【文章內(nèi)容簡介】 可選擇7307C型軸承。查《機械設(shè)計課程設(shè)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(shè)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(diào)整範(fàn)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(jié)。按該截面直徑查《課設(shè)》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(shè)》45176。， mm。4. 軸的受力分析(1) 根據(jù)結(jié)構(gòu)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(nèi)進行計算FV2=1119(1077)＝1402 NFV1=Fr1F帶輪FV2=10771068(1402)=1411 N；在水平面內(nèi)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(yīng)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(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動迴圈變應(yīng)力，取α=，軸的計算應(yīng)力σca=M12+αT2W=1139142+=根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《課程設(shè)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(shè)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(zhuǎn)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(yīng)力集中，因此必須對其進行精確校核。(2) 截面C右側(cè)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(cè)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(yīng)力 σb=MW=569576400=截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)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(yīng)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(yīng)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(zhuǎn)尺寸係數(shù)ετ=。軸按磨削加工，由附圖34得表面品質(zhì)係數(shù)為βσ=βτ=軸未經(jīng)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(cè)，由於該軸是齒輪軸，沒有因過盈配合而造成的應(yīng)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(shè)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(diào)質(zhì)處理。2. 初定軸的最小直徑(1) 按扭轉(zhuǎn)強度條件，可得軸的直徑計算式d≥A03 P n由《機械設(shè)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(yīng)加大5~7%，故dmin=(~)(1+5~7%)=~ mm(2) 聯(lián)軸器的選擇根據(jù)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩的軸。查《課設(shè)》 4284 GB/T 43232002綜合考慮，取dmin=42 mm3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 擬定結(jié)構(gòu)方案如下圖：(2) 根據(jù)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(jīng)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(jù)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(shè)》，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(yīng)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(jù)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(shè)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(shè)》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(shè)》，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