【文章內容簡介】 據(jù)表（《機械設計》表153），取A0=110，得： dmin=A03P1n1=110=（3） 軸的結構設計圖24高速軸設計方案1）、擬定軸上零件的裝配方案，現(xiàn)選用如圖24所示裝配方案。2）、確定軸各段直徑和長度一段：安裝皮帶輪1，帶輪寬度B=18mm，故取d1=12mm、長度L1=26mm；二段: d2=15mm，考慮通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度長度取L2=24mm；三段：d3=17mm，初選用30203型圓錐滾子軸承，其內徑d=17mm,外徑D=40 mm,寬度B=12mm，考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離，軸承右端定位，由手冊查得軸承的定位軸肩高度h≥3mm，故需加套筒，套筒直徑d=23mm，故三段長：L2=24mm；四段 : 安裝高速軸小齒輪Z2，取d4=20mm、L4=31mm；五段： 齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h,取h=3mm，故d5=26mm、長度L5=5mm；六段：滑移段d6=20mm、L6=64mm；七段：該軸段安裝高速小齒輪Z1，可以判斷e,因此，該齒輪為齒輪軸；八段：滑移段d8=20mm、長度L8=62mm；九段：齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h,取h=3mm，故d9=30mm、L9=5mm； 十段： 安裝高速軸小齒輪Z3，右端采用螺母定位d10 =23mm、L10=33mm；十一段：因為要使用軸端螺母來定位，故該段要加工螺紋d11=20mm、L11=46mm；十二段：初選用30203型圓錐滾子軸承，其內徑d=17mm,外徑D=40 mm,寬度B=12mm，左端采用套筒定位，套筒直徑d=23mm，故d12=17mm、L12=41mm。3）、軸上零件的周向定位皮帶輪、齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d一12mm、d四20mm、d十20mm由手冊查得平鍵截面b1h1=4mm4mm、b2h2=b3h3=6mm6mm（GB/T10961990）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為L1=12mm、L2=28mm、L3=28mm（GB/T10961990），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H7/n6。同樣選擇帶輪與軸的配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表（《機械設計》表152）取軸端倒角為145176。，各軸肩初圓角見零件圖（5） 求軸上的載荷 由手冊查得a=10mm，作為簡支梁的軸的跨距，軸的彎矩圖及扭矩圖25：圖25高速軸彎扭圖從圖中可以看出齒輪處是軸的危險截面，計算出各參數(shù)如表24：表24 高速軸受力參數(shù)表載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=，F(xiàn)NH2=FNV1=，F(xiàn)NV2=彎矩MMH=MV=總彎矩M=+=扭矩TT1=（6） 按彎扭合成應力校核軸的強度據(jù)公式（220） ca=MW2+4αT2W2=M2+αT2W≤1 （220）式中：ca——軸的計算應力，單位MPa；M——軸所受的彎矩，；T——軸所受的扭矩，；W——軸的抗彎截面系數(shù)，單位mm2， 1——許用彎曲應力及上表數(shù)值，并取折合系數(shù)α=，軸的計算應力σca=M2+（αT1）2W=+（）203MPa=前已選定軸的材料為40Cr，調質處理，由表（《機械設計》表151），查得σ1=335MPa，因此σcaσ1，故安全。（7） 對滾動軸承進行校核1) 求兩軸受到的徑向載荷Fr1=FNV12+FNH12=+=Fr2=FNV22+FNH22=+=直齒輪Fa1=Fa2=02) 求兩軸承當量動載荷P1和P2由表（《機械設計》表135）計算的徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為X1=X2=1Y1=Y2=0因軸承運轉有中等沖擊載荷，按表（《機械設計》表136），fp=~，取fp=P1=fpX1Fr1+Y1Fa1=1+0=P2=fpX2Fr2+Y2Fa2=1+0=3) 驗算軸承壽命由設計手冊查得軸承30203的C=20800N，因為P1P2，所以按P1計算，Lh=10660n1（CP1）ε=10660933（）3=107hL=48000h故所選軸承可滿足壽命要求。