【文章內(nèi)容簡介】 核1) 由軸的設(shè)計計算可知輸入軸滾動軸承選用7206C型角接觸球軸承，查文獻(xiàn)【1】表156得2) 計算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2由軸的校核過程中可知：，3) 計算兩軸承的計算軸向力和7206C型角接觸球軸承，按文獻(xiàn)【2】表137，軸承派生軸向力Fd=eFr，F(xiàn)d1=eFr1=275N=110NFd2=eFr2=662N=265N，故軸有向左竄動的趨勢，軸承1壓緊，軸承2放松Fa1C0r==Fa2C0r==由插值法得e1=,e2=,再計算Fd1=e1Fr1=275N=112NFd2=e2Fr2=662N=258NFa1C0r==Fa2C0r==兩次計算的FaC0r相差不大，因此確定e1=,e2=，4) 軸承當(dāng)量動載荷P1和P2因為軸承運轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，按文獻(xiàn)【2】表136，取，則 5) 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算 所以所選的軸承可滿足壽命要求。8. 鍵的校核由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵為其中σp=110MPa強度滿足要求七、 低速軸及其附件設(shè)計1. 低速軸Ⅲ的功率PⅢ、轉(zhuǎn)速nⅢ和轉(zhuǎn)矩TⅢ功率PⅢ= 轉(zhuǎn)速nⅢ=轉(zhuǎn)矩TⅢ=?m=352630N?mm2. 求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d4=圓周力 Ft4=2TⅢd4=2=徑向力Fr4=Ft4tanαncosβ=tan20176。cos14176。5039。639。39。N=，軸向力Fa4=Ft4tanβ=tan14176。5039。639。39。=圓周力 Ft4，徑向力Fr4及軸向力Fa4的方向如圖5圖53. 初步確定軸的最小直徑先按參考文獻(xiàn)【2】式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]表153，取A0=112，于是得軸的最小端有一個鍵槽，故dmin==可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dⅦⅧ（圖5）。為了使所選的軸dⅦⅧ與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距Tca=TⅢ?KA，查參考文獻(xiàn)【2】表141，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取KA=，則按照計算轉(zhuǎn)距Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件查參考文獻(xiàn)【1】表174，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器J42112GB501485，其公稱轉(zhuǎn)距為630N?m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=42mm，故取dⅦⅧ=42mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 擬定軸上零件的裝配方案（圖6）圖62) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度i. 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，ⅦⅧ軸段左端需制出一軸肩，并根據(jù)氈圈密封標(biāo)準(zhǔn)，故取ⅥⅦ段的直徑dⅥⅦ=48mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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ⅦⅧ段長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取 lⅦⅧ=82mmii. 軸承端蓋的總寬度為25mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取lⅥⅦ=55mm。iii. 初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力和軸向力，轉(zhuǎn)速不高，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅥⅦ=48mm由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7210C，其尺寸為的,故dⅤⅥ=dⅠⅡ=50mm；右滾動軸承左端采用軸肩進(jìn)行軸向定位，故取，lVVI=20mm,iv. 取安裝齒輪處的軸段直徑dⅡⅢ=54，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為60mm，為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lⅡⅢ=57mm。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h,故取h=4mm, 則軸環(huán)處的直徑dⅢⅣ=62mm，軸環(huán)寬度b，取lⅢⅣ=12mm。v. 由對稱原則得大齒輪端面距箱體內(nèi)壁的距離a=15+=,圓柱齒輪與圓柱齒輪端面之間的距離為c=12mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=11mm。已知滾動軸承寬度B=20mm，高速級小齒輪輪轂長L=45mm。 則lIII=a+s+B+3=lIVV=c+a+L+slIIIIV=至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。vi. 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵聯(lián)接，按dⅦⅧ=42mm，由手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm，滾動軸承的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6； 大斜齒輪與軸的周向定位采用平鍵，按dⅡⅢ=54mm，由手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，齒輪輪轂與軸的配合為，5. 