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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流带式运输机传动装置的设计机械设计基础课程设计说明.精品文档.设计题目： 带式运输机传动装置的设计 学 院： 专 业： 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 2014年1月3日课程设计任务书2013 2014 学年第 1 学期学院： 专业班级： 课程名称： 机械设计基础 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 完成期限：自 2013 年 12 月 30 日至 2014 年 1 月 3 日共 1 周内容及任务一、传动装置简图二、原始数据带的圆周力F/N带速v（m/s）滚筒直径D/mm8501.6280三、工作条件三班制，使用年限10年，连续
2、单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为5%。三、设计任务1、设计计算说明书一份，内容包括：传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、V带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、课程设计总结和参考文献。2、A1装配图1张进度安排起止日期工作内容2013.12.302014.01.01编写设计计算说明书2014.01.022014.01.03绘制装配图主要参考资料1 王继焕.机械设计基础（第二版）.武汉：华中科技大学出版社，2011.32 金清肃.机械设计
3、基础课程设计（第二版）.武汉：华中科技大学出版社，2011.4指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日目 录一、拟定传动方案4二、选择电动机5三、传动装置总传动比及其分配7四、传动装置的运动参数及动力学计算8五、V带传动设计9六、齿轮传动设计11七、轴的设计13八、轴承的选择和校核21九、链连接的选择和校核23十、联轴器的选择25十一、箱体的结构设计26十二、减速器附件的选择28十三、润滑和密封31十四、课程设计总结32十五、参考文献32一、拟定传动方案结 果1. 传动装置简图（设计带式运输机中的单级圆柱齿轮减速器）4 2 1、V带传动63 2、运输带 3、单级圆柱
4、齿轮减速器1 4、联轴器 5、电动机5 6、卷筒图11 传动方案简图 1、 工作条件：三班制,使用年限10年,连续单向运转,载荷平稳,小批量生产,运输带速度允许误差为5%。2、 原始数据：滚筒圆周力F=850N；带速V=1.6m/s；滚筒直径D=280mm。3、传动方案的分析：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了一级传动,为单级直齿圆柱齿轮减速器。齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机
5、构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。传动方案首先要满足工作机的要求,如传递的功率和转速。此外,还应该满足结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、工作可靠、环境适应和操作维护方便等要求。但是要同时满足所有要求是不可能的,所以,应当根据具体的设计任务统筹兼顾,有侧重的满足工作机的主要要求。若是多级传动,应对多级传动中各传动机构进行合理的布置。而我选择的是一级圆柱齿轮减速器,所以就不详述了。F=850NV=1.6m/sD=280mm二、选择电动机结 果1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件,可以选用 Y系列三相异步电动机(380V)。因为Y系列电动机具有高效、节能、噪音小、振动小、
6、运行安全可靠的特点,安装尺寸和功率等级符合国际标准。 电动机的外壳结构形式可选择防护式。2、电动机容量的选择：(1)传动装置的总效率：总=带轴承2齿轮联轴器=0.970.990.990.980.99=0.92其中,查【2】(表10-2)机械传动和摩擦副的效率概略值,确定各部分的效率：联轴器效率为0.99,滚动轴承传动效率为0.99(一对),齿轮传动效率为0.98。(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/(1000总机)=8501.60/(10000.920.86 )=1.71kW其中,三相异步电动机的工作效率可取0.86。因载荷平稳,电动机额定功率Pcd略大于Pd即可,由【2】第十九章表19-1
