【正文】 集中影響和截面 處的相近，但截面 Ⅲ 不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必校核。 （ 2）截面 — 左側(cè) 查參考文獻(xiàn) [1]表 154 有： 抗彎截面系數(shù)： W= = 60 =21600mm 抗扭截面系數(shù)： W = = 60 =43200mm 截面 — 左側(cè)彎矩： M M= MB1 (lAB30)/lAB= 截面 — 上的扭矩： T2= 截面上的彎曲應(yīng)力 := = = 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： == 軸的材料為 45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻(xiàn) [1]表 151 得： 抗彎強(qiáng)度極限： 彎曲疲勞極限： 剪切疲勞極限： 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及 按參考文獻(xiàn) [1]附表32 查取，因?yàn)?， ，經(jīng)過插值可以查得 =， = [1]附圖 31 可得軸 材料的敏性系數(shù)為： =， = 故按參考文獻(xiàn) [2]附表 34 得有效應(yīng)力集中系數(shù)為： W=21600mm W =43200mm = ==1+ ()= kt=1+ ( 1)=1+ ()= 查參考文獻(xiàn) [1]附圖 32 的尺寸系數(shù) ，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，查參考文獻(xiàn) [1]附圖 34 得表面質(zhì)量系數(shù)： 軸未經(jīng)過表面強(qiáng)化處理，即 ，按參考文獻(xiàn) [1]得綜合系數(shù)為： 查參考文獻(xiàn) [1]附圖 32 的尺寸系數(shù) ，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，查參考文獻(xiàn) [2]附圖 34 得表面質(zhì)量系數(shù)： kσ /ε σ +1/β σ 1= kτ=kτ/ετ+1/β τ1= 再根據(jù)參考文獻(xiàn) [2]查碳鋼特性系數(shù)： 于是計(jì)算安全系數(shù) 值，按參考文獻(xiàn) [1]得： == 因?yàn)檎J(rèn)為不受軸向力，故取 ，又 = = /2 = =S= 所以安全。 8 軸承的選擇與校核 （ 1）根據(jù)前面設(shè)計(jì)，選取左右軸承都為深溝球軸承 6212，查本設(shè)計(jì)任務(wù)書表 8 得：基本額定動載荷 Cr=, 查參考文獻(xiàn) [1]表 136 得輕微沖擊時(shí)的載荷系數(shù) fp 的范圍是 ~，取 fp=。 ③ 由條件知道工作時(shí)間為 8 年，且每天兩班制工作，則大概總的各種時(shí)間為 =38400h ④ 根據(jù)參考文獻(xiàn) [1]，求軸承應(yīng)該有的基本額定動載荷值 : = 則按照參考文獻(xiàn) [2] 表 61，較充 裕地選擇 C=29500 的深溝球軸承 6208。 至此，高速軸的設(shè)計(jì)與校核結(jié)束。 軸向動載荷系數(shù) Y=0， 根據(jù)參考文獻(xiàn) [2] 得 = 1 +0 =。 38400h ,合格 則按照參考文獻(xiàn) [1]表 132，較充裕地選擇 C=47500 的深溝球軸承 6406。 （ 2）軸上受力分析 前面已經(jīng)求得以下數(shù)據(jù)： 軸上傳遞的扭矩： T2= 齒輪圓周力 :Ft= 齒輪徑向力 :Fr= 軸上的垂直支撐反力 : 軸上的垂直支撐反力： 計(jì)算合力 : = （ 3）計(jì)算當(dāng)量動載荷 ①求比值 軸承 1：因?yàn)檫x用的直齒齒輪軸不受軸向力，所以 Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,則查參考文獻(xiàn) [1]表 135得深溝球軸承的最小半段系數(shù) e值為 ，可見比值 :Fa/Fr＜ e ① 算當(dāng)量動載荷 P 查參考文獻(xiàn) [1]表 135 得：徑向動載荷系數(shù) X=1。 ④ 算軸承 6212 軸承的壽命，根據(jù)參考文獻(xiàn) [1]得 = 可見 ,所以軸承 6212 合格。 至此，高速軸的設(shè)計(jì)與校核結(jié)束。 