齿轮轴的结构设计

目 录

1—输送带

2—电动机

3—V带传动

4—减速器

5—联轴器

7.轴类零件设计

7.1 I轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面算得P1=5.76KW，n1=440r/min，T 1=1.3 10N mm 2.求作用在齿轮上的力

5

已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=70mm 而 F

t

2T12 130000

=3625N

d170

Fr=Fttan 3625 tan20=1319N 压轴力F=1696N

3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A0=110，于是得： dmin=A0P5.701

110 26mm n1440

因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=20.33mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin=32mm，查[4]P620表14-16知带轮宽B=78mm故此段轴长取76mm。 4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，装配示意图7-1

图7-1

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）I-II段是与带轮连接的其dI II=32mm，lI II=76mm。 2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取lII III=58mm，

因其右端面需制出一轴肩故取dII III=35mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d

II III

=35mm，由轴承目录里初选6208号其尺寸为

d D B=40mm 80mm 18mm故dIII IV=40mm。又右边采用轴肩定位取dⅣ Ⅴ=52mm所以lⅣ Ⅴ=139mm，dⅤ Ⅵ=58mm，lⅤ Ⅵ=12mm 4）取安装齿轮段轴径为dⅥ Ⅶ=46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为75mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取lⅥ Ⅶ=71mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处dⅦ Ⅷ=40mm。取lⅦ Ⅷ=46mm （3）轴上零件的周向定位

齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按dI II由[5]P53表4-1查得平键截面b h 10 8,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合

H7

，同样齿轮与轴的连接用平键14 9 63，齿轮与轴之间的配合n6H7为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直n6

为

径尺寸公差为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为2 45 .其他轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷

先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图7-2

图7-2

现将计算出的各个截面的MH，MV 和M的值如下： FNH1=1402N FNH2=1613N FNV1=2761N FNV2=864N MH1=86924N mm MH2=103457N mm MV=171182N mm

2255

M1=0.87 1.7 10=2.0 10N mm

M2=MH2=103457N mm T1=1.3 10N mm 6.按弯扭合成应力校核轴的强度

5

进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据[2]式15-5及上面的数据，取 =0.6轴的计算应力:

ca

M12 ( T3)2

W

2.02 (0.6 1.3)2 105

=23.7MP 3

0.1 46

前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1 查得[ 1]=60Mp， ca [ 1]，故安全。

7.2 II轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面的计算得P1=5.76KW，n1=4402.求作用在齿轮上的力

已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d2=327.5mm d3=108mm

2T12 1.3 105

而 F =767N d2327.5

t1

，T 1=1.3 10N mm

5

Fr1=Ft1tan 767 tan 20 =279N 同理可解得：

2T22 5.6 105

10498N，Fr2=Ft1tan 1730N F =

d4108

t2

3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A0=110，于是得： dmin=A0P25.5

110 43.0mm n292.1

因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故dmin=45.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为：d D B=50 90 20故dI II=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以lI II=48mm 4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图

7-4

图7-4 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为70mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取lII III=64mm，dII III=56mm。

2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得lIII IV =15mm，dIII IV=68mm。

3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取lIV V=109mm，dIV V=56mm

4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿

轮定位，取套筒长度为24mm则 lV VI =48mm dV VI=50mm

（3）轴上零件的周向定位

两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按dⅡ Ⅲ由[5]P53表4-1查得平b h L 16 10 63,按dIV V得平键截面b h L=16 10 110其与轴的配合均为

H7

。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现n6

的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为2 45 .个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷

先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的MH，MV 和M的值如下：

FNH1=719N FNH2=2822N FNV1=4107N FNV2=7158N MH1=49611N mm

MH1=253980N mm MV1=-283383N mm MV2=-644220N mm

2252.8 0.5 10 M==284000N mm

1

M=

2

6.42 (2.5)2 105

5

=690000N mm

T2=5.6 10N mm

图7-4 6.按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和Ⅵ的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据[2]式15-5及上面的数据，取 =0.6，轴的计算应力

ca

2M2 ( T3)2

W

6.92 (0.6 5.6)2 105

=50.6MP 3

0.1 56

前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[ 1]=60Mp，

ca [ 1]。

对于Ⅵ的右侧

W 0.1 d3 0.1 563 17561mm3 Wt 0.2 563 35123mm3

M690000

39.3MPa W17561T560000

T 16.1MPa

WT35123

b

由[2]表15-1查得 B 640MPa 1 275MPa 1 155MPa 由[2]表3-8查得

k

2.64

k

2.11

由[2]附图3-4查得 0.92

由[2]中 3 1和 3 2得碳钢的特性系数，取 0.1， 0.05 故综合系数为 K K

k

k

1

1

1 2.64

1

1 2.73 0.92

1 2.11

1

1 2.20 0.92

故Ⅵ右侧的安全系数为 S S

1275

2.56

K a m2.73 39.3 0.1 0

1155

8.56

16.116.1K a m2.2 0.05

2

2

S S S

2

Sca

S

2

2.56 8.562.56 8.56

2

2

2.46>S=1.5

故该轴在截面Ⅵ的右侧的强度也是足够的。

综上所述该轴安全。

7.3 III轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面算得P3=5.28KW，n3=28.6r/min，T3=1.76 10N mm 2.求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d4=352mm