7、所示Y系列三相异步电动机的技术参数,选择电动机的额定功率Pcd为2.2 kW。3、电动机转速的选择：滚筒轴的工作转速：nw=601000V/D=6010001.6/(280)=109.13r/min根据【2】(表2-1),取V带传动比iv=24,单级圆柱齿轮传动比范围ic=35,则合理总传动比i的范围为i=620,故电动机转速的可选范围为:nd=inw=(620)109.13=654.52082.6r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000r/min和1500r/min。由于750 r/min无特殊要求,不常用,因此仅将1000r/min、1500r/min同步转速两种方案
8、进行比较由【2】表19-1查出有二种适用的电动机型号,查得电动机数据及计算出的总传动比列于表2-1中：方案电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L1-42.2kW1500 r/min1430 r/min13.102Y112M-62.2kW1000 r/min940 r/min8.61表2-1综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知：方案2因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。方案1适中。故选择电动机型号Y100L1-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y100L1-4。其主要性能
9、：额定功率：2.2KW,满载转速1430r/min,额定转矩2.2。Y系列三相异步电动机总=0.92Pd=1.71kW nw=109.13r/min电动机型号：Y100L1-4三、传动装置总传动比及其分配结 果我们知道,合理的分配各级传动比,是传动装置总体设计中的一个重要问题,它将直接影响传动装置的外廓尺寸、重量及润滑条件。所以分配传动比要注意以下几点：(1)各级传动比一般应在常用的范围内,不得超过最大值。单级传动比的常用值和最大值可查【2】中表2-1。(2)各级传动零件应做到尺寸协调,结构均匀,避免传动零件之间发生相互干涉或安装不便。(3)应尽量使传动装置获得较小的外廓尺寸和较小的重量。计算
10、总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1430/109.13=13.102、分配各级传动比(1) 取i带=4(V带常用传动比iv=24)(2) i总=i齿i 带i齿=i总/i带=13.10/4=3.275。i总=13.10i带=4i齿=3.275四、传动装置的运动及动力参数计算结 果1、计算各轴转速(r/min)V带高速轴=满载转速nm=1430(r/min)减速器高速轴n1=nm/i 带=1430/4=357.5(r/min)减速器低速轴n2=n1/i齿=357.5/3.275=109.10(r/min)传动滚筒轴n3=n2=109.10(r/min) 2、计算各轴的功
11、率(KW)电动机实际输出功率Pd=1.71减速器高速轴P1=Pd带=1.710.97=1.66KW减速器低速轴P2=P1轴承2齿轮=1.660.990.990.98=1.59KW3、 计算各轴转矩电动机输出转矩Td=9.55Pd/nm=95501.71/1430=11.36Nm减速器高速轴T1=9.55P1/n1 =95501.66/357.5=44.344Nm减速器低速轴 T2 =9.55P2/n2=95501.59/109.10=138.45Nmn1=357.5 (r/min) n2=109.10(r/min)n3=109.10(r/min)P1=1.66KWP2=1.59KWTd=11.
12、36NmT1=44.344NmT2=138.45Nm五、V带传动设计结 果设计时应注意检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系。带轮结构形式主要由带轮直径大小决定。带传动的主要失效形式是打滑和带的破坏。因此,带传动的设计准则为：在保证不打滑的条件下,使带具有一定的疲劳强度和寿命。1、确定设计功率 根据传递的功率Pc、载荷性质、原动机种类和工作情况等确定设计功率 ： P=KAPc其中P为设计功率,KA工作情况系数,Pc为所需传递的额定功率。由【1】中(表9-7)可知KA=1.2,Pc=Pd=1.71 KW，P=1.21.71 KW=2.05 KW2、 选择带型查【2】中(表18-5)得：选用A型
13、普通V带3、 确定带轮基准直径国标中规定了普通V带带轮的最小基准直径和带轮的直径系列(见【1】中表9-3)。其他条件不变时,带轮基准直径越小,带传动越紧凑,但带内的弯曲应力也越大,使带轮的疲劳强度减弱,传动效率下降。因此,选择小带轮基准直径时,应使得dd1dmin,并取标准直径。 取dd1=100mm dmin=75mm一般情况下,可以忽略滑动率的影响,通过【1】中（P122表达式9-21）计算出大带基准直径dd2 ， dd2=nm/n1dd1 =1430/357.5100=400mm。4、验算带速由【1】课本P122表达式9-22得带速V：V=dd1nm/601000=1001430/601
