【正文】 校核安全。 。 按照計算轉(zhuǎn)矩 caT 應(yīng)小于連軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用 HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 HL7,其公稱轉(zhuǎn)矩為 630Nm? .半聯(lián)軸器的孔徑 d=40mm，故取 mm40d 87 ? ，半聯(lián)軸器長度 L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 mm841 ?L 。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面靠緊在齒輪左端面上， 23 軸段的長度應(yīng)比齒輪轂長度略短，已知齒寬 B2=70mm，故取 23軸段的長度為 L23=66mm 4）齒輪右端用軸肩定位，由此可確定 34 軸段的直徑，取 d ??? ，而mmhl ?????? ，取 43?l =8mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離 30l mm? ，故取67 ( 20 30) 50l mm mm? ? ? ?。 軸的強(qiáng)度校核 軸的受力分析，取齒輪寬中間點為力的作用點 1）根據(jù)軸所受的支反力，作出彎矩圖；利用軸所傳遞的扭矩，作出扭矩圖： d 43 mm58? 43?l =8mm 76?l =50mm 31 軸的強(qiáng)度校核 計算支反力 2）計算支反力 水平支反力： 1 1 20 , ( ) 0A t R XM F L F L L? ? ? ?? 有 NXLL LFF tB 212 5190 108373 921 1x ???? NFFF BtAx 1 6 1 42 1 2 53 7 3 9x ????? 垂直面支反力： 1 1 20 , ( ) 0A r B ZM F L F L L? ? ? ?? 有 NXLL LFF rBz 7 7 31 9 01 3 6 01 0 821 1 ???? NFFF BrAz 587z ??? 計算軸 O 處彎矩 ?xBF N2125 AxF N1614? 32 計算軸 O處彎矩 校核軸的強(qiáng)度 校核鍵的連接強(qiáng)度 水平面彎矩：mNmmXLFM AXOX .1 7 41 0 81 6 1 41 ??? 垂直面彎矩： NXLFM AZOZ ??? .m 合成彎矩： NMMMOZOXO 8 5)( 22 ???.m 計算轉(zhuǎn)矩： T= ?T 3）校核軸的強(qiáng)度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知， O 剖面處彎矩最大，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故 O處剖面左側(cè)為危險截面，該處軸的抗彎截面系數(shù)為 323 1 2 2 6 532 mmXdW ??? ? 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù) ?? ，則 221() ca MT MPaW ?? ??? =26943pa 前面已選定軸的材料為 45 剛，調(diào)制處理，由表 151查得 1[ ] 60MPa?? ? ，因 1[]ca???? ，故安全。 該軸承壽命為： 6 3110 ( ) 6783260 rAhACLhnP?? =394825h 2）校核軸承 B和計算壽命 徑向載荷 NFFF BZBXB 226 1)22r ??? （ 查表 136，按載荷系數(shù)得 ~ ? ，取 ? ，當(dāng)量動載荷 NFP BBB 2687f r ?? ≤ Cr =28000N,校核安全。由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用 N200 工業(yè)齒輪油，軸承選用 ZGN2潤滑油 的選擇 輸入軸和輸出軸得外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置。 齒輪潤滑方式的選擇 高速軸齒輪圓周速度： []pp??? 鍵可以滿足 工作要求 軸承 A 壽命 394825h 軸承 B 壽命 172928h 當(dāng)量動載荷均在許用范圍 34 擇 密封方式的選擇 箱體的設(shè)計 ndvv 1t121 ?? ?????? ??/s ndvv 1t143 ?? ?????? ?? /s 由于齒輪的圓周速度均小于 12m/s，可以將箱體內(nèi)最大的齒輪輪齒侵入油池中進(jìn)行侵油潤滑。故強(qiáng)度足夠，鍵校核安全 2）聯(lián)軸器的鍵： p? = kLd10x2 31T = 105 6 .1 842 3 MXX XX ? BzF = N773 AzF N587? OM = .m 1[]ca???? 軸可以滿足 工作要求 33 校核軸承的壽命 齒輪和 軸承 的潤滑方式及潤滑劑的選 查表 62得 [ ] 100 ~ 120p MPa? ? ， []pp??? 。 鍵的設(shè)計 軸上零件的軸向定位，軸上的圓角和倒角尺寸 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采取平鍵聯(lián)接， 查表 61，得 齒輪：鍵尺寸參數(shù) b? h=14mm? 9mm,L=56mm； 聯(lián)軸器：鍵尺寸參數(shù) b? h=12mm? 8mm,L=70mm。同樣可 76d mm50? L mm8087 ?? 滾動軸承型號為： 6011 d12= d56=55mm d 54 mm64? d23=50mm L23=66mm 30 鍵的設(shè)計 前面的計算得出 mml 14054 ?? 。故 d12= d56=55mm，而56軸段長度可取為 5616l mm?? =18mm，左端應(yīng)用軸肩定位，取 d ??? 。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 78段的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1 =84mm 略短一些，現(xiàn)取 L mm8087 ?? 。 于是有 : d 37 12np 330m i n ??? A 由于軸上必須開鍵槽，所以最小直徑按 5%增大： m i n ??? 為使所選的軸直徑 78d? 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故同時選取聯(lián)軸器型號。 m 初步確定軸上的力 : 已知低速級大齒輪的分度圓直徑 d=244mm 作用在齒輪上的圓周力： F NT 373 91044x2 x45 6. 182d2 33t ??? []pp??? 鍵滿足要求 軸承 A 安全 壽命為 1275h 軸承 B 安全 壽命為 18419h 28 初步確定從動軸的最小直徑 作用在齒輪上的徑向力： F NF 1360tantr ?? ? 初步確定從動軸的最小直徑 初步確定從動軸的最小直徑， 同時選擇聯(lián)軸器。故強(qiáng)度足夠，鍵校核安全 AzF = OM = N813 .m 1[]ca???? 軸的強(qiáng)度符合要求 27 校核軸承的壽命 確定軸上的力 2）大齒輪的鍵： p? = kLd10x2 31T = 3 32 3 MXX XX ? 查表 62 得 [ ] 100 ~ 120p MPa? ? ， []pp??? 。 d12= d78=30mm d23=36mm D3443mm mm5343 ??L ，mm7265 ?L D45=52mm ，mm4032 ?L mm4076 ?L 25 軸的 強(qiáng)度校核 計算水平支反力 計算垂直面支反力 (注：軸的受力圖、彎矩圖和扭矩圖是為了直觀說明問題的關(guān)鍵所在。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度 。故 d12= d78=30mm, 左右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，可取 d23= d67=30+=36mm. 安裝大小齒輪的軸段也為軸肩定位，故可取 D34= d56=36+=43mm. Ft N3814? Fr N1388? 大齒輪上的力 Ft N1590? Fr ? mind =30mm 滾動軸承型號 6206 24 軸的設(shè)計 鍵的設(shè)計 2