確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻(xiàn)【2】表152，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角參照參考文獻(xiàn)【2】表152。6. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7210C型圓角接觸球軸承，由手冊中查得a=。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距， 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。（如圖7所示）從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及總彎矩M的值列于表7。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩表7圖77. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度，根據(jù)文獻(xiàn)【2】式（155）及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)【2】表151查得。因此，故安全。8. 軸承校核1) 由軸的設(shè)計計算可知輸入軸滾動軸承選用7206C型角接觸球軸承，查文獻(xiàn)【1】表156得2) 計算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2由軸的校核過程中可知：，3) 計算兩軸承的計算軸向力和7210C型角接觸球軸承，按文獻(xiàn)【2】表137，軸承派生軸向力Fd=eFr，F(xiàn)d1=eFr1=1902N=761NFd2=eFr2=1324N=530NFd1+Fa4Fd2，故軸有向右竄動的趨勢，軸承2壓緊，軸承1放松Fa1C0r==Fa2C0r==由插值法得e1=,e2=,再計算Fd1=e1Fr1=1902N=757NFd2=e2Fr2=1324N=567NFa1C0r==Fa2C0r==兩次計算的FaC0r相差不大，因此確定e1=,e2=，4) 軸承當(dāng)量動載荷P1和P2因為軸承運轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，按文獻(xiàn)【2】表136，取，則 5) 驗算軸承壽命因為，所以按軸承2的受力大小驗算 所以所選的軸承可滿足壽命要求。9. 鍵的校核 由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵分別為聯(lián)軸器鍵，齒輪鍵 σp1=2TⅢ103kld=2842(7012)=σp σp2=2TⅢ103kld=21054(5016)=σp其中σp=110MPa，故所選鍵安全。10. 精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面III過盈配合引起的應(yīng)力集中嚴(yán)重，同時受彎矩和扭矩和最大應(yīng)力面很近，所以只校核截面III兩側(cè)（2）截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面III左側(cè)的彎矩截面III上的扭矩T為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)【2】表151采用插值法查得過盈配合處的值，由文獻(xiàn)【2】附表38用插值法求出，并取，于是得；截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)【2】附表32查取。因，得又由文獻(xiàn)【2】附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【2】附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按文獻(xiàn)【2】式（312）及（314b）得綜合系數(shù)為 又由及得碳鋼的特性系數(shù) ，取， ，取于是計算安全系數(shù)值，按文獻(xiàn)【2】式（156）~（158）則得故可知其安全。（2）截面III右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面III右側(cè)的彎矩截面III上的扭矩T為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)【2】表151查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)【2】附表32查取。因，得又由文獻(xiàn)【2】附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為：由文獻(xiàn)【2】附圖32得尺寸系數(shù)；由文獻(xiàn)【2】附圖33得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附表34的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即則按文獻(xiàn)【2】式（312）及（314b）得綜合系數(shù)為所以軸在截面III右側(cè)的安全系數(shù)為故可知其安全。八、 中速軸及其附件設(shè)計1. 中速軸II的功率PII、轉(zhuǎn)速nII和轉(zhuǎn)矩TII功率PⅡ= 轉(zhuǎn)速nⅡ=轉(zhuǎn)矩TⅡ=?m2. 求作用在齒輪上的力1) 因已知中間軸小齒輪的分度圓直徑為d3= 圓周力 Ft3=2TⅡd3=2=徑向力Fr3=Ft3tanαncosβ=tan20176。cos14176。5039。639。39。N=，軸向力Fa3=Ft3tanβ=tan14176。5039。639。39。=844N圓周力 Ft3，徑向力Fr3及軸向力Fa3的方向如圖5所示2) 中間軸大齒輪 Ft2= Ft1=Fr2=Fr1=Fa2=Fa1=177N圓周力，徑向力及軸向力的方向如圖2所示3. 初步確定軸的最小直徑先按參考文獻(xiàn)[2]式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻(xiàn)[2]表153，取，于是得dmin=A03PⅡnⅡ=112=4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 擬定軸上零件的裝配方案（圖8）圖82) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度i. 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，但是載荷不大，故選用角