【文章內(nèi)容簡介】 徑D=65mm。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段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。（2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，又軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的圓錐滾子軸承，其尺寸為故，而左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位?？梢灾?211型的定位軸肩的高度不能大于內(nèi)圈的外徑，為了便于拆裝方便，綜合考慮得，取。（3） 取安裝齒輪處的軸段的直徑，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80mm，為了使套筒面可靠地壓緊齒輪。此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h,故取 h=6mm,則軸環(huán)處的直徑，取。（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)決定）。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。（5）取齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為a=16mm,齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm,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s，取s=8mm,已知深溝球軸承的寬度為，高速級上小直齒輪輪轂的長度為L=50mm，則至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表61查的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm，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；半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表152，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出截面C處的、及的值如表所示 載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T在確定軸承的支點位置時，簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖進行校核時，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)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由表151查得。因此，所以次軸是安全的。 中間軸設(shè)計軸上的功率P轉(zhuǎn)速N2和轉(zhuǎn)矩T2的計算在前面的設(shè)計中得到 求作用在齒輪上的力因在前面的設(shè)計中得到中速級大齒輪的分度圓直徑為而 中速級上的小齒輪的分度圓直徑為而 因為是直齒輪傳動，只有徑向力，無軸向力，故初步確定軸的最小直徑根據(jù)式（152）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。由表153，取，于是就有輸出軸的最小直徑也就是安裝軸承處的直徑（見圖64）與軸承的內(nèi)圈內(nèi)徑相適應(yīng)，故須同時選取軸承型號。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。，又軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的深溝球軸承6207，其尺寸為得，也可以得。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的剩余各段直徑和長度方案。，有裝配關(guān)系可得個軸段的長度以及直徑中間軸的裝配關(guān)系圖軸上零件周向定位齒輪3與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表61查的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm，同理按選用平鍵為，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。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表152，由于軸的兩端直徑一樣，故均取倒角為，各軸肩處的圓角半徑見零件圖。求軸的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。簡支梁的軸的支承跨距=245mm。根據(jù)軸的設(shè)計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖 從軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的MH、Mv及M的值見表 軸的載荷分布圖按彎扭合成應(yīng)力校核該軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。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 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15—1查得 [σ1]=60Mpa。因此σca[δ1],故安全。 載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T 高速軸的設(shè)計軸上的功率P轉(zhuǎn)速N1和轉(zhuǎn)矩T1的計算在前面的設(shè)計中得到求作用在齒輪上的力因在前面的設(shè)計中得到高速級齒輪的分度圓直徑為 而 初步確定軸的最小直徑根據(jù)式（152）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有表153，取，于是就有輸出軸的最小直徑有一鍵槽，需要增大百分之5，在參照軸的標準值，所以取其直徑為。其要和大帶輪配合，帶輪的內(nèi)孔和該直徑相等且長度比大帶輪的輪轂長度小3~5mm，故。此時選用6207的深溝球軸承，其尺寸參數(shù)如下：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案由于在此軸上只有一個齒輪，左邊需空出一長段給其他軸上的齒輪留下空間，裝配方案如下圖所示高速軸的裝配關(guān)系根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。 參照低速軸的選取方法，考慮裝配關(guān)系定出各個軸段的長度以及直徑。如下： 軸上零件的周向定位由于齒輪和軸段的直徑相差很小，為了不削弱軸的強度，故VIVII段設(shè)計成齒輪軸。其直徑與高速軸上的齒輪一致，長度也保持一致。大帶輪與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。確定軸上圓角和倒角尺寸取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑。求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。簡支梁的軸的支承跨距L=244mm。根據(jù)軸的設(shè)計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結(jié)構(gòu)以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的MH、Mv及M的值列于表93。按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。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 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教材表15—1查得[σ1]=60Mpa。因此σca[δ1],故安全。7鍵的校核鍵、軸和輪轂的材料都是剛，由表62中查得許用擠壓應(yīng)力[σp]=100～120Mpa,取其平均值，[σp]=110Mpa。式中σF——擠壓應(yīng)力，Mpa。T——傳遞的轉(zhuǎn)矩（T=Fy=Fd/2），N*m。k——鍵與輪轂鍵槽接觸的高度，k=，此處h為鍵槽的高度，mm；l——鍵的工作長度，mm。d——軸的直徑，mm。各鍵的代號與裝配圖對應(yīng)）高速軸上傳動大齒輪鍵的校核把該鍵的數(shù)據(jù)帶入上式得故合適。同理通過相同的方法校核其他三個鍵，通過計算其他三個鍵也滿足工作要求，綜上所述鍵滿足工作要求，鍵校核完畢。8軸承的校核高速速軸承的校核求作用在高速級齒輪上的力切向力： Fte=1817N徑向力： Fre=661N軸向力： Fae=0 N求兩軸承受到的徑向載荷和由于兩個軸承都是深溝球軸承，故只受徑向力的作用。 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算 得壽命大于所需工作壽命。同理校核中軸和高速軸，經(jīng)過驗算，三軸壽命均大于4年，即都滿足工作要求。軸承校核完畢。9箱體的設(shè)計 潤滑方式、潤滑劑以及密封