带式输送机二级直齿圆柱齿轮减速器设计之轴的选择与校核1_二级斜齿轮减速器校核

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第五章各轴设计方案

§5-1高速轴的的结构设计

1)、求Ⅰ轴上的功率p13.297KW 转速n1960r/min 转矩T132.8N/min 2)、计算作用在齿轮上的力：

T19.55106转矩：P1n1

圆周力：径向力：Ft2T1232.81286.3N3d5110

FrFttan201286.30.36397468.17N3）、初步估算轴的直径：

选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217~255HBS查表取A0=112 3dA0根据公式3.297mm16.9mm960计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。

4）、.轴的结构设计：

（1）确定轴的结构方案：

该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-1。图3-2-1 输入轴

轴段①主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为TcaKAT1，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取。

KA1.3，则：

TcaKAT11.332.842.64Nm根据工作要求选用弹性套柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径d120mm，因此选取轴段①的直径为d120mm。半联轴器轮毂总长度L52mm，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为L138mm。

（2）确定各轴段的直径和长度：

轴段1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段①直径为

d120mm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段①的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短2~3mm，轴段①总长为L36mm。

轴段2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：d223mm。对于轴承端盖的宽度有

取轴承端盖的宽度为，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。

轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6305深沟球轴承。宽度B17mm。所以轴段③直径应为轴承内圈直径d225mm；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。轴段4：取齿轮距箱体内壁的距离位置时应距箱体内壁一定距离s,取，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承

已知滚动轴承宽度为，则此段轴的长

在轴承左侧有一挡油盘，取其长度为

取其直径为

径

轴

环

宽

度轴段5：齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度则

轴

环

处

直

轴段6：为安装齿轮部分

d428mm，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为56mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L452mm。

轴段7：为支撑轴颈，用来安装轴承。直径为

§5-2中间轴的结构设计

1）、求2轴上的功率p23.2KW 转速n2278.3r/min 转矩T2106.5N/min 2）、计算作用在齿轮上的力：，长度为。

T29.55106转矩：圆周力： P2n2

2T22106.5Ft1203.4N3d17710

径向力：FrFttan201203.40.36397438N

3）、初步估算轴的直径：

选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217~255HBS查表取A0=112 3根据公式dA03.2mm25.3mm278.3计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响，轴结构如图3-2-2所示。图3-2-2 中间轴 4）、.轴的结构设计：

（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。： 该轴（中间轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。

轴段1为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6306深沟球轴承。宽度B17mm。所以轴段①直径应为轴承内圈直径d230mm；为保证轴承的轴向 定位用挡油盘定位。

轴段2：为安装齿轮部分d236mm，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为51mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L248mm。轴段3:齿轮的右

端

采

用

轴

肩

定

位，轴

肩

高

度

则轴环处直径轴环宽度

轴段4：为安装齿轮部分d436mm，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为77mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L473mm。

轴段⑤为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段⑤直径应为轴承内圈直径证轴承的轴向定位用挡油盘定位。长度§5-3低速轴的结构设计 1）、求Ⅰ轴上的功率转速转矩

d530mm；为保

L545mm

p33.104KW

n3105.02r/minT3273.8N/min2）、计算作用在齿轮上的力：

T39.55106转矩：P3n3

圆周力：径向力：Ft2T32273.84591.9N3d19210

FrFttan204591.90.363971671.3N3）、初步估算轴的直径：

选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217~255HBS查表取A0=112 3根据公式dminA03.104mm34.63mm105.02计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。

4）、轴的结构设计：

（1）确定轴的结构方案：

该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-3。

54图3-2-3 输出轴

选择联轴器。联轴器的计算转矩为

TcaKAT3，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取KA1.3，则：

TcaKAT31.3273.8355.94Nm。

根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径d140mm，因此选取轴段①的直径为

d640mm。半联轴器轮毂总长度L112mm，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为L184mm。

（2）确定各轴段的直径和长度：

轴段①:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6309深沟球轴承。宽度B25mm。所以轴段①直径应为轴承内圈直径d145mm；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。取挡油盘宽度为30mm，则轴段①的长度为L155mm

轴段2：为安装齿轮部分d450mm，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为72mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L469mm。轴段③：齿轮的左

端

采

用

轴

肩

定

位，轴

肩

高

度

则轴环处直径轴环宽度

轴段4：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：d250mm。长度为综合计算后得到的L450mm

d545mm；为保证段⑤:为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段⑤直径应为轴承内圈直径轴承的轴向定位用挡油盘定位。其长度为

L550mm

轴段⑥：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：轴承端盖的宽度为故取。，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离

d643mm。，轴段⑦:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段⑦直径为

d740mm。为保证定位要求，半联轴器左端用一套筒定位，轴段⑦的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短2~3mm，轴段⑦总长为L782mm。

第六章

轴的强度校核

§6-1高速轴的校核

根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力

d151mm

Ft而：圆周力径向力2T1232.81286.3N3d15110

FrFttan1286.3tan20468.17N在垂直面上： M解得： 0,Fr57FNV22040Mv417.415723792.37Nmmt

NH2F0,FFFM0,F57F在水平面上：NH1tNH22040

解得

MH1130.25754001.2Nmm

危险截面在安装齿轮处

3.14253W2150mm33232 MMH2d3MV265368.74223792269421Nmm

caM2T134.70MPa160MPaW 2所以轴安全。弯矩图如图3-2-4

§6-2中间轴的校核

根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在大齿轮上的力

2T22106.5Ft11203.4N3d117710圆周力

径向力Fr1Fttan1203.4tan20438N2T22106.52958.33N3d17210

作用在小齿轮上的力

Ft2圆周力径向力Fr2Fttan2958.33tan201076.7N

在垂直面上：

M0,F解得： r158Fr2135FNV22060

MV1862.465850022.68Nmm

MH1166.79589673.82Nmm

M1MH1MV1t12250949.5Nmmt2NH2

F0,FFFFM0,F58F206F在水平面上NH1t1H2t21350

解得：

Mv21034.757173467.25Nmm MH21979.6871140557.28Nmm

M2MH2MV2158599.45Nmm22

Wd3320.1d3

2ca1ca2M2T2WM2T2W50949.520.61379800.135.532Mpa21.73MPa160MPa22158599.4520.61379800.135.53Mpa39.99MPa160MPa

所以轴安全。

§6-3低速轴的校核

根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力

d1227.5mm

Ft而圆周力径向力 2T32273.82852.1N3d119210

FrFttan2852.1tan201037N在垂直面上： M解得： 0,Fr138FNV22120Mv450.0813862111.04Nmm

F0,FFFM0,F138F在水平面上：tNH1tNH2NH22120

解得

MH1236.6138170650.8Nmm

危险截面在安装齿轮处

Wd33212500mm3 MMHMVM2T3W222170650.8262111.042181601.8Nmm2

ca181601.820.6402980Mpa24.19MPa160MPa12500

所以轴安全。弯矩图如图3-2-6