14、000=7.49m/s在525m/s范围内,带速合适。5、 确定带长和中心距初定中心距：0.7(dd1+dd2)a0=500mm2(dd1dd2)带长：Ld=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a0=2500+3.14(100+400)/2+(400-100)(400-100)/(4500)=1830mm根据【1】中(表9-2)选取相近的Ld=1800mm确定中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1800-1830)/2=485mm考虑安装、调整、和补偿紧张的需要,中心距应有一定的变化范围：amin=a-0.015Ld,amax=a+0.03Ld。所以中心距的变化
15、范围是458mma120(适用)7、确定带的根数(1)计算单根V带传递的额定功率.据dd1=100和n1=1430,查【1】中(表9-4)得：P0=1.32KW。(2)根据nm=1430 r/min,传动比i带=4,Ld=1800mm和1=144.6,查【1】中P119(表9-5)和P120(表9-6)得P0=0.17 KW,K=0.92,KL=0.99。计算【P0】=(P0+P0)KKL=1.357 KW。(3)计算带的根数Z= P/【P0】=1.49所以,V带取2根。8、确定单根带的初拉力由【1】中P112(表9-1)查得A型带的单位长度质量q=0.11kg/m,由【1】中公式(9-30)
16、计算单根V带的初拉力：F0=500P(2.5- K)/(Kzv)+qV2F0=5002.051.58/(0.927.492)+0.117.497.49=123.7N9、计算轴上压力作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(1/2)=22123.7sin(156.40/2)=484.4N。P=2.05 KW选用A型普通V带 dd1=100mmdd2=400mmV=7.49m/sLd=1800mma=485mm1=144.6P0=1.32KW【P0】=1.357 KWP=2.05KWZ=2F0=123.7NFQ=484.4N六、齿轮传动设计结 果1、齿轮传动失效形式 (1)齿轮折断 (2)齿面点蚀
17、 (3)齿面磨损 (4)齿面胶合 (5)塑性变形2、设计准则在设计齿轮传动时,应按照可能出现的主要失效形式,。悬着相应的强度计算方法,确定齿轮主要参数和尺寸,然后再进行其他方面的强度校核,以保证在规定的试用期间内不发生任何形式的失效。3、选择齿轮材料与热处理 所设计齿轮传动属于闭式传动,而且带式输送机的工作载荷比较平稳,对减速器的外廓尺寸没有限制,为了便于加工,采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45钢,调质处理,齿面平均硬度为240HBS；大齿轮选用45钢,正火调质处理,齿面平均硬度为190HBS。4、参数选择确定有关参数如下：(1).传动比i齿轮= 3.275,由于采用软齿面闭式传动,故齿数取,
18、Z1=20,所以：Z 2 = i齿轮Z1=3.27520=65.5，取Z 2 =66。(2).查资料【1】(P147表11-2),取电动机载荷系数K=1.2。(3).由于是单级齿轮传动,且两支承相对齿轮为对称布置,两轮均为软齿面,查资料【1】(P151表11-5),取齿宽系数=1.0。5、确定许用应力 小齿轮的齿面平均硬度为240HBS.许用应力可根据表：查【1】(P145表11-1),通过线性插值来计算,H 1=513+(240-217)/(255-217)(545-513) MPa =532MPaF 1=301+(240-217)/(255-217)(315-301) MPa =309MP
19、a 大齿轮的齿面平均硬度为190HBS,查参考资料：【1】(P145表11-1),通过线性插值来计算, H 2=491Mpa F 2=291 MPa6、计算小齿轮的转距 ：T1=44344Nmm7、按齿面接触疲劳强度计算由【1】(P148表11-3),知=189.8,取较小的许用接触应力H 2代入：d1=2.32KT/(u+1)/u(/H 2)21/3 =51(mm) 式中：d 1小齿轮的分度圆直径,T 1小齿轮的转矩,u齿数比,u= Z 2/ Z1 齿宽系数,H 2许用接触应力。齿轮的模数为 ：m=d 1/Z151/20mm=2.55mm取标准模数m=2.5mm。8、计算齿轮的主要几何尺寸分
20、度圆直径:d 1 = m Z1 =2.520mm=50mm ，d 2 = m Z 2 =2.566mm=165mm齿顶圆直径:d a1=( Z1+ 2h *a)m=(20+21)2.5mm =55mmd a2=( Z2+ 2h *a)m =(66+21)2.5mm=170mm中心距：a=(d 1+d 2)/2=(50+165)/2mm=107.5mm齿宽:b=bd 1=50 mm 故取b2=50mm,b1=b2+(510)mm,取b1=60mm。9、按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关系数如下：(1)、齿形系数 查【1】(P149表11-4), =2.65,=2.236(2)、应力修正系数 查【1】
