【文章內(nèi)容簡介】 計算與說明主要結(jié)果七、軸的設(shè)計低速軸的設(shè)計計算1. 求輸出軸上的功率P轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3由前面已經(jīng)求出 2. 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 而 圓周力Ft徑向力Fr及法向載荷n的方向如圖 所示。先近式（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)表153，取A0=118,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑dⅠⅡ與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3查表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小故取KA=,則： Tca=KAT3=667819Nmm =mm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，查標準GB 501485 ，選用 HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000 N﹒mm . 半聯(lián)軸器的孔徑d1=55mm,故取dⅠⅡ=55mm,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.Ft=4956NFr=1804Ndmin=Tca=mmdⅠⅡ=55計算與說明主要結(jié)果4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：（1）擬定軸上零件的裝配方案， （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求ⅠⅡ軸段需制出一軸，故?、颌蠖蔚闹睆絛ⅡⅢ =62mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D==84mm,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ⅠⅡ段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取lⅠⅡ=82mm.2)初步選擇滾動軸承。因軸承僅受有徑向力的作用，故選用深溝滾子球軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡⅢ=62mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0尺寸系列、標準精度級的深溝滾字球軸承6013,其尺寸為dDT=6510018,故dⅢⅣ= dⅦⅧ=65mm。而LⅦⅧ=18mm.右端滾動軸承采用軸進行軸向定位。由手冊上查得型軸承的定位軸肩高度h=6mm,因此，取dⅥⅤ=77mm.3)取安裝齒輪處的軸段ⅣⅤ的直徑dⅥⅦ=70mm。齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為77mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 lⅥⅦ=73mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h，故h=6mm,則軸環(huán)處的直徑dⅤⅥ=≥,取lⅤⅣ=12mm.4)軸承端蓋的總寬度為20mm(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l=30mm, 故取lⅡⅢ=50mm。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離c=，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段一段距離s，取s=8mm,已知滾動軸承寬度T=18mm,大錐齒輪輪轂L=50mm,則lⅦⅧ=T+s+a+(7773)=(18+8+16+4)mm=46mmlⅥⅤ=L+c+a+slⅤⅣ=（50+20+16+812）mm=82mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接。按dⅥⅦm由表查得bh=20mm12mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為16mm10mm70mm,，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.dⅡⅢ=ⅠⅡdⅢⅣdⅣ－ⅤlⅢⅣ=18mmdⅥ－ⅦlⅥⅦ=70mmdⅤⅥlⅤⅥ=12mmⅦ－Ⅷ=46lⅣⅤ=82mm 計算與說明主要結(jié)果（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表152，取軸端倒角為245186。,各軸肩處的國，圓角半徑見圖.（圖1526）做出軸的計算圖（圖1524）。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值（參看圖1523）。對于6013型深溝球軸承，由手冊查得a=9mm。因此作為簡支梁的軸的支承距根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（見附圖）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭據(jù)圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的處值列與下表（參看圖1524）。載荷水 平 面H 垂直面V支 反 力F 彎 矩M總 彎 矩扭 矩T 6 .按彎矩合成應力校核的強度 進行校核時，通常只校核上承受最大彎矩和扭據(jù)的截面（即危險截面C的強度）。根據(jù)式（155）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭據(jù)切應力為脈動循環(huán)變應力取а= , 軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表151查得[]=60MPa。因此 []，故安全。計算與說明主要結(jié)果7 .精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭據(jù)作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應力集均將削弱軸的疲勞強度，但是由于軸的最小直徑是按扭據(jù)強度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最重要；從受載的情況來看，截面C上的應力最為集中。截面V上的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面V不受扭據(jù)作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C上也不必進行校核。截面Ⅳ和Ⅴ顯然更不需校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中糸數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅶ左右兩側(cè)即可。（2）截面Ⅶ的右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 截面Ⅶ上的扭矩T3為 截面上的彎曲應力截面上扭矩切應力軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。有表151查得 。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表32查取。因，經(jīng)插值后可查得= ，=W==M=135706NmmT3=667819Nmm=== =計算與說明主要結(jié)果又由附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為，故有效應力集中系數(shù)按式（附表34）為由附圖32的尺寸系數(shù)；由附圖33的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即,則按式（312）及其（312a）得綜合系數(shù)為又由167。31的尺寸及167。32的碳鋼的