿根弯曲强度设计（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4 ，由式得MPaKFENF57.304.18501S86.2.22（）计算大小齿轮的 FaY01638.8.237194.5.021FSaY大齿轮的数据大）设计计算 mmn 56.1038.6.1244cos0.03 2对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲n劳强度计算的法面模数，取 2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足nm接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有md34.51的齿数。于是由 .264cos3.5cos1ndZ取 ，则2619.26.212 zi取齿数 94261Z几何尺寸计算1) 计算中心距 mman7.134cos)(cos)(将中心距圆整为 124mm）按圆整后的中心距修正螺旋角 59.142)96(arcos2)(arcos1 Zn中心距=124mm螺旋角 059.14因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ目的 分析过程 结论几何尺寸计算）计算大、小齿轮的分度圆直径 mmZdn3.1945.cos27.6221）计算大、小齿轮的齿根圆直径 dnf 3.1892.3194.277.21）计算齿轮宽度 mbd7.5.1圆整后取 ；B2601 分度圆直径 md3.194752齿根圆直径 f.821齿轮宽度 mB60152验算NdTFt 2347.561mbKtA /10/.3合适合适七.设计低速级圆柱直齿传动目的 设计过程 结论选定齿轮精度等级、材料及齿数a) 选用级精度b) 由表选择小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS。c) 选小齿轮齿数 ，241Z大齿轮齿数 4.86.3i取 852Z目的 过程分析 结论按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即3211)(2.HEdtt ZuTkd）确定公式各计算数值（）试选载荷系数 .tK（）计算小齿轮传递的转矩mNnPT451510798.2 4.269/1.0.9/（）由表选取齿宽系数 d（）由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 a52li（）由式计算应力循环次数81 10.3)08(14.26906 hjLnN823/.（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 9.1HNK95.02HNK（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaSHNH 54069.01lim1 K.2.2li2）计算(七 ) 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1H mdt 18.4)5.2189(6.3410798.23.1 目的 过程分析 结论按齿面接触疲劳强度设计(八 ) 计算圆周速度 vsmndvt /19.1061064.298.(九 ) 计算齿宽dbt 18.4.1(十 ) 计算齿宽与齿高之比模数 mZmtnt 51.324.1齿高 6.09.7/8/ 9.75.hbnt(十一) 计算载荷系数 K根据 ，级精度，由图查得动载荷系数smv/1.03VK假设 ，由表查得NbFtA/0/2.1H由表查得使用系数 1AK由表查得427.18.1023.)16.0(8.12.23bKdH由图2查得 5FK故载荷系数 6.HVA（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 mdtt 12.93./7618.4/331 分度圆直径 md12.93模数 5.（）计算模数8.324/1.9/1Zdm按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为 321FSdnYKT目的 分析过程 结论按齿根弯曲强度设计a) 确定公式内的计算数值1) 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 3822) 由图查得弯曲疲劳寿命系数85.01FNK.0FN3) 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1.4，由式得MPaaSFENF 57.304.111 KFEF 86.2.80224) 计算载荷系数 7.135.1FVA（）查取齿形系数由表查得 6.2aY2.Fa（）查取应力校正系数由表查得 58.1S75.12Sa（）计算大小齿轮的 ，并比较FaY01642.8.2375139.0621FSaFY大齿轮的数据大b) 设计计算 mm74.2016.241798.6.34对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 2.74，并就近圆整为标准值3.0。目的 分析过程 结论按齿根弯曲强度设计按接触强度算得的分度圆直径 md12.93算出小齿轮齿数 取 04/1Z31Z大齿轮齿数 取6.2i 2齿数 123Z几何尺寸计算）计算分度圆直径 mZd3612921）计算齿根圆直径 mmf 5.328).1()5.(2211 ）计算中心距 da/)369(/)(21）计算齿宽 mbd1取 B9520 分度圆直径 md36921齿根圆直径 f5.821中心距 ma齿宽B95102验算NdTFt 74.68371mbKtA /10/.5094.68合适验算合适八.减速器轴及轴承装置、键的设计输 入 轴（中间轴）输 出 轴1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计目的 过程分析 结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设输入轴上的功率 min/970n,4.611 rkwP转 mNT4103.6求作用在车轮上的力NFadTtantrt 65.109.4ta236082costncos37.5021 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 于是由式12A初步估算轴的最小直径 mnPd970/4.6/331min这是安装联轴器处轴的最小直径 ，由于此处开键槽，校正值21选轴的材料为钢，调质处理计 ，联轴器的计算转矩 查表 14-1md05.2%)1(21 1TKAca取 ，则3.AKmNTKAca 81903.614查机械设计手册 （软件版） ，选用 GB5014-1985 中的 HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 16000N。