【正文】 段 3 開始，確定各軸段的 長度。 鍵連接設計 軸同時與齒輪 2 與齒輪 3 連接，與齒輪 2 連接處選用 A 型鍵，鍵寬 12mm，鍵高 8mm，取鍵長為40mm。 為補償聯(lián)軸器所連接的兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器另外一半與電機軸配合，哈爾濱工業(yè)大學課程設計說明書（論文） 22 電機軸軸徑為 38mm，故聯(lián)軸器軸徑為 38mm，為避免與電機機體方式碰撞，軸孔長度取 60mm，同樣，選用 A 型鍵， b=10mm， h=8mm，取 L=45mm。 密封處軸頸的線速度較低，同時為保證軸承潤滑效果，故滾動軸承采用氈圈密封。 由于中間軸長度的限制，高速軸上齒輪與箱體壁之間的距離 H=。 軸段 5 的長度 l5 與小齒輪寬度相同， L5= b1 = 55mm。 低 速 軸 設計 選擇齒輪材料 因傳遞功率不大，且對質量與結構尺寸無特殊要求，故選用 45 鋼并進行調制處理。 m，許用轉速為 4750r/min，軸孔直徑范圍是 30~48mm。 （ 2）確定軸的軸向固定方式 因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸的軸向固定采用兩端固定方式。根據(jù)軸承的類型和軸徑 ，初選滾動軸承型號為 6408，其基本 尺寸為：, , 軸承內端面與機體內壁間要有一定的距離 ，取 。 在確定齒輪、機體、軸承、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，結合中間軸的尺寸，可逐段確定各軸段的長 度。 軸段 7 的長度 l7=58mm。 尺寸突變引起應力集中，應力集中系數(shù)可由參考文獻 [1]附表 得： ， =。 軸承 1 處彎矩大，有轉矩，為危險截面。 查參考文獻 [1]附圖 與附表 得 。 ，故強度滿足需要。由參考文獻 [1]表 可知， X=1。 哈爾濱工業(yè)大學課程設計說明書（論文） 30 6 軸承端蓋設計 圖一 1. 圖 一 1 處軸承 端蓋設計 圖二 如 圖二 所示， 則有 哈爾濱工業(yè)大學課程設計說明書（論文） 31 =120mm 圖三 如圖三所示， 由參考文獻 [2]表 可知，軸徑為 35mm 的軸對應的 b=8mm， D=50mm， 取 b 左端厚度為 1mm，取 b 右端厚度為 2mm。 哈爾濱工業(yè)大學課程設計說明書（論文） 32 2. 圖一 6 處軸承端蓋設計 如上圖所示， 則有 =130mm 該兩處軸承端蓋沒有中間的孔洞，故無需計算。 3. 圖一 4 處軸承端蓋設計 如上圖所示， 則有 =100mm 該兩處軸承端蓋沒有中間的孔洞，故無需計算。根據(jù)其載荷性質，取 。軸承工作環(huán)境無軸向力，軸承1 的工作環(huán)境比軸承 2 工作環(huán)境惡劣，故只需校核軸承 2。 校核鍵連接的強度 滾筒 與軸連接處為鍵連接 ,擠壓應力 式中： d—— 鍵連接處的軸徑， mm； T—— 傳遞的轉矩， N 尺寸突變引起應力集中，應力集中系數(shù)可由參考文獻 [1]附表 得： ， =。 查參考文獻 [1]附圖 與附表 得 。 哈爾濱工業(yè)大學課程設計說明書（論文） 25 低速軸的校核 軸的受力分析 （ 1） 軸的受力分析 （ 2） 計算支承反力 齒輪 3 傳遞功率為 =，轉速為 故轉矩 齒輪 3 對軸的作用力為 由 上圖的受力分析可知 可以得出 軸承 1 的總的支反力為 哈爾濱工業(yè)大學課程設計說明書（論文） 26 軸承 1 的總的支反力為 （ 3） 畫彎矩圖 在水平面上 ,軸承 1 處 ， AA 面 左側 AA 面右側 = 垂直面上，彎矩為 AA 面 左側 AA 面右側 （ 4） 畫轉矩圖 哈爾濱工業(yè)大學課程設計說明書（論文） 27 校核軸的強度 AA 剖面左側彎矩大，有轉矩，為危險截面。 軸段 1 的長度 l1=H+ +B+2mm=（ 13+10+23+2） mm= 48mm。 采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度 e=10mm。 