（8） 連接鍵強度校核鍵傳動中最主要的失效形式是工作面被壓潰，除非嚴重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷。按圓柱齒輪工作面上的擠壓應力進行強度校核計算： σp=2T103kld≤σp （221）T——傳遞的轉矩T= Nm。K——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=3mm。 L——鍵的工作采用長度，由圓柱齒輪的尺寸可得l=28 mm。d——軸的直徑 d = 20 mm。 σp——為鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用應力，查表（《機械設計》表62）知 σp=100MPa。代入公式（221）得：σp=210332820MPa=σp故此鍵強度滿足要求。（1） 求作用在齒輪上的力P21=n21=372r/minT21=由公式得高速級大齒輪圓周力 Ft1=2T21d21=2=徑向力 Fr1=Ft1tanα=tan20176。=法向載荷 Fn=Ft1cosα=176。=低速級小齒輪圓周力 Ft2=2T21d21=2424063=徑向力 Fr2=Ft2tanα=tan20176。=49N法向載荷 Fn=Ft2cosα=176。=（2） 初步確定軸的最小直徑因為要做成齒輪軸，故選取材料為40Cr，調質處理；據(jù)表（《機械設計》表153），取A0=110，得dmin=A03 P21n21=110=（3） 軸的結構設計圖26中間軸設計方案圖1) 擬定軸上零件的裝配方案，現(xiàn)選用如圖26所示裝配方案。2) 確定軸各段直徑和長度一段：d1=20mm 安裝軸承，初選用32004型圓錐滾子軸承，其內徑d=20mm,外徑D=42 mm,寬度B=15mm，考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和三聯(lián)滑移齒輪應有一定距離，故取長：L1=25mm，由手冊查得軸承的定位軸肩高度h≥，套筒直徑為30mm；二段: 安裝三聯(lián)滑移齒輪d2=25mm根據(jù)滑移需要取長度L2=228mm；三段：三聯(lián)滑移齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h,取h=5mm 、故取d3=35m、 L3=10mm； 四段 : 該軸段安裝中間軸齒輪，可以判斷e,因此，該齒輪為齒輪軸；五段：安裝軸承的軸肩定位，軸肩高度h,取h=5mm ，故取d5=30mm、L5=6mm；六段：安裝軸承，初選用32004型圓錐滾子軸承，其內徑d=20mm,外徑D=42 mm,寬度B=15mm，故取 d6=20mm、長度L6=20mm。3) 軸上零件的周向定位滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表（《機械設計》表152）取軸端倒角為145176。，各軸肩初圓角見零件圖（5） 求軸上的載荷由手冊查得a=10mm，作為簡支梁的軸的跨距，軸的彎矩圖及扭矩圖如圖27：圖27中間軸彎扭圖從圖中可以看出截面 是軸的危險截面，計算出各參數(shù)如表25：表25 中間受力參數(shù)表載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=，F(xiàn)NH2=FNV1=，F(xiàn)NV2=彎矩MMH1=, MH2=MV1=,MV2=總彎矩M1=+=,M2=+=扭矩TT1=（6） 按彎扭合成應力校核軸的強度據(jù)公式（220） ca=MW2+4αT2W2=M2+αT2W≤1 式中：ca——軸的計算應力，單位MPa；M——軸所受的彎矩，；T——軸所受的扭矩，；W——軸的抗彎截面系數(shù)，單位mm2， 1——許用彎曲應力及上表數(shù)值，并取α=，軸的計算應力σca=M2+αT212W=+214+252125+21683225MPa=前已選定軸的材料為40Cr，調質處理，由表（《機械設計》表151），查得σ1=335MPa，因此σcaσ1，故安全。