21、(P149表11-4), =1.58,=1.754 代入：F1 =2KT1/(bm2Z1)YFa1 YSa2=21.244344/(502.5220)2.651.58 MPa =71.3MPa F1 =309MPaF2=F1YFa2YSa2/ YFa1 YSa1=71.32.2361.754/(2.651.58) MPa=66.8MPaF 2=291 MPa齿根弯曲强度校核合格。10、计算齿轮的圆周速度V齿轮 ：V齿轮=d1n1/(601000)=0.94m/小齿轮选用45钢,调质处理大齿轮选用45钢,正火调质处理Z1=20Z 2 =66K=1.2=1.0H1=532MPaF1=309MPaH
22、2=491MPaF2=291MPaT1=44344Nmm=189.8m=2.5mmd 1 =50mmd 2 =165mmd a1=55mmd a2=170mma=107.5mmb2=50mmb1=60mmF1 =71.3MPaF2=66.8MPaV齿轮=0.94m/s七、轴的设计结 果（一）输出轴的设计计算1、轴的设计要求 在进行轴的设计时,为了保证其具有足够的工作能力,必须根据使用条件对轴进行强度计算；对于有刚度要求的轴,还要进行刚度计算；对于高速运转的轴,要进行震动稳定性的计算。但对于一般的机械设备中的轴,因转速不高,只要保证强度或刚度要求就行了。另外,还要根据装配、加工等具体要求,合理的
23、进行轴的结构设计。2、轴的材料的选择 由于工作时轴上的应力多为交变应力,所以轴的失效一般为疲劳断裂,因此轴的材料首先应有足够的疲劳强度；对应力集中敏感性低；还应满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性的要求了,并具有良好的加工性。轴的常用材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁、和高强度铸铁。因此,轴的材料选择为45钢,调质处理。查【1】(P224表15-1)可知：强度极限b=650MPa,屈服极限s=360MPa,许用弯应力=60 MPa,硬度217255 HBS。3、按扭转强度估算轴的最小直径轴径d的设计计算公式为dA(P2/n2) 1/3查【1】(P230表15-3),取A=115,代入上面公式,得: d28
24、mm考虑键槽影响以及联轴器孔径系列标准,将直径增大5%,则d=28(1+5%)mm=29.4mm取d=30mm合适。因此,可取最细的轴径d1=30mm。4、轴的结构设计(1) 轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定。(2) 确定轴各段直径绘制轴的计算简图图7.1 输出轴的结构图查【2】(P42),定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时,其轴肩高度要大些,如图7.1中的d1与d2,d4与d5, d6与d7的轴肩. 查【1】(P
25、226表15-2),可知,为保证零件与定位面靠紧,轴上的过度圆角半径r应小于轴上的零件圆角半径R和倒角C。一般取定位轴肩高度a=(0.070.1)d,轴环宽度b1.4a。所以,d2= d1+2(0.070.1)d1=33.836mm 取：d2=34mm查【2】(P42),有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径,如图7.1所示的安装齿轮和联轴器处的直径d4、d1,一般应取标准值(见查【2】表10-7表14-1)。另外,安装轴承及密封元件处的轴径d2、d7和d3 ,应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(查【2】表13-2和表17-5)。查【2】(P43),非定位轴肩：轴径变化仅为装拆
26、方便时,相邻直径要小些,一般为(13)mm,如图7-1中的d2与d3,d3与d4,d5与d6处的直径变化。 因此,由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等,d1=30mm,考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素,其他各段直径可确定为：求d3： 齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,所以,d3=d2+(13)=35mm37mm ，取d3=35mm。求d4：为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，所以,d4= d3+(13)=38mm40mmd4处安装齿轮一般取标准值,查【2】(P97表10-7).可知取d4=40mm。求d5：考虑在d4与d5处用轴肩实现轴
27、向定位，所以，d5=d4+2(0.070.1)d4=45.6mm48mm ，取d5=46mm。求d7：满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d7=35mm求d6：d6与d7用轴肩实现轴向定位,齿轮在左端用轴环定位,轴环直径d6,所以，d6=d7+2(0.070.1)d7=39.9mm42mm，取d6=42mm。(3)选择轴承型号由于d7和d3两处都安装轴承,且d7=35mm,初选深沟球轴承,查【2】(P130表13-2),可知,轴承代号可为6007,轴承宽度B=14mm,安装尺寸为damin=41mm。所以d6 =41mm。(4)确
