【正文】 bd12εαu+1u，計算接觸強度??H=ZEZH2KT1bd12εαu+1u=+=[σH]滿足接觸強度，所選參數(shù)合適。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強算得的分度圓直徑d1=。=（3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料45鋼，調(diào)制處理，由《機械設(shè)計》表153，取A0=112，得dmin≥A03P1n1=112=（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計①擬定軸上零件的裝配方案（如圖）②根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，ⅠⅡ軸段右端制出一軸肩，軸肩高度h=~，故?、颌蠖蔚闹睆絛Ⅱ Ⅲ=40mm。齒輪左端與左軸承間采用軸套定位。③ 軸上零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵鏈接。軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明ⅠⅡ7535與V帶輪鍵聯(lián)接配合ⅡⅢ5040定位軸肩ⅢⅣ45與滾動軸承30309配合，套筒定位ⅣⅤ8850與小齒輪鍵聯(lián)接配合ⅤⅥ1062定位軸環(huán)ⅥⅦ45與滾動軸承30309配合總長度⑤ 求軸上載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH2=FNV1=FNV2=彎矩MMH=?mmMV1=?mmMV2=?mm總彎矩MM1=+= N?mmM2=+= N?mm扭矩TT3=Ft1d12=?mm⑥按彎扭合成力校核軸的強度進行校核時，只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。軸按磨削加工，由附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為βσ=βτ=軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，則按式（312）及式（314b）得綜合系數(shù)為Kσ=kσεσ+1βσ1=+=Kτ=kτετ+1βτ1=+=又由31及32得碳鋼的特性系數(shù)為：φσ=~，取φσ=φτ=~，取φτ=于是，計算安全系數(shù)Sca值，按式（156）~（158）則得：Sσ=σ1Kσσa+φσσm=+0=Sτ=τ1Kττa+φττm=+=Sca=SσSτSσ2+Sτ2=+=?故可知其安全Ⅳ右側(cè)抗彎截面系數(shù)W==503mm3=12500mm3抗扭截面系數(shù)WT==503mm3=25000mm3彎矩M及彎曲應(yīng)力為：M=?mmσb=MW==扭矩T1及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為：T1=?mmτT=TWT==過盈配合處的kσεσ，有附表38用插值法求出，并取kτετ=，于是得kσεσ=，kτετ==軸按磨削加工，由附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為βσ=βτ=故得綜合系數(shù)為：Kσ=kσεσ+1βσ1=+=Kτ=kτετ+1βτ1=+=所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為：Sσ=σ1Kσσa+φσσm=+0=Sτ=τ1Kττa+φττm=+=Sca=SσSτSσ2+Sτ2=+=?故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強度也是足夠的。為使所選軸的直徑dⅥⅦ與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。其尺寸為dDT=85150。至此，已初步確定軸的各段長度和直徑。在確定軸承的支點位置時，從手冊中查取a的值。根據(jù)式（155）及表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取α=，軸的計算應(yīng)力σca=M22+(αT1)2W=+()903= MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由《機械設(shè)計》表151查得σ1=60 MPa。=Fa22=Ft21tanβ2=176。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h，故取h=7mm，則dⅢⅣ=74mm。同樣，滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出，截面C是軸的危險截面。查《機械設(shè)計》表134，ft=1，查表136，fd=。（1）已知n3= r/min，兩軸承的徑向反力為Fr1=FNH12+FNV12=+（）2= NFr2=FNH22+FNV22=+= N（2）計算軸向力Fd=Fr2Y查手冊，知圓錐滾子軸承30217相關(guān)尺寸，e=，Y=，Cr=178kN?！郘h=10660n3(ftCP3)103=10660()103=105hLh故滿足要求。P1=fd(X1Fr1+Y1Fa1)=(+= N（4）軸承的壽命計算因為P2P1，取P39。則該雙鍵的工作長度為l=38=57mmσP=2T103kld=210375790MPa= MPa≤[σP]因此，該雙鍵符合強度要求。由[2]P142表143GB11786 A1240選用GB11786 M835減速器箱體采用（HT200）鑄造而成名稱符號計算公式結(jié)果機座壁厚σσ=+3≥88機蓋厚度σ1σ1=+3≥88機座凸緣厚度bb=12機蓋凸緣厚度b1b1=12機座底凸緣厚度b2b2=20地腳螺釘直徑dfdf=+12M19地腳螺釘數(shù)目na≤250mm,n=44軸承旁連接螺栓直徑d1d1=M15機蓋與機座連接螺栓直徑d2d2=(~)dfM11連接螺栓d2的間距l(xiāng)150~200170軸承端蓋螺釘直徑d3d3=(~)dfM9窺視孔蓋螺釘直徑d4d4=(~)dfM8定位銷直徑dd=(~)d2M9df、dd2至外機壁距離C1查《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表42218df、d2至凸緣邊緣距離C2查《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表4216軸承旁凸臺半徑R1C2216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)55外機壁至軸承座端面距離l1l1=C1+C2+(8~12)約56大齒輪頂圓與內(nèi)機壁間距離??10齒輪端面與內(nèi)機壁距離?2?212機蓋、機座肋厚m1mm1=m=7()軸承端蓋外徑D2軸承孔直徑+(5~)d3軸1 : 75軸2 : 90軸3 : 115軸承端蓋凸緣厚度tt=(1~)d3軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md3互不干涉為準(zhǔn)，一般取S≈D2軸1 : 75軸2 : 90軸3 : 115整個機械系統(tǒng)中，使用的螺栓、軸承等絕大部分零件為標(biāo)準(zhǔn)化、系列化、通用化的零件，加工方便，節(jié)約成本?，F(xiàn)在把這個課程做完了才發(fā)現(xiàn)自己對以前學(xué)的知識點有了更好的理解，知識只有放在實踐運用上才能體現(xiàn)他的價值才能更好地被大家接受，所以這門實踐課是很有必要開設(shè)的，也是大家很有必要去認(rèn)真做的。從開始的傳動方案的擬定的總體設(shè)計中，讓我清楚的了解了自己接下來要完成的任務(wù)，也很好的鍛煉了自己自主學(xué)習(xí)的能力；在傳動件，軸、軸承、聯(lián)軸器大量的計算和最終的選擇過程中，不但考驗了自己計算過程中的細心程度還提高了自己快速資料的一種能力；在最后的繪圖過程中，再次鍛煉并提高了自己手工繪圖的能力。采用了氈圈等較為可靠地密封方式，盡量減少或消除油液滲漏等現(xiàn)象。則該雙鍵的工作長度為l=70=105mmσP=2T103kld=2103610570MPa= MPa≤[σP]因此，該雙鍵符合強度要求?！郘h=16667n2(ftCP)103=(1)103=104hLh故滿足要求。查《機械設(shè)計》表134，ft=1，查表136，fd=。滾子軸承ε=103。∴Fd1=Fr12Y== N，F(xiàn)d2=Fr22Y== NF1a=，F(xiàn)1a+ Fd2=Fd1。由圖知：C是危險截面。各軸肩處的圓角半徑為R2。 ③軸上零件的周向定位大小齒輪與軸的周向定位均采用平鍵鏈接。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。（1）已知條件輸入軸上的功率P2=、轉(zhuǎn)速n2=、轉(zhuǎn)矩T2=?mm（2）求作用在齒輪上的力已知高速級大齒輪分度圓直徑 d21=。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L1= ，L2=。按dⅣⅤ=90mm，由《機械設(shè)計》表61查得平鍵截面bh=2514mm。左端圓錐滾子軸承采用軸環(huán)進行定位，h=6mm，故取dⅡⅢ=97mm。按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器