（7） 對滾動軸承進行校核1) 求兩軸受到的徑向載荷Fr1=FNV12+FNH12=+=Fr2=FNV22+FNH22=+=直齒輪Fa1=Fa2=02) 求兩軸承當量動載荷P1和P2由表（《機械設計》表135）計算的徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為X1=X2=1Y1=Y2=0因軸承運轉有中等沖擊載荷，按表（《機械設計》表136），fp=~，取，fp=，則P1=fpX1Fr1+Y1Fa1=1+0=P2=fpX2Fr2+Y2Fa2=1+0=3) 驗算軸承壽命由設計手冊查得軸承32004的C=25000N，因為P2P1，所以按P2計算，Lh=10660n21（CP2）ε=10660372（）3=107hL=48000h故所選軸承可滿足壽命要求。（8） 連接鍵強度校核鍵傳動中最主要的失效形式是工作面被壓潰，除非嚴重過載，一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷。按圓柱齒輪工作面上的擠壓應力進行強度校核計算： σp=2T103φzhldm≤σp （222）φ——載荷分配不均系數(shù)，取φ=Z——花鍵齒數(shù)，Z=6T——傳遞的轉矩T= Nm。l——齒的工作長度l=55mm。 h——花鍵齒側面的工作高度，矩形花鍵，h=（Dd）/22C=4mm。d——花鍵的平均直徑 d = 23 mm。σp——為鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用應力，查表（《機械設計》表63）知σp=10MPa。代入公式（222）得：σp=2645523MPa=σp故此鍵強度滿足要求。（1） 求作用在齒輪上的力 P31= n31=260r/min T31=由公式得圓周力 Ft=2T31d41=2=徑向力 Fr=Fttanα=tan20176。=法向載荷 Fn=Ftcosα=176。=（2） 初步確定軸的最小直徑因為要做成齒輪軸，故選取材料為45，調質處理；據(jù)表（《機械設計》表153），取A0=120，得dmin=A03P31n31=120=（3） 軸的結構設計圖28低速軸設計方案圖1) 擬定軸上零件的裝配方案，現(xiàn)選用如圖28所示裝配方案。2) 確定軸各段直徑和長度一段：d1=30mm，初選用30206型圓錐滾子軸承，其內徑d=30mm,外徑D=62 mm,寬度B=16mm故取L1=21mm；二段: 因要為軸承左端定位，由手冊查得軸承的定位軸肩高度h≥3mm，故d2=36mm、 L2=；三段：該軸段安裝低速軸大齒輪，可以判斷e,因此，該齒輪為齒輪軸；四段 : 安裝軸承的軸肩定位，由手冊查得軸承的定位軸肩高度h≥3mm ，故取d5=36mm、 長度L5=；五段：安裝軸承，初選用30206型圓錐滾子軸承，其內徑d=30mm,外徑D=62 mm,寬度B=16mm，考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離，并考慮通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度長度取，故取d6=30mm、長度L6=58mm；六段：安裝皮帶輪3，帶輪寬度B=24mm 故取d6=25mm 、L6=34mm。3) 軸上零件的周向定位皮帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按d六=25mm由手冊查得平鍵截面bxh=8mmx7mm（GB/T10961990）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為L=20mm（GB/T10961990），同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸的配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表（《機械設計》表152）取軸端倒角為145176。，各軸肩初圓角見零件圖（5） 求軸上的載荷由手冊查得a=14mm，作為簡支梁的軸的跨距軸的彎矩圖及扭矩圖如圖29：圖29低速軸彎扭圖從圖中可以看出齒輪處是軸的危險截面，計算出各參數(shù)如表26：表26 低速軸受力參數(shù)表載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=，F(xiàn)NH2=108NFNV1=，F(xiàn)NV2=彎矩MMH=MV=總彎矩M=+=扭矩TT31=（6） 按彎扭合成應力校核軸的強度據(jù)公式（220） ca=MW2+4αT2W2=M2+αT2W≤1式中：ca——軸的計算應力，單位MPa；M——軸所受的彎矩，；T——軸所受的扭矩，；W——軸的抗彎截面系數(shù)，單位mm2， 1——許用彎曲應力及上表數(shù)值，并取α=，軸的計算應力σca=M2+（αT31）2W=+（）363MPa=前已選定軸的材料為45，調質處理，由表（《機械設計》表151）