轴结构设计

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，此处有一个键槽，故轴径应
增大5%，即dmin=dmin′×1.05=33.6×1.05=35.3mm。为了使所选的轴直径d1与联
轴器的孔径相适应。
2．确定联轴器型号及该段轴尺寸 为了使所选的轴直径d1与联轴器的孔径相适应。故需同时选择联轴器的型号。
（1）类型的选择 转速较高、要求消除冲击、吸振：选弹性套柱销联轴器。
RVB
Fr 2
430 N
RVA RVB 430 N
C截面垂直面弯矩MVC为: MVC=RVBL/2=430×122/2=26230N·mm
（3）作合成弯矩图
C截面的合成弯矩MC为：
M C
M HC 2 M VC 2
721022 26232 72150N·mm
4．作扭矩图 T=Ft.d2/2= 23623×225/2=265788N·mm
绘出轴承外形。从而确定出穿越轴承盖轴段长度为L2=20+10+45+8-10-16=57 mm
6.确定安装齿轮段轴径及长度 为了便于安装齿轮，该段轴径应比安装轴承段大，且为标准轴径，查书209页，取 为d4=48 mm。 齿轮与轴承之间用套筒定位。为了定位可靠，安装齿轮段轴径应比齿轮轮毂长
65mm短2mm，即为63mm。
解： 一、确定减速器各零部件的轴向相对位置 １.绘出两齿轮的位置
２.确定内、外箱壁位置 齿轮与箱体内壁应有适当的距 离。查手册P20表4.1：齿轮与 箱体内壁距离△2>δ，δ为箱座 壁厚=0.025a+1≥8mm （0.025a+1=3.6），取δ=8， △2=8 mm。 绘出内、外壁。
３.确定轴承座端面位置 外箱壁至轴承座端面的距离l1=C1+C2+（5~10）
二、轴的结构设计
1．选取轴的材料，初步计算轴径
查教材P196：选取轴的材料为45钢，调质处理。
查教材P210表12-11，取C=112，由式（12-2）初步估算轴的最小直径得
d
m in
3
P2 n2
C 3
7.5 112 33.6 270
mm （ n2= n1/i=970/3.6=270r／min）
7.确定齿轮另一侧轴环尺寸 齿轮另一端采用轴肩定位，轴肩高度h＞0.07d=0.07×48=3.4 mm，则轴环处直径 d5=d4+2 h =48+2×3.4=54.8 mm，取d5=55 mm；轴环宽度b≥1.4 h =1.4×3.4=4.8，取L5=5 mm
8.轴上零件的周向定位 半联轴器、齿轮与轴均拟用A型平键联接。
例：设计【例9-3】（164页）单级直齿圆柱齿轮减速器的大齿轮轴 已知：齿轮转矩 T1=73840 N·mm；n1=970r／min；传动比i=3.6， 传递功率P=7.5KW Z1=25，d1=62.5mm，da1=67.5mm； Z2=90，d2=225mm，da2=230mm； a=143.7mm；b2=65mm, b1=70mm。
4.确定轴承盖厚度及位置（嵌入式不考虑) 查手册P24表4.5：轴承盖厚度e=1.2 d3=9.6=10 mm d3为轴承盖螺栓直径=（0.4~0.5）df =7.2~9，查螺栓标准，取d3=8 mm。
5.确定联轴器的位置 考虑轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂，取端盖外端面与半联轴器端面之间
的距离L/不能太小，查手册P31图5.14，L/应大于15~20 mm，取20 mm。
C1、C2分别为轴承旁连接螺栓至外箱壁、凸缘边缘距离。 轴承旁连接螺栓d1=0.75 df, 地脚螺栓直径df=0.036a+12=17 mm，查螺栓标准，取df=18 mm
d1=0.75 df=13.5，取d1=14 mm 查手册P21表4.2：C1=20，C2=18
l1=C1+C2+（5~10）=43~48 mm。取l1=45 mm，绘制轴承座端面。
（2）型号、尺寸选择 根据轴径与联轴器孔径一致，选型号。
查手册P149表9.3，选孔径为35mm的半联轴器，故取dmin=d1=35mm；半联轴器 与轴配合的毂长度为60mm，标记为：L T6型联轴器 J35×60 GB/T 4324—2002（工 作机端的半联轴器尺寸未考虑）。
（3）该段轴长度 为保证半联轴器固定可靠，应使轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端
Lh 30010 8 240Βιβλιοθήκη Baidu0 小时
查表12-13 取温度系数fT=1；查表12-14，取载荷系数fP=1.1。
由式12-13得：
n C f P P 60
2 Lh
1.1
10
1258 3
60 269 24000
8270N
C′＜fCT r=21010060N （n12=n1/i=970/3.160=6269rpm）
5．计算当量弯矩Me 轴在C截面处左侧的弯矩和扭矩最大，故为轴
的危险截面。因是单向转动，扭矩可认为按脉动 循环变化，故取α =0.6。C截面上的最大当量弯矩 为
M e M C 2 T 2 721502 0.6 2657882 175034N·mm
6．校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度。
结论：选择6009轴承安全。
五、键联接的选择及校核 六、校核联轴器
三、校核轴的强度
1．根据轴系结构图作出轴的计算简图
确定轴上力的作用点和支点距离：L
=70+（8+10+16/2）×2=122mm
2．计算作用在大齿轮上的力
教材148页得作用在齿轮上的圆周力
Ft、径向力Fr分别为：
Ft
2T1 d1
2 73840 62.5
23623
N
Fr Ft tan 2362.88 tan 20o 860 N
R B
RHB 2 RVB 2
11822 4302 1258N
R A
RHD 2 RVD 2
11822 4302 1258N
3．计算当量动载荷P 因无轴向力，故： P=RA=1258N
4.计算轴承所需的基本额定动载荷C′ 根据题目要求，减速器运转10年，单班制度工作，即每天工
作8小时。按一年300天计算轴承的预期寿命
4.确定安装轴承处的轴径和轴承型号 安装轴承段的轴径应比d2=40mm大，且是5的倍数，故取d3=45mm。
由于直齿轮无轴向力，故选6类轴承。初选6009。查手册P154：D=75mm， B=16mm，da=51mm，Cr=21KN。
5.确定轴承位置，绘制轴承外形 轴承轴向位置取决于轴承的润滑方式，当 dn值小于2×105时采用脂润滑。 dn=45×n2 =45×270=1.25×104r／min。选脂润滑。 查手册P28图5.6：轴承与箱体内壁距离取10 mm；
3.求反力，作弯矩图
（1）水平面
RHB • L Ft • L / 2 0
F RHB
T 1182N 2
RHA=RHB= -1182N
C截面处水平面弯矩MHC为：
M HC RHBL / 2 1182 61 72102 N • mm
（2）铅垂面 由RVBL Fr L / 2 0得
由表（12-1）查得[σb] -1=60MPa，由式12-4得：
d 3 M e 3 175034 30.7mm
0.1[ b ] 1 0.1 60
C截面上有一键槽，故应增大5%，即C截面处的所需 轴径d为
d≥d′×1.05=30.7×1.05≈32mm＜48mm 结论：安全。
四、轴承校核 1．作计算简图。 2．求合成径向力
面上，故取L1=58 mm 。
3.确定穿越轴承盖轴段的直径 为满足联轴器的定位要求，轴段需设计一轴肩。据轴肩高度 h≥0.07d=0.07×35=2.45 mm，故d2=d+2.45×2=35+4.9=39.9 mm。该段要安 密封圈，故手册P131表6.1，取d2=40mm。选用毡圈40JB/ZQ4606-86。