根據(jù)參考文獻(xiàn) [2]表 153 取 A =118，得： dmin=A0=118 = 輸出軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器的，軸上需開鍵槽，故需將直徑增大 5%， 即 dmin=。同時(shí)為了避免油攪動時(shí)泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x H不應(yīng)小于 30～ 50mm。 潤滑油牌號及用量 AN150 全系。 2. 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，選用飛濺潤滑。由于軸段直徑 應(yīng)該與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需首先選取聯(lián)軸器的型號。 （ 2）軸段 上的鍵 ①根據(jù)前面分析，選用圓頭 A型普通平鍵，根據(jù)其所在軸段 的直徑=48mm，查參考 文獻(xiàn) [2]表 41 選用鍵 14 70 GB109620xx,其中 bh=14 9 ⑤ 連接的強(qiáng)度校核 根據(jù)工作件查參考文獻(xiàn) [2]表 62 的強(qiáng)度校核公式，按輕微沖擊設(shè)計(jì)選 ,安全 ,安全 取靜連接時(shí)需用擠壓應(yīng)力 ，對于鍵 14 70 GB109620xx 有： 鍵與輪轂的接觸高度： k== 9= 鍵的工作長度： l=Lb=7014=56 鍵的擠壓應(yīng)力： 2 481300/(48 56 )= 可見 ,故安全。 表 8 鍵的數(shù)據(jù)如下表 軸 鍵 鍵槽 公稱直徑d 公稱尺寸 b h 寬度 深度 公稱尺寸 b 軸 t 公稱尺寸 轂 t1 公稱尺寸 30 8 7 8 因?yàn)? =58mm，則 查參考文獻(xiàn) [1] 表 1211 中鍵的長度系列，選取=50mm 鍵的外型圖和鍵槽的安裝圖如圖 4 圖 4 鍵的外型圖和鍵槽的安裝 高速軸的鍵選擇和校核 （ 1）根據(jù)前面分析，選用圓頭 A型普通平鍵，根據(jù)其所在軸段的直徑=30mm，查參考文獻(xiàn) [2] 表 41 選用鍵 8 50GB109620xx,其中 b h=8 7。 根據(jù)參考文獻(xiàn) [1]得 P= P2=P1==（ 1 +0） =。 二．低速軸的滾動軸承選擇及校正 因?yàn)檩S承端蓋的部分?jǐn)?shù)據(jù)需要根據(jù)與之相配合的軸承，故先選擇軸承。 ③由條件知道工作時(shí)間為 8 年，且每天兩班制工作，則大概總的各種時(shí)間為 =38400h。 查參考文獻(xiàn) [2]表 61，選取滾動軸承 6208，其圖如圖 5 圖 5 滾動軸承 6208 的外形 滾動軸承 6208 部分?jǐn)?shù)據(jù)如表 9: 表 9 滾動軸承 6208 的數(shù)據(jù) 軸承代號 基本尺寸 安裝尺寸 6208 d D B 40 80 18 47 73 基本額定動載核 基本額定靜載荷 極限轉(zhuǎn)速 Cr/KN /KN 脂潤滑 8000 二．高速軸軸承的選擇與校核 （ 1）根據(jù)前面設(shè)計(jì)，選取左右軸承都為深溝球軸承 6406，查本設(shè)計(jì)任務(wù)書表 8 得：基本額定動載荷 Cr=, 查參考文獻(xiàn) [2]表 136 得輕微沖擊時(shí)的載荷系數(shù) fp 的范圍是 ~，取 fp=。 9 鍵的選擇和校核 （ 1）軸段 上的鍵 ①根據(jù)前面分析，選用圓頭 A型普通平鍵，根據(jù)其所在軸段 的直徑=44mm，查參考文獻(xiàn) [2] 表 47 選用鍵 12 36 GB109620xx,其中 bh=18 11 ② 連接的強(qiáng)度校核 根據(jù)工作件查參考文獻(xiàn) [2]表 62 的強(qiáng)度校核公式，按輕微沖擊設(shè)計(jì)選取靜連接時(shí)需用擠壓應(yīng)力 ，對于鍵 18 56 GB109620xx 有： 鍵與輪轂的接觸高度： k== 11= 鍵的工作長度： l=Lb=5618=38mm P1= P2= 38400h 鍵的擠壓應(yīng)力 : 2 481300/(64 38 )= 可見 ,故安全。 軸向動載荷系數(shù) Y=0。 本題因?yàn)闊o大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可以略去靜強(qiáng)度校核。截面Ⅰ Ⅱ和Ⅱ Ⅲ顯然更不必校核。