【正文】 5) ND a mKS K ? ??? ??τ Ⅰ τδ х х 5 х 5ττ Ψ τ 綜合安全系數(shù)： 3 . 0 4 [ ] 1 . 5C SSS S?? ?τ Ⅰδ Ⅰ22τ Iδ IS + S 所以具有足夠的強度。 （三）、低速軸的設計 軸的材料與齒輪 4 的材料相同為 45 鋼調質。 按切應力計算軸徑。 由表 15— 3查得，取 A0=112 軸伸出段直徑 d1≥ A0(p3/n3)1/3=112( )1/3= 考慮與卷筒軸半聯(lián)軸器相匹配的孔徑標準尺寸的選 用，取 d1=50mm,則軸孔長度 L1=84mm 軸的結構設計 1)、劃分軸段 d1。過密封圓處軸段 d2。軸頸 d3,d8。軸承安裝定位軸段 d4；軸身 d5,d7；軸頭 d6。 2)、確定各軸段直徑。 取 d2=52mm 選擇滾動軸承 30211，軸頸直徑 d3=d8=55mm.，軸承寬 按許用彎曲應力校核軸。 (1)、軸上力的作用點及支點跨距的確定。 AC=67mm CB=141mm AB=208mm (2)、繪軸的受力圖。 ( 3)、計算軸上的作用力： Ft4=2T4/d4=2 986380/=7488N Fr4=Ft4tan α n/cosβ 4=tan 20o/=2805N Fα 4=Ft4tan β 4=7488tan =684N (4)、計算支反力 繞支點 B 的力矩和 Σ MBZ=0，得 RAZ=[Fr4 141+Fa4d 4/2]? 208 =2335N 同理： Σ MAZ=0 ,得 RBZ=[Fr4 67Fa4d 4/2] ? 208 =470N 校核： Σ Z=RAZ－ Fr1+RBZ =4708+23352805=0 計算無誤 同樣，由繞支點 B 的力矩和 Σ MBy=0，得 RAY=7488 141/2208=5076 由Σ MAy=0，得 RBY=7488 67/208=2412N 校核： Σ Z=RAY+ RBY － Ft1=2412+50767488=0 計算無誤 (5)、轉矩，繪彎矩圖 垂直平面內的彎矩圖。 RazFa1Fr1RbzCA（b)B C 處彎矩 ： MCZ 左 = RAZ 67=156445Nmm MCZ 右 = RBZ 141=340374Nmm MCY=RAY 67=340092Nmm (6)、合成彎矩 MC 左 =(M2CZ 左 +M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614Nmm MC 右 =(M2CZ 右 +M2CY)1/2=(3403742+340072)1/2=481162Nmm (7)、轉矩及轉矩圖。 45鋼調質 選擇滾動軸承 30211 T2=986380Nmm (8)、計算當量彎矩 應力按正系數(shù) α =[δ 1b]/[δ 0b]=55/95= α T2= 986380=572100Nmm C 處： M′ C左 =MC左 =374614 M′ C右 =[M2C右 +(α T2)2]1/2=(5721002+3764142)1/2=684826Nmm (9)、校核軸徑。 C 剖面： dC= (M′ C右 /[δ 1b])1/3=(684826/55) 1/3 =50mm＜ 62mm 強度足夠。 (10)、軸的細部結構設計 由表 6— 1 查出鍵槽尺寸： b h=18 11 由表 6— 2 查出鍵長： L=70； RazFa1RbzBCA（b)Rb y(d)(c)BCARb y 七、滾動軸承的校核計算 （一）中間滾動軸承的校核計算 選用的軸承型號為 30208 由表 9－ 16 查得 Cr= kN, 0rC = e= 作用在軸承上的負荷。 1)、徑向負荷 A 處軸承 FRⅠ =(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512N B 處軸承 FRⅡ =(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N 2)、軸向負 荷 3)、軸承受力簡圖。 