【文章內容簡介】 軸力會對軸端產生較大的彎矩，所以C應取大值，取C=118，則軸端直徑齒頂圓直徑：da3=da4=齒根圓直徑：df3=df4=計算與說明主要結果在該軸段與V帶輪相配處開有一個鍵槽，故應將dmin增大5%，得dmin=,再根據(jù)設計手冊查標準尺寸，取d2min=24mm。初步設計其結構如下圖所示：圖2. 低速軸結構設計（2）、中間軸取C=110，則：在該軸段與齒輪相配處開有一個鍵槽，故應將dmin增大5%，得dmin= mm,再根據(jù)設計手冊查標準尺寸，并考慮到滾動軸承的選型，取d3min=40 mm。初步設計其結構如下圖所示：圖3. 中間軸結構設計（3）、低速軸取C=110，則：在該軸段與聯(lián)軸器相配處開有一個鍵槽，故應將dmin增大5%，得dmin=,再根據(jù)設計手冊查標準尺寸，取d4min=55 mm。初步設計其結構如下圖所示：高速軸最小軸頸：d2min=24mm中間軸最小軸頸：d3min=40 mm低速軸最小軸頸：d4min=55 mm計算與說明主要結果圖4. 低速軸結構設計5. 初選滾動軸承根據(jù)傳動特征：載荷平穩(wěn)，中載低速，有軸向和徑向載荷，初選圓錐滾子軸承，選擇型號結果如下表所示。表2. 軸承代號及其尺寸性能軸種類軸承代號dDTBCCr/kNC0r/kN高速軸3020735721715中間軸3020840801816低速軸30213651202320120152由于三根軸上的齒輪圓周速度均小于2m/s，所以這三對圓錐滾子軸承均采用潤滑脂潤滑。七 聯(lián)軸器的選擇及計算1. 低速軸與工作機之間的聯(lián)軸器由于軸的轉速較低，傳遞的轉矩較大，又因為減速器與工作機常不在同一機座上，要求有較大的軸線偏移補償，因此選用承載能力較高的剛性可移式聯(lián)軸器，此處選用GICL型鼓形齒式聯(lián)軸器。計算轉矩，根據(jù)文獻3表91，取工作情況系數(shù)KA=，則：查表，選擇聯(lián)軸器型號：GICL3,即所選聯(lián)軸器為GICL3型聯(lián)軸器。其主要尺寸如下表所示：表3. GICL3型鼓形齒式聯(lián)軸器主動端基本尺寸型號軸孔類型鍵槽類型d1LD2GICL3Y型A型5511295滾動軸承選型結果：高速軸：30207中間軸：30208低速軸：30213低速軸與工作機間聯(lián)軸器:GICL3聯(lián)軸器計算與說明主要結果八 鍵連接的選擇及計算1. 大帶輪與高速軸間鍵的設計與計算大帶輪與高速軸連接處軸頸d=24 mm,初步選用A型鍵，采用45鋼調質處理，在靜載荷下其許用擠壓應力[σP]為125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查標準得其公稱尺寸：寬度b=8 mm，高度h=7 mm。該軸段長度l=58 mm，故根據(jù)標準，可取鍵長L=40 mm，其有效長度為l=Lb=(408)mm=32 mm。高速軸上傳遞的轉矩T2= Nm，由此可得該鍵所受擠壓應力為：該鍵滿足強度條件，其設計是合理的。2. 中間軸與其上大齒輪間鍵的設計與計算中間軸上大齒輪與中間軸連接處軸頸d=43 mm,初步選用B型鍵，采用45鋼調質處理，在靜載荷下其許用擠壓應力[σP]為125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查標準得其公稱尺寸：寬度b=12 mm，高度h=8 mm。該軸段長度l=40 mm，故根據(jù)標準，可取鍵長L=32 mm,其有效長度為l=L=32 mm。中間軸上傳遞的轉矩T3= Nm，由此可得該鍵所受擠壓應力為：故該鍵滿足強度條件，其設計是合理的。3. 低速軸與其上大齒輪間鍵的設計與計算低速軸上大齒輪與低速軸連接處軸頸d=70 mm,初步選用B型鍵，采用45鋼調質處理，在靜載荷下其許用擠壓應力[σP]為125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查標準得其公稱尺寸：寬度b=20 mm，高度h=12 mm。該軸段長度l=34 mm，故根據(jù)標準，可取鍵長L=28 mm,其有效長度為l=L=28 mm。低速軸上傳遞的轉矩T4= Nm，由此可得該鍵所受擠壓應力為：故該鍵強度過低，由于受到軸段長度限制，該鍵不適合再作加長處理?？紤]采用雙鍵結構，兩鍵按180176。對稱布置?？紤]到載荷分布的不均勻性。故采用雙鍵結構后，每個鍵所受擠壓應力為：從而滿足了強度條件，其設計是合理的。4. 低速軸與工作機間鍵的設計與計算工作機與低速軸連接處軸頸d=55 mm,初步選用A型鍵，采用45鋼調質處理，在靜載荷下其許用擠壓應力[σP]為125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查標準得其公稱尺大帶輪與高速軸間鍵：鍵8X40 GB/T 1096中間軸與其上大齒輪間鍵：鍵B12X32GB/T 1096低速軸與其上大齒輪間鍵：鍵B20X28 GB/T 1096計算與說明主要結果寸：寬度b=16 mm，高度h=10 mm。該軸段長度l=110 mm，故根據(jù)標準，可取鍵長L=90 mm，其有效長度為l=Lb=(9016)mm=74 mm。低速軸上傳遞的轉矩T4= Nm，由此可得該鍵所受擠壓應力為：該鍵滿足強度條件，其設計是合理的。九 軸的強度校核計算1. 高速軸（1）、計算齒輪受力齒輪1的圓周力：齒輪1的徑向力：齒輪1的軸向力：（2）、畫受力簡圖假定帶輪壓軸力的方向垂直向下，軸的轉向向右看為順時針方向，齒輪嚙合點的位置在上方，對于零件作用于軸上的分布力或轉矩均當成集中載荷作用于軸上零件寬度的中點（后面的受力分析均作此假設），則根據(jù)斜齒圓柱齒輪傳動的受力分析方法可知各分力的方向如圖所示。從而可進一步作出其彎矩圖和扭矩圖。低速軸與工作機間鍵：鍵16X90GB/T 1096齒輪1受力：圓周力：徑向力：軸向力：計算與說明主要結果圖5. 高速軸的受力分析（3）、計算支反力鉛垂面內支反力： 水平面內支反力：高速軸鉛垂面內支反力：計算與說明主要結果（4）、計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖和轉矩圖A．鉛垂面彎矩齒輪所在截面處彎矩有突變，故：左截面：右截面：支點A處：B．水平面彎矩分別作出鉛垂面和水平面上的彎矩圖，如圖5（c）、（e）所示。C．合成彎矩齒輪所在截面左截面：齒輪所在截面右截面：支點A處：由此作出合成彎矩圖，如圖5（f）所示。畫出扭矩圖，如圖5（g）所示，轉矩作用于齒輪所在截面與帶輪所在截面之間的軸段。（5）、計算當量彎矩軸單向運轉，載荷平穩(wěn)，為安全起見，將其轉矩看成脈動循環(huán)變化，取α=，則：齒輪所在截面左截面：高速軸水平面內支反力：