半联轴器的孔径 ，轴孔长度2L32,J 型轴孔,C 型键,联轴器主动端的代号为 HL1 24*32 GB5014-1985,相应地,轴段 1 的直径 ,轴段 1 的长度应比联轴器主动端轴孔长度略md241短,故取 l30目的 过程分析 结 论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度 ,故取段的直径dh1.07.md27（2）初选型号6 的深沟球轴承参数如下基本额定动载荷35BDda6Da49基本额定静载荷KNCr.19KNCr3.8故 轴段 7 的长度与轴承宽度相同,故取 m073 ml137( 3 )轴段 4 上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与 ,可取4d3.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,d64轴段 4 的长度 应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 ,4l mb60故取 ml58( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段 5 的直径, 轴肩高度,取 , ,故取dh1.07.405hl4.15l6为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段 6 的直径应根据 6006 深沟球轴承的定位轴肩直径 确定,即amda36( 5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距 H,取 ,取轴承上靠H12近机体内壁的端面与机体内壁见的距离 S=8mm,取轴承宽度 C=50mm.由机械设选用 HL型弹性柱销联轴器轴的尺寸（）： 241d73064d53607lll计手册可查得轴承盖凸缘厚度 e=10mm,取联轴器轮毂端离 K=20mm.故 mlsHlbBKCl14)(35)(95632取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得 ,L781mL5.632目的 过程分析 结 论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计（6 ）键连接。联轴器：选单圆头平键 键 C 8*28 GB1095-1979 t=4mm h=7mm 齿轮：选普通平键 键 10*56GB1095-1979 t=5mm h=8mm5.轴的受力分析 1)画轴的受力简图目的 过程分析 结 论）计算支承反力输入轴的设计及其轴承装置、键的设计在水平面上 NFtH17324621在垂直面上 NLdMarv 1.586.5627310.82,03212故 NFvrv 9.1.56总支承反力 vH 28.3.87322211 F75109522 c) 画弯矩图mNLMHH .624.732121 v .51.568dFa.92212故 mNvH 74086.3.74221M351156224）画转矩图6 校核轴的强度C 剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故 C 剖面左侧为危险剖面32323 986)5(106.)(1.0 mdtbW 32323 .)(.0)(2.tdT目的 过程分析 结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计mpaWMba 5.1839740 0mpaT2. paTa6.32轴的材料为 45 刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 B40, . 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系mpa2751pa15数 及 按附表 3-2 查取.因 , ,经插值后可查 03.1dr2.16dD得 9.2.又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为74.0q7.0q故有应力集中系数按式(附 3-4)为81.)9.2(1)(1k5670q由附图 3-2 得尺寸系数 由附图 3-3 得扭转尺寸系数;. .0由附图 3-4 得 92轴未经表面强化处理,即 ,则按式 3-12 及 3-12a 得综合系数值为1q4.29.07.8kK81.51由 3-1 及 3-2 得碳钢的特性系数, 取2.011.0, 取5 5目的 过程分析 结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计于是, 计算安全系数 值, 按式 (15-6)(15-8)则得caS09.61.584.271 maK5.23.06.31aS故安全.189.52Sc7 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理, 故取折合系数 ,则6.0mpaWTMca 45.20)(2查表 15-1 得 =60mpa,因此 ,故安全.11ca8 校核键连接强度联轴器: mpahldTp 5.62)8(724301 查表得 . 故强度足够.map50p齿轮: ahldTp 19)06(831查表得 . 故强度足够.map502p9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承 1 径向: NFr28.131轴向: a650轴承 2 径向 : r7.92轴向: aF因此, 轴承 1 为受载较大的轴承,按轴承 1 计算键校核安全输入轴的设计及其轴承装置、键的设计eFra47.028.1365按表 13-6, ,取 按表 13-5 注 1,对深沟球轴承取.01pfpf,则相对轴向载荷为 7.40f 08.1365.07.40Ca在表 13-5 中介于 1.031.38 之间 ,对应的 e 值为 0.280.3,Y 值为 1.551.45 线性插值法求 Y 值 54.3.18.).()5.1(45.故 NFXfParp 1670426.0)( hPCnLrh 59)179(6133查表 13-3 得预期计算寿命 hhL20轴校核安全轴承选用 6006 深沟球轴承，校核安全寿命（）为 27159hL2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计目的 过程分析 结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计1. 中间轴上的功率 min/4.269n,15.62 rkwP转 速转矩 mNT420798.