Fr1Fa S2S1FrII 外部軸向力 FA=Fa3－ Fa2=1926— 917=1009N 從最不利受力情況考慮 FA 指向 B 處軸承，如上圖所示。 軸承內作軸向力 SⅠ =е FrⅠ = 5512=2039N SⅡ =F rⅡ = 6500=2405N 因 FA+SⅠ =1009+2039=3048＞ 2405=SⅡ 軸承 Ⅱ 被壓緊，為緊端，故 FaⅠ =SⅠ =2039N FaⅡ =FA+SⅠ =3048N 計算當量功負荷。 Ⅰ 軸承， FaⅠ /Cor=2039/42800= 查 [課 ]表 135， е = FaⅠ /FrⅠ =2039/5512=＜ е ,X1=1 Y1=0 動載荷系數(shù) fp= 當量動載荷 prⅠ =fp(X1FrⅠ +Y1FaⅠ )= 5512=6063N Ⅱ 軸承： FaⅡ /Cor=3048/42800= е = FaⅡ /FrⅡ =3048/6500=＞ е =， X2=， Y2= 當量功載荷 PrⅡ =fa(X2FrⅡ +Y2FaⅡ )=( 6500+ 3048) =7371N 驗算軸承壽命 因 PrⅠ ＜ PrⅡ ,故只需驗算Ⅱ軸承。 軸承預期壽命與整機壽命相同，為： 8 30016=38400h 軸承實際壽命 Lh10=16670/n2(Cr/PrⅡ )ε =16670/(59800/7371)3 =128554h＞ 38400 具有足夠使用壽命。 軸承靜負荷計算 經計算，滿足要求；計算過程略。 經校核，高、低軸的軸承均滿足要求 八 、平鍵聯(lián)接的選用和計算 中間軸與齒輪Ⅰ的鍵聯(lián)接運用及計算。 由前面軸的設計已知本處軸徑為： d2=45 由表 6— 1 選擇鍵 14 9 50 鍵的接觸長度 L=d2－ b=50－ 14=36,接觸度 h′ =h/2=9/2= 由《機械設計》表 6— 2 查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應力 [δ p]=120MPa δ p=2T2/d2lh′ =(2 10 3)/(453 6)= 98MPa＜ [δ P] 鍵聯(lián)接強度足夠 低速軸與齒輪 4的鍵聯(lián)接選用及計算。 由前面軸的設計已知本處軸徑為： d4=62 由表 6— 1 選擇鍵 18 11 70 鍵的接觸長度 L=d2－ b=70－ 18=52,接觸度 h′ =h/2=11/2= 由《機械設計》表 6— 2 查出鍵靜聯(lián)接的擠壓作用應力 [δ p]=120MPa δ p=2T2/d2lh′ =(2 10 3)/(62 52 )=111MPa＜ [δ P] 鍵聯(lián)接強度足夠 九．聯(lián)軸器的選擇計算 由于低速級的轉矩較大，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為 HL5 計算轉矩： caT ＝ K 3T =? 986380= 轉速 n= d=50 所以由表可知 ：強度和轉速均滿足要求 十、 箱體及其附件的設計選擇 零部件 名稱 符號 件速器的尺寸關系 箱座壁厚 δ 18 箱蓋壁厚 δ 1 8 箱蓋凸緣厚度 b1 30 箱座凸緣厚度 b 13 地腳螺釘直徑 df M20 地腳螺釘數(shù)量 n 6 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 d1 M6 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 M14 聯(lián)接螺栓 d2 的間距 L 125~200 軸承端蓋螺釘直徑 d3 M8 檢查孔蓋螺釘直徑 d4 M8 定位銷直徑 d 8 油標尺的尺寸設計 如圖 由表 7— 21，選取為 M12d 的。 D=20 b=6 h=28 d2=12 a=10 D1=16 d1=4 參考文獻 ： 沒有注明的為《機械設計課程設計》書。 《機械設計》教材。 《機械原理》教材。