【文章內容簡介】 矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角*m34r/mind2=475mm20186。1)求作用在齒輪上的力Ft=2T3/d2=2**1000/475=Fr=Ft*tan=*tan20186。=2)初步確定軸的直徑⑴先按式[1]152初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼調質。⑵根據(jù)表[1]153選取A0=112。于是有此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d12為了使所選的軸的直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。⑶聯(lián)軸器的型號的選取查表[1]141,取Ka=；Tca=Ka*T3=*=*m按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2000Nm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=56mm .固取d12=56mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂空長度L1=90mm。⑷軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求12軸段左端要求制出一軸肩；固取23段的直徑d23=58mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=58mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1= 90mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,固取12斷的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L12=88mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量〈=8`16`〉大量生產(chǎn)價格最低，固選用雙向推力球軸承又根據(jù)d23=58mm 選52215號，其尺寸為d=60mm，D=110mm，T=47mm。右端采用軸肩定位 查[2] 又根據(jù)d23=58mm和上表取d34=d78=60mm d8=62mm，L34=25mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊查得52215的軸肩高h=（～）d，所以h=4mm，因此取d45=c 取安裝齒輪處的軸段45的直徑d67=65mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為71mm，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，固取L67=67mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （~）這里52215號軸承去軸肩高度h===,取軸的寬度為L56=8mm.d 軸承端蓋的總寬度為20mm（有減速器和軸承端蓋的機構設計而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為30mm。固取L23=50mm e 取齒輪與箱體的內壁的距離為a=16mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=20mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承的寬度T=47mm錐齒輪的輪轂長L= 21 mm則 L78 =T+s+a= 71mm L45=L+c+a+sL56=21+20+16+88=57mm至此已初步確定軸得長度和各段直徑。⑸ 軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d67=63mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=14*9 (mm)見[2]表41,L=45mm，同理按 d12=55mm. b*h=12*8 ,L=70mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。⑹ 確定軸的的倒角和圓角參考[《機械設計（第八版）》]表152，取軸端倒角為2*45176。各軸肩處的圓角半徑見上圖。3) 求軸上的載荷（見下圖）首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應從手冊中查出a值參照[《機械設計（第八版）》圖1523。對與52215，為雙向推力球軸承，能承受雙向的牰向載荷。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的扭矩圖如下圖。從軸的結構圖以及彎曲和扭矩圖中可以看出界面C是軸最危險界面?，F(xiàn)將計算出的截面C的最大扭矩T：T= 4） 按彎扭應力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大扭矩的截面（即危險截面C的強度） 根據(jù)《機械設計（第八版）》式155及表154中的取值，當扭轉切應力為靜應力時取≈；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取≈）軸的計算應力ι=T/Wt=16T/D⒊∏= MPa已選定的軸的材料為45號鋼調質，查《機械設計（第八版）》表151得[]=60MPa,故安全。5）精確校核軸的疲勞強度a． 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。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面VI和V處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面V的應力集中的影響和截面VI的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不需要強度校核。截面C上雖然應力最大，但是應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑很大，故界面C也不需校核。截面VIII和VII顯然不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面VI的左右即可。b． 截面VI的右側抗扭截面系數(shù) Wr==*503=25000mm3截面VI上的扭矩 T3=426160N*mm截面上的扭轉切應力 =T3/Wr=426160/25000=軸的材料為45號鋼調質，由《機械設計（第八版）》表151查得=640MPa=275MPa，=155MPa 。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按《機械設計（第八版）》附表32查取。因r/d=2/50=, D/d=52/50= ,經(jīng)插值后可查得