哈爾濱工業(yè)大學課程設計說明書（論文） 24 （ 4）軸的結構設計 考慮到齒根圓直徑比軸徑大的值較小，為了零件加工的方便與減少應力集中，采用齒輪軸設計，此處選用 7 段式的軸，軸的徑向尺寸的確定，以外伸軸徑（最小軸徑） 為基礎，考慮軸上零件 的受力情況、軸上零件的裝拆與定位固定、與標準間孔徑的配合、軸表面結構及加工精度等要求，逐一確定其余各軸段的直徑；軸的軸向尺寸的確定，需要考慮軸上零件的位置、配合長度、支承結構情況、動靜件的距離要求等因素，通常從與傳動件相配的軸段開始，然后向兩邊展開。聯(lián)軸器另外一半與 滾筒軸配合。 為補償聯(lián)軸器所連接的兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 軸段 7 的長度 l7=B =18mm 軸段 3 的長度 l3=B =18mm 軸段 4 的長度 l4= 軸段 2 的長度 l2= +10+L1=42mm 軸段 1 的長度 l1= L1=58mm。為避免聯(lián)軸器與箱體碰撞，同時便于聯(lián)軸器的裝拆，聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋之間應該有足夠的間隙 K，取 K=10mm。 根據(jù)以上要求，可以確定各軸段的直徑為： ， ， ， 。 （ 2）確定軸的軸向固定方式 因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸的軸向固定采用兩端固定方式。 m，許用轉速為 4750r/min，軸孔直徑范圍是 30~48mm。 高速 軸 設計 選擇材料 因傳遞功率不大，且對質量與結構尺寸無特殊要求，故選用 45 鋼并進行調制處理。 軸段 2 的長度 l2= l2 2=（ 502） mm= 48mm。 對于轉軸，按扭轉強度初算軸徑，由參考文獻 [3]第 759 頁得， C=103~126，考慮軸端彎矩比轉矩小，取 C= 103，則 考慮鍵槽影響，取 。 軸的結構設計 中間軸受兩個來自齒輪的扭矩與來自軸承的支持力，同時還受軸向力。并采用最廣泛的鍛造腹板式齒輪 圖中各尺寸如下： 取 哈爾濱工業(yè)大學課程設計說明書（論文） 18 為增強齒根部強度，取 取 c=20mm 取 4 減速器機體主要結構尺寸計算 鑄鐵減速器機體結構尺寸計算表 名稱 符號 尺寸關系 尺寸大小 基座壁厚 8 10mm 機蓋壁厚 8 10mm 哈爾濱工業(yè)大學課程設計說明書（論文） 19 機座凸緣厚度 15mm 機蓋凸緣厚度 15mm 機座底凸緣厚度 p 25mm 地腳螺釘直徑 M16 地腳螺釘數(shù)目 n n=4 / 軸承旁連接螺栓直徑 M12 機蓋與機座連接螺栓直徑 M10 連接螺栓 的間距 l 150~200 180 軸承端蓋螺栓直徑 M8 窺視孔蓋螺栓直徑 M6 定位銷直徑 8mm 至外壁距離 / 18mm 、 至凸緣距離 / 16mm 軸承旁凸臺半徑 16mm 凸臺高度 H 根據(jù)低速級軸承外徑確定 188mm 外機壁至軸承座端面距離 40mm 內機壁至軸承座端面距離 50mm 大齒輪頂圓與內機壁距離 15mm 齒輪端面與內機壁距離 10mm 機蓋、機座肋厚 軸承端蓋外徑 軸承座孔徑 +(5~) 視具體軸承而定 軸承端蓋 凸緣厚度 e (1~) 8mm 軸承旁連接螺栓距離 s s 視具體軸承而定 哈爾濱工業(yè)大學課程設計說明書（論文） 20 5 軸的 設計 中間軸（ II 軸）的設計 確定軸的軸向固定方式 因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸的軸向固定采用兩端固定方式。 xxzzma ???? 160 8 嚙合角 （度） / 20 9 變位系數(shù) 齒輪 3 ?2* sin21 zhx a ?? 0 齒輪 4 0 10 齒頂高 (mm) 齒輪 3 )( * xhmh aa ?? 4 齒輪 4 4 11 齒根高 (mm) 齒輪 3 )( ** xchmh af ??? 5 齒輪 4 5 哈爾濱工業(yè)大學課程設計說明書（論文） 17 12 分度圓直徑(mm) 齒輪 3 mzd? 80 齒輪 4 240 13 齒頂圓直徑(mm) 齒輪 3 aa hdd 2?? 88 齒輪 4 248 1