28、定轴各段的长度如图7.1中d4、d1、d7处的长度由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定。轮毂宽度L0与孔径有关,查【2】(P43).知,一般情况下,轮毂宽度L0=(1.21.6)d,最大宽度Lmax(1.82)d,轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑,装拆不便,而且键连接不能过长,键长一般不大于(1.61.8)d,以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时,轴段长度L应较轮毂宽L0短(23)mm,以保证轴上零件定位可靠.因此可以得到L1=(1.82)d-2=(1.82)30-3=51mm57mm取 L1=52mmL4=(1.21.6)d4-3=(1.21.6)40-3=45mm
29、61mm取 L4=48mm因为轴端倒角45度,所以 ，L7=B+2=16mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁的距离取为2mm(采用脂润滑),取套筒长L套筒 =16mm；所以 ， L3= B+L套筒+2=16+16+2=34mm。齿轮位于轴的中间,即L5+ L6=L套筒,所以可得L5=6mm,L6=10mm。在图7.1中,L2与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及伸出轴承盖外部分的长度.轴承座孔及轴承的轴向位置和宽度在前面已确定。此次设计的为凸缘式轴承盖,查【2】(表4-15),伸出端盖外部分的长度LB与伸出端安装的零件有关,与端盖固定螺钉的装拆有关,查【2】(P44)。可取B(3.54
30、) d3螺钉,此处d3为轴承端盖固定螺钉直径,轴上零件不影响螺钉等的拆卸,查【2】(P44),这时可取LB=(0.150.25) d3螺钉。由装拆弹性套销距离B确定(B值可由联轴器标准查出).轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定。查【2】(P21),可知地脚螺栓直径：df=0.036a+12=0.036107.5+12=15.87mm轴承盖螺钉直径：d3螺钉=(0.40.5) df =6.348mm7.935mm ， 取 d3螺钉=7mm所以LB=(0.150.25) d3螺钉=1.051.75mm.取LB=1.5mm。查【2】(P37表4-15).可知：e=
31、(11.2)d3螺钉=7mm8.4mm取e=8mm,同时取m=16.5mm。则 L2 =e+m+LB=8+16.5+1.5=26mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：L=L3+L4+L5+L6=60+34+6+10=110mm5、求作用在轴上的外力和支反力根据轴系机构图绘制轴的计算简图,如图7.2(a)(b)(c)(d)(e)图7.2 轴的强度计算轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力,圆周力和径向力,方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为T。(1)、求转矩：T2 =9.55P2/n2=95501.59/109.10=138.45Nm(2)、求分度圆直径：已知: d 2=16
32、5mm(3)、求圆周力：Ft=2T2/d2=1678.2 N(4)、求径向力：Fr=Fttan=1678.2tan200 N=610.8N将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解,然后按水平和垂直面分别计算.垂直面的支反力(见图7.2(b)RAV=RBV=Fr/2=610.8/2=305.4N.水平面上的支反力(见图7.2(c)RAH=RBH=Ft/2=1678.2/2=839.1N6、作弯矩图(1).作垂直弯矩图(见图7.2(b)垂直面上截面的D处的弯矩MDV=-RAV(L3+L4+L5)/2=-305.4110/2Nmm=-16797Nmm(2).作水平面弯矩图(见图7.2(c)MDH=RAH
33、(L3+L4+L5)/2=839.1110/2Nmm=46150.5Nmm(3).作合成弯矩图(见图7.2(d)把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来,其大小为:MD=(MDV2+MDH2)1/2=(167972+46150.52)1/2Nmm =49112.2Nmm4).作扭矩图(见图7.2(e) 扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上，T=T2=138.45Nm。6.校核轴的强度 轴在D处截面处的弯矩和扭矩最大,故为轴的危险截面,轴单向转动,扭矩可认为按脉动循环变化,故取折合系数。轴的材料为45钢,调质处理,查【1】(P224表15-1),得=60MPa。49112.22+(0