求作用在车轮上的力高速大齿轮:NFadtantrt 5849.1tan7.2436.3cos20tcos7.4.91782121 低速小齿轮: adTntrt 9.17052ta46879.241 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 于是由式初步估算轴的最小直径1A 选轴的材料为钢，调质处理目的 过程分析 结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计mnPAd 8.314.269/15./332min 这是安装联轴器处轴的最小直径 ,取轴段 1 的直径dd2轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（ 1 ）初选型号 6307 的深沟球轴承参数如下基本额定动载荷218035BDdmda4Da71基本额定静载荷 故 KNCr. KNCr2.9 md3562轴段 7 的长度与轴承宽度相同,故取 l6( 2 )轴段 3 上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与 ,可取32.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,md43轴段 3 的长度 应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽3l,两齿轮间的间隙 取故取b10521 mdl47,20ll 179853)()(23 ( 3 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段 4 的直径, 轴肩高度,取 , ,故取dh1.07. m4hl.4l6为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段 5 的直径应根据 6307 深沟球轴承的定位轴肩直径 确定,即ada5( 4 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距 H,取 ,取轴承mH12上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离 S=8mm,取轴承宽度 C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度 e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离 K=20mm.故 mlsHllbBKCl14)(3)(5521取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得 ,L581 mL5.80,.9732选用 HL型弹性柱销联轴器轴的尺寸（）： 321d5432d5361746351652lll目的 过程分析 结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计（ 5 ）键连接。高速齿轮：选普通平键 键 12*50 GB1095-1979 t=5mm h=8mm 低速齿轮：选普通平键 键 12*90 GB1095-1979 t=5mm h=8mm5.轴的受力分析1)画轴的受力简图目的 过程分析 结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计）计算支承反力在水平面上 NLFFttH3291)(321321 Htt 7.62在垂直面上 NLFdLFMrarv 57.148)(2,0313213212故 Nvrrv 09212总支承反力 FvH 7.35.48322211 9107.6922 3 ) 画弯矩图mNLMHH .875311,1 Fv .4987.45da2611, mNLHH .925.032,2 FMvv 8759, 故 vH6.1)()(2,2,11mN30224 ) 画转矩图6 校核轴的强度低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面 32323 4.8514)(5124.0)(1.0 mdtbW目的 过程分析 结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计32323 8.17064)5(124.0)(2.0 mdtbWT mpaMba 9.5.87paT.12 paTa4.62轴的材料为 45 刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 mB0, . 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系mpa2751pa15数 及 按附表 3-2 查取.因 , ,经插值后 046.3dr26.135dD可查得 9.2.1又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为78.0q83.0q故有应力集中系数按式(附 3-4)为5.1)9.2(1)(1k6830q由附图 3-2 得尺寸系数 由附图 3-3 得扭转尺寸系数;72. 8.0由附图 3-4 得 9轴未经表面强化处理,即 ,则按式 3-12 及 3-12a 得综合系数值为1q4.219.07.8kK8.51由 3-1 及 3-2 得碳钢的特性系数, 取2.011.0, 取5 5目的 过程分析 结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计于是, 计算安全系数 值, 按式 (15-6)(15-8)则得caS09.61.584.271 maK5.23.06.31aS故安全.189.52Sc7 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理, 故取折合系数 ,则6.0mpaWTMca39)(22查表 15-1 得 =60mpa,因此 ,故安全.11ca8 校核键连接强度高速齿轮: mpahldTp 65)120(847932查表得 . 故强度足够.map150p低速齿轮: pahldTp 8.31)290(84732查表得 . 故强度足够.map150p9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承 1 径向: NFr7.3591轴向: a84轴承 2 径向 : r.2轴向: 0aF因此, 轴承 1 为受载较大的轴承,按轴承 1 计算轴校核安全轴承选用 6307深沟球轴承，校核安全寿命（）为 2804hL目的 过程分析 结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计,查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6, ,取eFra16.07359841 2.10pf,故 ,2.pf NYFXfParp6.4319)(hPCnLrh84)(36查表 13-3 得预期计算寿命 hhL203.