H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y
机械设计大作业
题目：轴系部件设计
院系：能源科学与工程学院班级：
姓名：程明
学号：
时间：2012.10.18—10.26
轴系部件设计
一、设计题目
原始数据如下：
图 1
二、轴的材料选择
因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故需选用常用材料45钢，调质处理。
d，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径1d和
三、初算轴径min
长度1L
对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献[1]查表10.2得 C =118~106,取C =112，则
d =min 121P P ηη=
式中： 1η——齿轮的传动效率
1P ——为小齿轮传递的功率，有大作业四可知1P =2.82，
由参考文献[2]，取10.96η= 10.99η=，代入上式，得
mm /d =min =112=18.72
考虑有一个键槽的影响，取mm 18.72 1.05=19.656/d ⨯=min
四、结构设计
1.轴承部件的结构型式及主要尺寸
为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构，取机体的铸造壁厚
8mm =δ，机体上轴承旁连接螺栓直径12mm =d 2，装拆螺栓所需的扳手空间
18mm 16mm ==1C C ,2，故轴承座内壁至座孔外端面距离
(58)mm 4750mm =+++= L C C δ12，取50mm =L 。
2.及轴向固定方式
因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。因此，所涉及的轴承部件的结构型式如图2所示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从d min 处开始设计。
3.选择滚动轴承类型
因轴承所受轴向力很小，选用深沟球轴承，因为齿轮的线速度
51447.62
1.19/2/601000
601000
dn
v m s m s ππ⨯⨯=
=
=<⨯⨯，齿轮转动时飞溅的润滑油
不足于润滑轴承，采用油脂对轴承润滑，由于该减速器的工作环境清洁，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用毡圈密封，并在轴上安置挡油板。
4. 轴的结构设计
本题中有7个轴段的阶梯轴，以外伸轴颈d 1为基础，考虑轴上零件的受力情况，轴上零件的装拆与定位固定、与标准件孔径的配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各段的直径。轴的轴向尺寸要考虑轴上零件的位置、配合长度、支承结构情况、动静件的距离要求等要素，通常从与传动件相配的轴段开始。
根据以上要求，确定各段轴的直径：d 1=d 7=20m m ，d 2=d 6=25m m ，
d 3=d 5=30m m ，d 4略大于d 3，取d 4=32m m 。
根据轴承的类型和d 3，初选深沟球轴承型号为6206，
d =30m m ，D =62m m ，B =16m m 。
小齿轮轮毂长b=(1.2~1.5) k d =38.4~48m m ，取b=40m m ，轴段①的长度要比相配齿轮轮毂长度略短，L 1=40-2=38mm .
轴承端盖部分，选用M8螺栓连接。所以轴承端盖基本尺寸为：取m=10mm ，
e=1.2d 3=1.2×8=9.6m m 。D=62m m ，D 2=D +（5~5.5）d 3=102~106m m ，取
D 2=104m m ，D 0=0.5（D+ D 2）=83m m 。考虑螺栓可能会与带轮、齿轮相碰影响
安装，轴承端盖左边和右边分别留一间隙=
mm Δ10，故L 2=L 6=m+e+=29.6mm Δ。
显然轴段③和轴段⑤宽度应与深沟球轴承宽度相等，即L 3=L 5=B =16m m 。 轴间距应满足L =（2~3）d 3=60~90m m ，所以轴段④宽度为
L 4=L -B =44~74m m ，取L 4=60m m 。
轴段⑦处安装带轮，V 带轮毂长b=49m m ，轴段⑦的长度要比相配带轮轮毂长度略短，L 7=49-3=46mm 。
由以上分析可得轴的各段宽度为：L 1=38m m ，L 2=29.6m m ，L 3=16m m ，
L 4=60m m ，L 5=16m m ，L 6=29.6m m ，L 7=46m m 。
5. 键连接设计
齿轮及带轮与轴的周向连接均采用A 型普通平键连接，齿轮、带轮所在轴径相等，两处键的型号均为10⨯8GB/T 1096—2003。
五、轴的受力分析
1. 画轴的结构设计简图
根据上面几步对轴的结构尺寸分析计算，可以画出轴的结构设计草图如图2（a ）。
2.画轴的受力简图
根据材料力学知识，对轴的隔断进行受力分析，画出轴的受力简图如图2（b ）。
3.计算支承反力
根据V 带设计数据可以得到V 带出产生的压轴力F H2=562.7N 。 齿轮所受转矩为 T /N ·mm=P
2.09130
44630.95447.62
ω
π⨯=
=⨯
齿轮圆周力为
44630.95
/N 1115.880
⨯=
=
=齿
T
F d t 22
径向力为
/N 1115.8406.1==⨯= F F αr t tan tan20
轴向力
0=a F
因而可得v F 1=1115.8N ，F H1=406.1N 。
对B 点取距，在水平面：F H1L 1=F H4L 4+F H23+（）L L 2
可得 H H -406.157-562.776+61/N -709.876
+⨯⨯=
==（）（）
F L F L L F L 11223H42 在竖直面上：v F 1L 1=v F 4L 4
可得 v F 4=v11115.857
836.876
⨯==F L L 12 轴承Ⅱ的总支承反力：
/N 1097.29===F R4
根据水平面、竖直面内受力平衡可得：
H H H /N ++=-=-（）259.1F F F F H3124
v F 3v v +=1952.1=--（）F F 14
轴承Ⅰ的总支承反力：
/N 1969.22===F R3