34、.6138450)21/2/(0.1403)MPa =15.1MPa=60MPa由此可知,轴的强度满足要求。（二）输入轴的设计1、选择轴的材料 与输出轴选材一样,选择45钢,调质处理。2.齿轮上作用力的计算(1)转矩已知：T1=9.55P1/n1=95501.66/357.5=44344 Nmm(2)分度圆直径已知：d 1=50mm(3)求圆周力：Ft=2T1/d1=1773.8 N(4)求径向力：Fr=Fttan=1773.8tan200 N=645.6N3.按扭转强度估算轴的最小直径轴径d的设计计算公式为：dA(P1/n1) 1/3查【1】(P230表15-3),取A=115,代入上面公式
35、,有 ：d=19.2mm查【1】(P230),上式求出的直径为轴的最小直径,即外伸轴段直径,需要圆整为标准直径,与标准件相配是应与标准件相一致。当轴上开有键槽时,轴径还应增大5%7%(一个键槽)或10%15%(两个键槽),因为外伸轴段上有一个键槽。所以,取d1=19.2(1+5%)=20.16mm查【2】(P139表14-1),可知：取最细的轴径 d1=20mm4、轴的结构设计(1)确定轴上零件的位置和固定方法单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边.轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现.轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈
36、配合实现周向固定 ,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位.(2)确定轴的径向尺寸查【2】(P42),定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时,其轴肩高度要大些,如图7.3中的与,与,与处的轴肩. 查【1】(P226表15-2),定位轴肩高度a=(0.070.1)d,轴环宽度b1.4a.查【2】(P42),有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径,如图7.3所示的安装齿轮处的直径,一般应取标准值(见查【2】P97表10-7).另外,安装轴承及密封元件处的轴径、和 ,应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(见查【2】表13-2和表
37、17-5).查【2】(P43),非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时,相邻直径要小些,一般为13mm.如图7.3中与、与、与的轴径变化.由以上可知 ：d1=20mm，d2=d1+2(0.070.1)d1=22.8mm26mm ， 取d2=24mm。d3=d2+(13)=25mm27mm ， 取d3=25mm。d4=d3+(13)=26mm28mm ， 取d4=28mm。d5=d4+2(0.070.1)d4=31.92mm33.6mm ， 取 d5=32mm。d7=d3=25mm 。d6=d7+2(0.070.1)d7=28.5mm30mm ， 取d6=30mm。3)选择轴承型号由于和两处都安装轴
38、承,初选深沟球轴承,查【2】(P130表13-2),可知,轴承代号为6005,轴承宽度B=12mm,安装尺寸为damin=30mm所以可知d6=30mm。(4)确定轴的轴向尺寸由轴上安装零件确定的轴段长度,如图7.3中、处由带轮轴、齿轮的轮毂宽度及轴承宽度确定.查【2】(P43)知,一般情况下,轮毂宽度L=(1.21.6)d,最大宽度Lmax(1.82)d,轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑,装拆不便,而且键连接不能过长,键长一般不大于(1.61.8)d,以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时,轴段长度应较轮毂宽L短(23)mm,以保证轴上零件定位可靠.所以,L1=(1.8
39、2)d-3=(1.82)20-3=33mm37mm , 取 L1=36mm。L4=(1.21.6)d4-2=(1.21.6)28-2=31.6mm42.8mm，取 L4=42mm。因为轴端倒角45度,所以L7=B+2=14mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁的距离取为2mm(采用脂润滑),取套筒长L套筒=16mm；所以L3=12+16+2=30mm齿轮位于轴的中间,即L5+ L6= L套筒,所以可得L5=6mm,L6=10mm。查【2】(P21),可知：地脚螺栓直径、轴承盖螺钉直径与输出轴的相同： df=15.87mm ,d3螺钉=7mm 。 所以LB=(0.150.25) ，d3螺钉=1.051.75mm.取LB=1.5mm。查【2】(P37 表4-15).可知：e=(11.2)d3螺钉=7mm8.4mm，取e=8mm,同时取m=16.5mm。所以