【正文】 fp=Fa/Fr=0＜e。Ⅱ輸出軸（低速軸Ⅱ）的設(shè)計計算齒輪機構(gòu)參數(shù)如表1038400h,合格k=l=42mmσp=,安全Ⅱ輸出軸（低速軸Ⅱ）的設(shè)計計算齒輪機構(gòu)參數(shù)如表10表10 齒輪機構(gòu)參數(shù)z2m(mm)齒寬1582201B2=661 求輸出軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩前面已經(jīng)求得：鍵槽用鍵槽銑刀加工，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與d2=316mmFt=Fr =Fn=dmin=軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸連接時，半聯(lián)軸器與軸的配合為。① 軸段因為≥=。查參考文獻[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6212dDB601102269101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8000④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=44mm⑤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因為軸肩為非定位軸肩，故軸肩高度無特殊要求，取=2mm,則=+2=60+22=64mm=55mm==60mm.LV=44mm=64mm=64mm⑥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[2]表41，選取普通平鍵A型，其中t1=,則查參考文獻[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。⑧軸段根據(jù)查參考文獻[1]以及前面第5步中的數(shù)據(jù)，又軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，齒輪軸取最小直接d=48mm,由參考文獻[2]第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面—左右兩側(cè)即可。軸按磨削加工，查參考文獻[1]附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)：軸未經(jīng)過表面強化處理，即，按參考文獻[1]得綜合系數(shù)為：查參考文獻[1]附圖32的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)本題因為無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可以略去靜強度校核。=（3）計算當(dāng)量動載荷①求比值fp=軸承1：因為選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[1]，可見比值:Fa/Fr＜e② 算當(dāng)量動載荷P查參考文獻[1]表135得：徑向動載荷系數(shù)X=1。鍵的工作長度：l=Lb=5618=38mm至此，高速軸的設(shè)計與校核結(jié)束。⑤驗算軸承6208軸承的壽命，根據(jù)參考文獻[2]得可見,所以軸承6208合格。計算合力:P2=38400h第七章．鍵聯(lián)接的選擇及校核計算一．高速軸的鍵查參考文獻[2]表41選取軸段Ⅰ上的鍵為普通平鍵A型。鍵的擠壓應(yīng)力:因為≥=。，最低～最高油面距10～20mm，選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應(yīng)的軸承外部軸的外伸端與透蓋的間隙，由于選用的電動機為低速、常溫、常壓的電動機，則可以選用毛氈密封。220地腳螺釘直徑Df16地腳螺釘數(shù)目N4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d112機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d28軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑D6凸臺高度h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)箱體外壁至軸承座端面距離l1 C1+C2+(5—8)=34大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離△112齒輪端面與內(nèi)機壁距離△2 12機蓋、機座肋厚m1 ,m29， 9軸承端蓋外徑（凸緣式）D2101， 120δ=8mmδ1=8mmb=12mmb1=12mmb2=20mmDf=16mmN=4 個d1=12mmd2=8mmd3=8mmd4=6mmD=6mml1=34mm△1=12mm△2=12mmm1= 9mm m2=9mm 圖一 齒輪 圖二 裝配圖 圖三 裝配圖。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。=50mmk=l=42mmσp=,安全 ,安全,安全第八章 聯(lián)軸器的選擇按扭矩初步確定軸的最小直徑按參考文獻[1]初步估算軸的最小直徑，軸選用的材料為45號鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為217~255HBS，選取240HBS。表47選用鍵1236 GB10962003,其中bh=1811④ 連接的強度校核根據(jù)工作件查參考文獻[2]表62的強度校核公式，按輕微沖擊設(shè)計選取靜連接時需用擠壓應(yīng)力，對于鍵1856 GB10962003有：鍵與輪轂的接觸高度：k==11=④ 算軸承6212軸承的壽命，根據(jù)參考文獻[1]得=可見,所以軸承6212合格。軸上的垂直支撐反力:③由條件知道工作時間為8年，且每天兩班制工作，則大概總的各種時間為=38400h。鍵的擠壓應(yīng)力：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[2]軸上的垂直支撐反力：===軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻[1]表151得：抗彎強度極限：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[1]附表32查取，因為，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[2]附表34得有效應(yīng)力集中系數(shù)為：==1+()=W=21600mmW=43200mm=kt=1+截面B雖應(yīng)力，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸直徑最大，故截面B也不必校核。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=481300N2確定=（：左軸承端蓋的寬度；：聯(lián)軸器轂孔到左軸承端蓋的距離）軸承端蓋的主要數(shù)據(jù)要根據(jù)裝配圖確定。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸的零件定位，固定和裝配①固定單級減速器中大齒輪也應(yīng)該安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用套筒定位，右面用軸肩定位；左軸承用套筒和軸承端蓋固定，右軸承用軸肩和軸承端蓋固定；聯(lián)軸器在最左端，用軸肩和軸端擋圈固定。(2)鍵連接的強度校核根據(jù)工作件查參考文獻[2]表62的強度校核公式，按輕微沖擊設(shè)計選取靜連接時需用擠壓應(yīng)力，對于鍵850GB10962003有：鍵與輪轂的接觸高度：k==7= 鍵的工作長度：l=Lb=508=42mm 鍵的擠壓應(yīng)力：σp=2T 帶輪/d1lk=2104800/(3042) =可見,故安全。 軸向動載荷系數(shù)Y=0，根據(jù)參考文獻[2]得=1+0 =。根據(jù)查參考文獻[1]以及前面第5步中的數(shù)據(jù)，又軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，齒輪軸取最小直接d=21mm,根據(jù)對稱性，軸段與軸段尺寸一樣，即==；==46mm⑦確定軸段確定鍵：查參考文獻[2]表41選取軸段Ⅰ上的鍵為普通平鍵A型。=35mm=30mm表6 軸端單孔擋圈數(shù)據(jù)軸徑公稱直徑螺釘緊固軸端擋圈≤DHLdd1CD1螺釘（GB/T891）圓柱銷（GB/T119）35，取=3545512113M616A3122確定軸段Ⅰ的長度確定軸伸長度：查參考文獻[1]圖814知道d1=30mm的軸對應(yīng)的長軸伸L=60mm,短軸伸L=58mm,極限偏差為j6。5 采用齒輪軸重新設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)（1）軸的零件定位，固定和裝配 ①單級減速器中仍將齒輪安裝下在箱體中央，相對兩軸承對稱分布。皮帶輪在右端，用軸肩和軸端擋圈固定。m=2mmZ1=33Z2=158d1=66mmd2=316mm.a=191mm.=66mm=小齒輪的齒數(shù)：Z2=33=158。查參考文獻[1]表102得使用系數(shù)；查參考文獻[1]表104，用插值法查8級精度小齒輪相對支承對稱不知，接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)。根據(jù)參考文獻[1]P1