【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),查表，對(duì)于30307型的圓錐滾子軸承,a=,取a=17mm。因此,做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距. 而對(duì)于垂直面上，如下圖，可列出關(guān)系式，： ： 載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=3160N FNH2=彎矩總彎矩 扭矩T3=6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度） 根據(jù)[1]式155及表[1]154中的取值，且≈（式中的彎曲應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時(shí)取≈；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)取≈）1）計(jì)算軸的應(yīng)力 前已選定軸的材料為45號(hào)鋼，由軸常用材料性能表查得[σ1]=60MPa因此σca[σ1]，故安全。中間軸的3維圖： 低速級(jí)軸的設(shè)計(jì)（1）由前計(jì)算列出Ⅰ軸上各數(shù)據(jù)功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速直徑壓力角347420Nmm20176。已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 =而 F= F= FF= Ftan==圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:3. 初步確定軸的直徑先按課本152初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖下所示）,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)查課本,選取因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩,所以查表選取LT4型彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為500 000Nmm,半聯(lián)軸器的孔徑4. 軸結(jié)果的設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的傳動(dòng)方案。如圖所示 (2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1)為了滿(mǎn)足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,ⅠⅡ軸段右端需要制出一軸肩,故?、颌蟮闹睆?。左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故ⅠⅡ的長(zhǎng)度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取2),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 ，故取=29mm3)右端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由課程設(shè)計(jì)手冊(cè)查得軸承軸肩的高度h=5mm，因此取=60mm。4)取安裝齒輪處的軸段。齒輪的右端采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為65mm，為了是套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸端應(yīng)該略短于輪轂寬度，故取。左端采用軸肩單位，h.,則h=5, 。軸肩寬度b,取5) 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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.6)。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動(dòng)軸承寬度T=29,第Ⅱ根軸上有兩個(gè)齒輪,其中大齒輪齒寬為45mm，小齒輪齒寬為70mm，取=6mm,則可計(jì)算： 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度.（3）軸上的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按表查得平鍵截面，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。齒輪與軸用平鍵連接，bh=16mm10mm,長(zhǎng)度為56mm。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各處的倒圓角標(biāo)注在圖中。5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),對(duì)于30310型的圓錐滾子軸承,a=29mm,因此,做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距. 載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=2748N FNH2=1385NFNV1= FNV2=彎矩MH= 175872 Nm=總彎矩 扭矩T3=374420N6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度） 根據(jù)[1]式155及表[1]154中的取值，且≈（式中的彎曲應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時(shí)取≈；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)取≈）1）計(jì)算軸的應(yīng)力 前已選定軸的材料為45號(hào)鋼，由軸常用材料性能表查得[σ1]=60MPa因此σca[σ1]，故安全。低速級(jí)軸的3維圖： 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度　　1) 判斷危險(xiǎn)截面　　截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)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也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。2) 截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù)　　　　　抗扭截面系數(shù)　截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩為　　T3=374 420 N截面上的彎曲應(yīng)力　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力　　軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[1]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)及按[1]附表32查取。因，經(jīng)插值后可查得 ， 又由[1]附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按[1]式（附34）為　　　　由[1]附圖32得尺寸系數(shù)；由[1]附圖33得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，有附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按[1]式（312）及（312a）得綜合系數(shù)值為于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按[1]式（156）~（158）則得　故該軸在截面左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。截面Ⅳ右側(cè)2)　 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)　　　抗扭截面系數(shù)　截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩為　　T3=374 420 N截面上的彎曲應(yīng)力　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力　　軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[1]表151查得 ，過(guò)盈配合處的，有附表38用差值法求出，并取== ==軸按磨削加工，有附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按[1]式（312）及（312a）得綜合系數(shù)值為于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按[1]式（156）~（158）則得故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本題因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。軸承的校核 輸出軸的軸承計(jì)算對(duì)于輸出軸軸承30310，查詢(xún)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：基本額定動(dòng)載荷：Cr＝130kN基本額定靜載荷：C0r＝158kN由上述軸的計(jì)算得，軸3所受軸向力 Fa1＝Ft1tan/cos＝（方向指向聯(lián)軸器）因此只有靠近聯(lián)軸器的支點(diǎn)2端才受軸向力。支點(diǎn)1處軸承所受的合力===2804N支點(diǎn)2處軸承所受的合力===1988N由上述軸3的受力分析所得的支反力：有計(jì)算可得，靠近齒輪處的支點(diǎn)1處軸承容易損壞。Fr==2804N得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=,軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=－8得：左邊的軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P＝XFr＝－5，得：(因?yàn)槭菆A錐滾子軸承，其中ε取，轉(zhuǎn)速n＝)Lh左邊軸承＝L0＝3003810＝72000h故軸承符合要求 中間軸的軸承計(jì)算對(duì)于2軸軸承30307，查詢(xún)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：基本額定動(dòng)載荷：Cr＝基本額定靜載荷：C0r＝由上述軸的計(jì)算得，軸2所受軸向力 因此只有支點(diǎn)1處受軸向力。支點(diǎn)1處軸承所受的合力===支點(diǎn)2處軸承所受的合力===支點(diǎn)1處的軸承容易壞。 得：Fa=Fr=又Fa/Fr= e＝得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=,軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=－8得：左邊的軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P＝XFr＋YFa＝2300N－5，得：(因?yàn)槭菆A錐滾子軸承，其中ε取，轉(zhuǎn)速n＝360r/min)Lh左邊軸承＝L0＝3003810＝72000h故軸承符合要求 高速軸的軸承計(jì)算對(duì)于輸入軸軸承30310，查詢(xún)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：基本額定動(dòng)載荷：Cr＝