【文章內容簡介】 可選擇7307C型軸承。查《機械設計課程設計》，d3=d7=35 mm， mm。故，要求在這此處的定位套筒的直徑是44 mm。因此取d2=32 mm。3) 由該說明書後面的箱體設計可以得到L7＝40 mm。該箱體壁與齒輪的距離L6=L3＝15 mm,L8=10 mm。由軸承端蓋的厚度一般為10 mm左右，因此，整個軸承蓋的長度是20mm，它與右端大帶輪的距離至少要留一個螺栓的長度25mm，再考慮軸承端蓋的調整範圍，可以確定L10=50 mm。4) 如果再按照這種方法選擇下去，那麼d5=48 mm，這樣會使齒輪的齒根到鍵槽頂?shù)木嚯x小於2mt，齒輪很容易損壞，所以這裏必須採用齒輪軸。則由表2可以得到d5= mm，L4＝60 mm。5) ，取L5=L2=9 mm，d4=d6=42 mm；則L9＝L6+L7L8L9=15+40109=36 mm6) 同樣，也就確定了L1＝34 mm。至此，已初步了軸的各段直徑和長度。(3) 軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位採用平鍵鏈結。按該截面直徑查《課設》hL＝8 mm 7 mm 32 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，保證大帶輪與軸配合有良好的對中性。故大帶輪與軸的配合為H7n6。滾動軸承與軸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k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸按照《課設》45176。， mm。4. 軸的受力分析(1) 根據結構圖畫出軸的受力簡圖Fa1Fr1F帶輪Ft1FV1FV2(2) 受力計算1) 由前面的計算可得Ft1=2866 N，F(xiàn)r1=1077 N，F(xiàn)a1=746 N由前面帶輪的壓軸力計算可知 F帶輪＝(Fp)min＝1068 N2) 計算支反力在垂直面內進行計算FV2=1119(1077)＝1402 NFV1=Fr1F帶輪FV2=10771068(1402)=1411 N；在水平面內進行計算FH1=FH2=12Ft=28862=1433 N3) 畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位 N?mmMVMHM扭矩圖：單位 N?mmT5. 由彎扭圖上看，截面B是危險面?，F(xiàn)將計算出的截面B處的MH、MV及M的值列於下表3表3載荷水平面垂直面支反力FFH1=FH2=1433 NFV1=1411 NFV2=1402 N彎矩MMH=76955 N?mmMV1= N?mmMV2=63913 N?mmMV3=83768 N?mm總彎矩M1＝768852+=113914 N?mmM2=769952+639132=100065 N?mmM3=837862+0=83768 N?mm扭矩T2=77700 N?mm6. 按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由於軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動迴圈變應力，取α=，軸的計算應力σca=M12+αT2W=1139142+=根據前面選定軸的材料為45鋼，調質處理，由《課程設計》表151查得σ1=60 Mpa。因此σcaσ1，故安全。7. 精確校核軸的疲勞強度（所用的表來自《機械設計》）(1) 判斷危險面雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉強度確定的，因此這個截面不是危險面。只有在截面C處有較大的應力集中，因此必須對其進行精確校核。(2) 截面C右側抗彎截面?zhèn)S數(shù) W==403=6400 mm3抗扭截面?zhèn)S數(shù) WT==403=12800 mm3截面C右側的彎矩M為M=113914603060=56957 N?mm截面C上的扭矩 T2＝77700 N?mm截面上的彎曲應力 σb=MW=569576400=截面上的扭轉切應力 τT=T2WT=7770012800=由表151查得：σB=640MPa，σs=355MPa，σ1=275MPa，τ1=155 MPa截面上由於軸肩而形成的理論應力集中係數(shù) ασ及ατ按附表32查取。因rd==，Dd==，用插值法可得ασ＝，ατ＝又由軸的材料的敏感係數(shù)為qσ=，qτ=故有效應力集中係數(shù)為kσ=1+qσασ1=1+=kτ=1+qτατ1=1+=由附圖32的尺寸係數(shù)εσ=；由附圖33的扭轉尺寸係數(shù)ετ=。軸按磨削加工，由附圖34得表面品質係數(shù)為βσ=βτ=軸未經表面強化處理，即βq=1，則得綜合係數(shù)為Kσ=kσεσ+1βσ1=+=Kτ=kτετ+1βτ1=+=又由31及32節(jié)得碳鋼的特性係數(shù)φσ=~，取φσ=φτ=~，取φτ=於是，計算安全係數(shù)Sca值，按156到158式得：Sca=σ1Kσσa+φσσm=+0=Sτ=τ1Kτ τa+φττm=+=Sca=SσSτSσ2+Sτ2=+=故知其安全。(3) 截面C左側，由於該軸是齒輪軸，沒有因過盈配合而造成的應力集中，因此不用校核。(4) 由上面的計算，說明該軸的強度是足夠的。二、低速軸的設計1. 材料選擇及熱處理由於減速器傳遞的功率不大，可以和高速級軸的材料一致。並做調質處理。2. 初定軸的最小直徑(1) 按扭轉強度條件，可得軸的直徑計算式d≥A03 P n由《機械設計》表153查得A0=103~126，由第一部分的表1可查得P＝，n=106 r/min；所以d≥(103~126)3 106 r/min=~ mm由於該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大5~7%，故dmin=(~)(1+5~7%)=~ mm(2) 聯(lián)軸器的選擇根據軸所傳遞的扭矩T＝105N?mm，可選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器，因為它是由蛹狀的彈性套傳遞轉矩，故可緩衝減振，其製造容易，裝拆方便，成本較低，適用于連接載荷平穩(wěn)、起動頻繁的中小轉矩的軸。查《課設》 4284 GB/T 43232002綜合考慮，取dmin=42 mm3. 軸的結構設計(1) 擬定結構方案如下圖：(2) 根據軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 從左端開始。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，L1軸段右端需制出一軸肩，故取d2=46 mm。由於前面已經對聯(lián)軸器進行了選擇，故d1=42 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm，為了保證軸端擋圈中壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，則L1就比84略短一點，現(xiàn)取L1＝82mm。2) 初步選擇滾動軸承。根據d2=46mm，初步選擇0基本遊隙組，選用角接觸球軸承，由於該軸上軸力相對較大，故選擇AC系列的軸承，查《課設》，選用7210AC，其尺寸為dDB=50 mm90 mm20 mm，故定位套筒的直徑為57 mm。因此，d3=d6=50 mm3) 取安裝齒輪處的軸段的直徑d4=55 mm，為了使套筒更加壓緊齒輪，此軸段應略小於輪轂的寬度，故取L4=52 mm，齒輪的右端採用軸肩定位，軸肩的高度h=55= mm，取h=5 mm，則軸環(huán)處的直徑d5=65 mm，取軸環(huán)寬度為8 mm。4) 軸承端蓋的總寬度為20 mm。根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為30 mm，故取L2＝50 mm。5) 取齒輪與箱體之間的距離為15 mm（由後面的箱體設計確定）。滾動軸承到箱體的距離為10mm，則 L3＝20+10+15+3=48 mmL6=20+10+158=37 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。(3) 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均採用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，按直徑d1由《課設》hL=16 mm10 mm40 mm，配合為H7k6。齒輪與軸的連接，選用平鍵為bhL=12 mm8 mm70 mm，配合為H7n6。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k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考《課設》，取軸端倒角為245176。，C、D、E處的圓角半徑r=2 mm，A、B處的圓角半徑r＝ mm。4. 軸的受力分析（1） 畫出軸的受力簡圖FVN1FVN2