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计目的 过程分析 结论输出轴及其轴承装置、键的设计输出轴上的功率 min/84.7n,9.533 rkwP转 速转矩 NT4110287.求作用在车轮上的力aFdntrt 16320ta48836.5413 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 于是由式12A初步估算轴的最小直径 这是安装联轴mnPd48/3min器处轴的最小直径 ，由于此处开键槽，取 ，21d4.50.i联轴器的计算转矩 查表 14-1 取 ，则1TKAca31AKNTKAca 9780.75341查机械设计手册 （软件版） ，选用 GB5014-1985 中的 HL4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250N。半联轴器的孔径 ，轴孔长度m5L84,J 型轴孔,C 型键,联轴器主动端的代号为 HL4 55*84 GB5014-1985,相应地,轴段 1 的直径 ,轴段 1 的长度应比联轴器主动端轴d51孔长度略短, 故取 ml84轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度目的 过程分析 结论输出轴及其轴承装置、键的设计（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度 ,故取段的直径dh1.07.md62（2）初选型号 6313 的深沟球轴承参数如下3465BDdKNCr8.9r5.0故 轴段 7 的长度与轴承宽度相同,故取 m73 l37( 3 )轴段 4 上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与 ,可取4d.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,d04轴段 4 的长度 应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 ,4l mb95故取 ml92( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段 5 的直径, 轴肩高度,取 , ,故取dh1.07.765hl4.15l10为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段 6 的直径应根据 6313 深沟球轴承的定位轴肩直径 确定,即amda76( 5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距 H,取 ,取轴承H12上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离 S=8mm,取轴承宽度 C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度 e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离 K=20mm.故 mlsHlbBKCl10)(56)(3956432取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得 ,L.93mL84326）键连接。联轴器：选单圆头平键 键 C 10*80 GB1095-1979 t=6mmh=10mm 齿轮：选普通平键 键 20*90 GB1095-1979 t=7.5mm h=12mm5.轴的受力分析1 )画轴的受力简图）计算支承反力在水平面上 NFtH5.2408121在垂直面上 rv ./63/21选用 HL4 型弹性柱销联轴器轴的尺寸（）： 51d623704d657d31092563876541llll目的 过程分析 结论输出轴及其轴承装置、键的设计总支承反力 NFFvH23845.1.240121 3 )画弯矩图 mNLMH82目的 过程分析 结论输出轴及其轴承装置、键的设计mNLFMvv .68502312故 vH1214）画转矩图6 校核轴的强度C 剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故 C 剖面左侧为危险剖面32323 4070)5.(.2701.)(1.0 mdtbW32323 68).(.)(2.tTmpaMba 84.501 0mpaWT paTa5.2轴的材料为 45 刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 ,paB640, .截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数mpa2751pa15及 按附表 3-2 查取.因 , ,经插值后可查 031.62dr8.16570dD得 , 又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为 ,0.3 2.0q,故有应力集中系数按式(附 3-4)为85q82.1)0.(821)(1qk635由附图 3-2 得尺寸系数 由附图 3-3 得扭转尺寸系数;67.0 .0由附图 3-4 得 92轴未经表面强化处理,即 ,则按式 3-12 及 3-12a 得综合系数值为1q80.219.067.8kK目的 过程分析 结论输出轴及其轴承装置、键的设计62.19.082.61kK由 3-1 及 3-2 得碳钢的特性系数, 取.101., 取5 05于是, 计算安全系数 值, 按式 (15-6)(15-8)则得caS8.160.84.50271 maK5.11aS故安全 .32Sc7 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理, 故取折合系数 ,则6.0mpaWTMca14)(22查表 15-1 得 =60mpa,因此 ,故安全.11ca8 校核键连接强度联轴器: mpahldTp 5.47)21680(57413 查表得 . 故强度足够.map02p齿轮: pahldTp 7.30)29(57413查表得 . 故强度足够.map02p轴校核安全轴承选用 6313深沟球轴承，校核安全寿命（）为 78493hL目的 过程分析 结论输出轴及其轴承装置、键的设计9 校核轴承寿命,查表 13-5 得 X=1,Y=0 按表 13-6, ,取eFra023841 2.10pf,故 ,.pf NYF