【文章內(nèi)容簡介】 簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查表，對于30307型的圓錐滾子軸承,a=,取a=17mm。因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 而對于垂直面上，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)力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度） 根據(jù)[1]式155及表[1]154中的取值，且≈（式中的彎曲應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取≈；當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取≈）1）計算軸的應(yīng)力 前已選定軸的材料為45號鋼，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： 低速級軸的設(shè)計（1）由前計算列出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,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本,選取因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查表選取LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500 000Nmm,半聯(lián)軸器的孔徑4. 軸結(jié)果的設(shè)計(1)擬定軸上零件的傳動方案。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度1)為了滿足半聯(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,故取ⅡⅢ的直徑。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行軸向定位，由課程設(shè)計手冊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)計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于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,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=29,第Ⅱ根軸上有兩個齒輪,其中大齒輪齒寬為45mm，小齒輪齒寬為70mm，取=6mm,則可計算： 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.（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，同時為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；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。齒輪與軸用平鍵連接，bh=16mm10mm,長度為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)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,對于30310型的圓錐滾子軸承,a=29mm,因此,做為簡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)力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度） 根據(jù)[1]式155及表[1]154中的取值，且≈（式中的彎曲應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取≈；當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取≈）1）計算軸的應(yīng)力 前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得[σ1]=60MPa因此σca[σ1]，故安全。低速級軸的3維圖： 精確校核軸的疲勞強度　　1) 判斷危險截面　　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，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，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，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。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)表面強化處理，即，則按[1]式（312）及（312a）得綜合系數(shù)值為于是，計算安全系數(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號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[1]表151查得 ，過盈配合處的，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)表面強化處理，即，則按[1]式（312）及（312a）得綜合系數(shù)值為于是，計算安全系數(shù)值，按[1]式（156）~（158）則得故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。本題因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設(shè)計計算即告結(jié)束。軸承的校核 輸出軸的軸承計算對于輸出軸軸承30310，查詢機械設(shè)計手冊得到：基本額定動載荷：Cr＝130kN基本額定靜載荷：C0r＝158kN由上述軸的計算得，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2端才受軸向力。支點1處軸承所受的合力===2804N支點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：有計算可得，靠近齒輪處的支點1處軸承容易損壞。Fr==2804N得徑向動載荷系數(shù)X=,軸向動載荷系數(shù)Y=－8得：左邊的軸承的當量動載荷P＝XFr＝－5，得：(因為是圓錐滾子軸承，其中ε取，轉(zhuǎn)速n＝)Lh左邊軸承＝L0＝3003810＝72000h故軸承符合要求 中間軸的軸承計算對于2軸軸承30307，查詢機械設(shè)計手冊得到：基本額定動載荷：Cr＝基本額定靜載荷：C0r＝由上述軸的計算得，軸2所受軸向力 因此只有支點1處受軸向力。支點1處軸承所受的合力===支點2處軸承所受的合力===支點1處的軸承容易壞。 得：Fa=Fr=又Fa/Fr= e＝得徑向動載荷系數(shù)X=,軸向動載荷系數(shù)Y=－8得：左邊的軸承的當量動載荷P＝XFr＋YFa＝2300N－5，得：(因為是圓錐滾子軸承，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 高速軸的軸承計算對于輸入軸軸承30310，查詢機械設(shè)計手冊得到：基本額定動載荷