mm = （ 1）判斷危險(xiǎn)截面 截面 A、 C只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直接選取較寬裕，故截面 A、C 均無 需校核。 5 求軸上的載荷 軸的載荷分布圖如圖 8 圖 8 軸的載荷分布圖 260mm (1)受力分析，并繪制受力分析圖 前面已經(jīng)算出：低速軸的齒輪直徑為 d2=316mm 扭矩 T2= 則作用于齒輪上的圓周力： Ft=；徑向力： Fr= 法向力： =FT/cos200= ① 求垂直面的支承反力 == 根據(jù)對稱性 = ②求水平面的支承反力 == 根據(jù)對稱性， = （ 2）求垂直彎矩，繪垂彎矩圖 根據(jù)對稱性， 57= （ 3）求水平彎矩，繪水平彎矩圖 根據(jù)對稱性， = （ 4）求合成彎矩 = (5）求扭矩，繪扭矩圖 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 =481300N ⑧軸段 因?yàn)檩S肩 為定位軸肩， 查參考文獻(xiàn) [1],定位軸肩高度 =（ ~） 則 = +2 =（ ~） =（ ~72） mm,取 =70mm，軸環(huán)寬度 b≈ =(7464)/2=7, =7mm。 查參考文獻(xiàn) [2]表 61，選取滾動軸承 6212，其數(shù)據(jù)如表 14： 表 14 滾動軸承 6212 的數(shù)據(jù) 軸承代號 基本尺寸 安裝尺寸 6212 d D B 60 110 22 69 101 基本額定動載核 基本額定靜載荷 極限轉(zhuǎn)速 Cr/KN /KN 脂潤滑 8000 ④軸段 根據(jù)滾動軸承確定，即 = =60mm. 取 =12mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)該比軸承寬度 B 與之和大一些，現(xiàn)令其大 2mm,則 LV=L 套筒 +B+2=12+22+2=44mm ⑤軸段 根據(jù)④中分析， 應(yīng)該比大齒輪寬度 略短一些，故 = 2=662=64mm =55mm = =60mm. LV=44mm =64mm =64mm 因?yàn)檩S肩 為非定位軸肩，故軸肩高度 無特殊要求， 取 =2mm,則 = +2 =60+2 2=64mm ⑥判斷軸是否要做成齒輪軸 大齒輪內(nèi)徑 = =64mm； 齒根圓直徑 df=m()=2 ()=311mm 確定鍵的型號尺寸，查參考文獻(xiàn) [2]表 41，選取普通平鍵 A 型，其中t1=,則查參考文獻(xiàn) [1]圖 1036a，知齒根圓到鍵槽底部距離 e 為： e=df/2( /2+t1)=311/2(64/2+)=2m=4mm,可見偏差較大，故應(yīng)將齒輪和軸應(yīng)該分開，不必齒 輪軸。 聯(lián)軸器計(jì)算轉(zhuǎn)矩 ，查 參考文獻(xiàn) [1]表 141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，工作機(jī)為運(yùn)輸機(jī)，故取工作情況系數(shù) 則計(jì)算轉(zhuǎn)矩： = 481300= 半聯(lián)軸器的選擇： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩 應(yīng)該小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件， 查參考文獻(xiàn) [2]表 87，選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩 Tn=，半聯(lián)軸器的孔徑 =48mm，故取 =48mm，半聯(lián)軸器的長度 L1=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L=84mm 查參考文獻(xiàn) [1]可以確定軸段 的軸伸長度為 82mm ,為了保證軸端擋圈只壓在軸的端面 上，故 應(yīng)該比 略短一些，且綜合考慮軸伸要求，現(xiàn)取 LⅦ =82mm 鍵的選擇： 根據(jù)軸段 的直徑和長度，軸段 上的鍵為普通平鍵 A 型，其部分?jǐn)?shù)據(jù)見表 11： 表 11 鍵的部分?jǐn)?shù)據(jù) 軸的直徑 鍵寬鍵高 (b h) 軸深 t 轂深 t 鍵的長度 L 48 14 9 70 ②確定軸端擋圈的設(shè)計(jì) 查參考文獻(xiàn) [2]表 53，選取 A 型軸端單孔擋圈（ GB/T8911986） ,其數(shù)據(jù)如表