2T32 1.76 106

10081N 而 F =

d4352

t

6

Fr=Fttan 10081 tan 20 3669N 3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A0=110，于是得： dmin=A0P35.28

110 62.8mm n328.6

同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3查[2]表14-1取KA=1.3.则：Tca KAT3 1.3 1.76 106 2288000N mm

按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P99表8-7可选用LX4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2500000N mm。半联轴器孔径d=63mm，故取dI II=63mm半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=132mm。 4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5

图7-5 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径dII III=65mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为132mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L1略短一些，现取lI II=132mm. 2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据dII III =65mm和方便拆装可取lII III=95mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d

Ⅲ Ⅳ

=70mm，由轴承目录里初选6214号其尺寸为

d D B=70mm 125mm 24mm，lIII IV=24mm由于右边是轴肩定位，dⅣ Ⅴ=82mm，lⅣ Ⅴ=98mm，dⅤ Ⅵ=88mmmm，lⅤ Ⅵ=12mm。 4）取安装齿轮段轴径为dⅥ Ⅶ=80mm，已知齿轮宽为108mm取lⅥ Ⅶ=104mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处dⅦ Ⅷ=70mm。取lⅦ Ⅷ=48mm （3）轴上零件的周向定位

齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按dI II由[5]P53表4-1查得平键截面b h 18 11键槽用键槽铣刀加工长为125mm。选择

半联轴器与轴之间的配合为齿轮与轴之间的配合为

H7

，同样齿轮与轴的连接用平键22 14k6

H7

轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实n6

现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为2 45 .个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷

先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。 现将计算出各个截面处的MH，MV和M的值如下： FNH1=12049N FNH2=2465N FNV1=3309N FNV2=6772N MH=-211990N mm MV=582384N mm

225

M1=2.1 5.8 10=620000N mm

6 10 T=1.76N mm

1

图7-6

6.按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯 矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据[2]式15-5及上面的数据，取 =0.6，轴的计算应力

ca

M12 ( T3)2

W

6.22 (0.6 17.6)2 105

=24.0MP 3

0.1 80

前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1 查得[ 1]=60Mp， ca [ 1]，故安全。

8.轴承的寿命计算

8.1 I轴上的轴承6208寿命计算

预期寿命：

L'h 8 350 16 44800h

已知P 2761N,n 440r/min,C 29500N， 3

6610C10295003 Lh () () 47000h>44800h 60nP60 4402761

故 I轴上的轴承6208在有效期限内安全。

8.2 II轴上轴承6210的寿命计算

预期寿命：

L'h 8 350 16 44800h

已知P 7158N,n 93.6r/min,C 35000，

6610C10350003 Lh () () 20820h<44800h 60nP60 93.67158

故II轴上轴承6210须在四年大修时进行更换。

8.3 Ⅲ轴上轴承6214的寿命计算

预期寿命：

L'h 8 350 16 44800h

已知P 6772N,n 28.6r/min,C 60800

6610C10608003 Lh () () 426472h>44800h 60nP60 28.66772

故III轴上的轴承6214满足要求。

9.键连接的校核

9.1 I轴上键的强度校核

查表4-5-72得许用挤压应力为

[ p] 110MPa

Ⅶ-Ⅷ段键与键槽接触疲劳强度l L b 70 10 60mm

故此键能安全工作。

p

2T2 130

33.8MPa [ p] 110MPa

9

kld0.5 8 60 32 10

Ⅱ-Ⅲ段与键槽接触疲劳强度l L b 67 14 53mm

p

2T2 130 34.1MPa [ p] 110MPa

9

kld0.5 9 53 32 10

故此键能安全工作。

9.2 II轴上键的校核

查表4-5-72得许用挤压应力为

[ p] 110MPa

II-III段键与键槽接触疲劳强度l L b 63 16 47mm

p

2T2 560

85.1MPa [ p] 110MPakld0.5 10 47 56 10 9

故此键能安全工作。

IV-V段与键槽接触疲劳强度l L b 100 16 84mm

p

2T2 560

47.6MPa [ p] 110MPakld0.5 10 84 56 10 9

故此键能安全工作。

9.3 III轴上键的校核

查表4-5-72得许用挤压应力为

[ p] 110MPa

I-II段键与键槽接触疲劳强度l L b 125 18 107mm

故此键能安全工作。

p

2T2 1760

94.9MPa [ p] 110MPa

9

kld0.5 11 107 63 10

Ⅵ-Ⅶ段与键槽接触疲劳强度l L b 100 22 78mm

p

2T2 1760 80.6MPa [ p] 110MPa

9

kld0.5 14 78 80 10

故此键能安全工作。

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