【文章內(nèi)容簡介】 ，故圓周力、徑向力的方向如（圖43）所示。 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的式（152）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【1】中的表153，取112，于是就有輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑（見圖72）與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時選取連軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩由文獻(xiàn)【1】中的表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取則：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中P143，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計通過初步計算，,所以選用齒輪軸。①、：=d=25mm②、：這里為定位軸肩，應(yīng)在的基礎(chǔ)上加上兩倍軸肩的高度，所以 ?？紤]到該軸段安裝密封圈，所以直徑還應(yīng)該符合密封圈的標(biāo)準(zhǔn)，取=30mm③、：此處為齒輪，所以；④、：⑤、：==25mm；⑥、=24mm；⑦、=20mm2）、各軸段的長度： ①、：初步選定軸承：因只受徑向載荷，故選深溝球軸承GB/T 2721994 6205；其尺寸為。軸承座孔L應(yīng)該等于底座壁厚δ+ 5~10mm ②、由于深溝球軸承為固定間隙軸承，為補償軸受熱伸長量，則=3mm；③、： =B=52mm；④、：此處的長度根據(jù)整體長度設(shè)計，=87mm；⑤、： =17mm⑥、：齒輪端面至箱體內(nèi)表面的距離大于壁厚δ=8mm，取=10mm（此處為小齒輪輪寬比配對大齒輪大，所以大齒輪肯定不會碰到內(nèi)壁，反而會離得更遠(yuǎn)）。=46mm；⑦、此處連接聯(lián)軸器長度，所以=35mm。至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的表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見圖43 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖72）做出軸的計算簡圖（圖71）,在確定軸承的支點位置時，因從手冊中查取e值（文獻(xiàn)【1】圖1523）。對于6207型深溝球軸承，由手冊中可查得e=。因此作為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（圖71）。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71所示（參看圖 71）圖 41 軸的載荷分布圖表 41 載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T 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。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式155及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(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，由文獻(xiàn)【1】的表151查得。因此，所以次軸是安全的。 精確校核軸的疲勞強度截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度來看，截面Ⅳ和Ⅴ處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必要校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由文獻(xiàn)【1】的第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。Ⅳ左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由文獻(xiàn)【1】中的表151查得。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的附表32查取。因為，經(jīng)插值后可查得，又由文獻(xiàn)【1】中的附圖31可得軸的材料的敏感系數(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)由文獻(xiàn)【1】附表34所示為由文獻(xiàn)【1】中的附圖32得尺寸系數(shù)；由文獻(xiàn)【1】中的附圖33得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】中的附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按文獻(xiàn)【1】中的式（312）及式（312a）得綜合系數(shù)為又由文獻(xiàn)【1】中的167。31及167。32得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)的值，按文獻(xiàn)【1】中的式（156）～（158）則得故可知其安全。Ⅳ右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由文獻(xiàn)【1】的附表38用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由文獻(xiàn)【1】中的附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為于是，計算安全系數(shù)的值，按文獻(xiàn)【1】中的式（156）～（158）則得故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強度也是足夠的。再加上設(shè)計中的運輸機有平穩(wěn)的特點，所以就無大的瞬時過載及其嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，所以可以省略靜強度校核。軸的設(shè)計基本上就這樣了。 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩、的計算 在考慮中間軸上的傳動的穩(wěn)定性和方便裝配時，將中間軸上的低速級（即小齒輪）齒輪改為齒輪軸。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)計中得到低速級大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，故圓周力、徑向力的方向如（圖71）所示。 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的式（152）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【1】中的表153，取，于是就有選取軸承代號為6205的軸承，故。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）、各軸段直徑①、：===25mm②、：==+=35mm③、：=+= 取=50mm，和；2）、各軸段長度：①、：由該軸段的直徑選軸承GB/T 2721994 6205，數(shù)據(jù)。由軸承寬B、軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁距離壁厚δ=8mm，取δ=10mm所以=B++=25mm，又因為軸承靠外面端面軸應(yīng)該外伸一點，齒輪外伸了一點，所以應(yīng)該再加上22mm，得=36mm②、：等于小齒輪的寬度，為了裝配，齒輪外伸一點，則應(yīng)該略小于齒輪寬度，=46mm③、：，取=15mm , =8mm, =7mm④、：與同理，=58mm⑤、：=36mm；根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的表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。 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖4