【正文】 hP Cn 。hP Cn fL th 3103 ????????? ???????????? ? 由課本表 13－ 3 知軸承的預(yù)期計(jì)算壽命 L hˊ 為 12020～ 20200h, L hL hˊ ，所選軸承合適。 基本額定動載荷 C＝ 48KN，軸向動載荷系數(shù)為： Y=2(Fa/Fre 時(shí)的值 )，判斷系數(shù) e= 1） 軸承的徑向載荷 軸承 D RD＝ DVDH RR 22 ? ＝ 軸承 B RB＝ BVBH RR 22 ? ＝ 2） 軸承的軸向載荷 軸承的派生軸向力 YFS 2? 所以有： SD＝ NYR D ??? SB＝ NYR B ??? 外部軸向力 Fa＝ ,因?yàn)?SB+Fa＝ +SD，軸承 D 被壓緊，所以兩軸承的軸向力為 AB＝ SB＝ AD＝ SB+Fa＝ 3） 3) 計(jì) 算徑向當(dāng)量動載荷 課本表 13－ 6 取載荷 fp＝ 軸承 D AD/RD=e= 查課本表 13－ 5 取 X＝ ， Y＝ 2，則 PrD＝ fp（ XRD＋ YA D）＝ 軸承 B AB/RB=e= 故取 X＝ 1， Y=0。 mm 38 (5) 判斷危險(xiǎn)截面 截面 A， Ⅱ ， Ⅲ ， C 只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(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， C 均無需校核。 mm 總彎距 MC=根據(jù)課本式 15－ 5及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 α ＝ ，軸的計(jì)算應(yīng)力 : M P aW TMca c 13 3222 )3 29 1 ( 59 7 3)( ??? ? ??? ?? 已由前面查得 許用彎應(yīng)力 11 ][,60][ ?? ?? ??? caM P a 則. 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 RAH＝ RBH＝ RAV= RBV= 彎距 M MCH= mm 由以上得軸的彎距和扭距圖可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)截面。 mm 4） 由前面知軸的轉(zhuǎn)矩 T2＝ mm MD1＝ 122 DVDH MM ? ＝ mm MDV2＝ MDV1 Fa222d=843849N mm 垂直面彎距 M(x)＝ (0≤ x≤ ) =(≤ x≤ ) =(≤ x≤ ) MCV= = ， 各軸肩處的圓角半徑為 R＝ 《 30~50mm》和 R=(d=50~80mm) 36 設(shè)計(jì)目的 說明計(jì)算及設(shè)計(jì) 備注 求軸上的載荷 (4) 求軸上的載荷 1) 查手冊得此軸承的（ a=15mm） 計(jì)算得： L1=, L2=, L3= L＝ L1＋ L2＋ L3＝ 首先跟據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖及以上各段長度作出軸的計(jì)算簡圖。平鍵的選擇將在以后討論 。 3) 軸承端蓋的總寬度為 15mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定），再考慮到軸出來后一段距離才到臺階軸 ,則取 l Ⅵ － Ⅶ =50mm 4)為使 底速軸 上的大齒輪與 中間軸 上的小齒輪對齊和兩端軸承的支持點(diǎn)在同一平面，即要滿足 L1= ,即 L2′ =L2+L3 經(jīng)計(jì)算得 :lⅡ －Ⅲ =Ⅴ Ⅵ = dⅦ Ⅷ =36mm,取 lⅦ Ⅷ =40mm 至此 ,已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸肩高度 h～ ，取 h＝ 4mm，則軸環(huán)處的直徑 dⅣ － Ⅴ ＝ 60mm。故取 lⅢ Ⅳ =58mm 。 2) 取安裝 大 齒輪處的軸段的直徑 dⅢ Ⅳ ＝ 52mm, 大齒輪的左端與左 軸承實(shí)采用套筒定位。根據(jù)表 １５－３， 取 112??A （以下軸均取此值），于是由式 １５－２ 初步估算軸的最小直徑 mmnPAd ??? ? 這是 軸的最小直徑 21?d ， 又因此軸上有兩個(gè)鍵槽，所以， mmd 41%)121( ????? （ 3） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1） 初步選擇滾動軸承 因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承 。34?????????????????? 小齒輪： NFNFFNdTFtFntrt a a n 20c o s 6 5 7c o s5555139。 34 7． 3 底速軸的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì) 目的 說明計(jì)算及設(shè)計(jì) 備注 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1) 擬定軸上零件的裝配方案 （ 2）計(jì)算 1) 輸入軸上的功率 m i n/, 33 rkwP ?? 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 mNTT ?????? 3339。 mm 截面上的彎曲應(yīng)力 : σb ＝ WM＝ aMP6400 ＝ 截面上的扭轉(zhuǎn)切力 : τT＝TWT3 ＝ MPa12800 ＝ 過盈配合處的 kσ /εσ ,由課本附表 3－ 8 用插入法求出，并取 kτ /ετ ＝ /εσ ，于是得 kσ /εσ ＝ kτ /ετ ＝ ＝ 軸按磨削加工，質(zhì)量系數(shù)如上為 β σ ＝ β τ＝ 故得綜合系數(shù)值為 Kσ ＝ 11 ????? ??k ＝ ?? ＝ Kτ ＝ 11 ????? ??k ＝ ?? ＝ 所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù) Sca 值 : 2 751 ??? ????? mKS ??? ?? ??? 1551 ??? ????? mzzKzS ??? ?? 2222 ??? ??? zzSS SScaS ?? 故該軸 在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。 3－ 1及 167。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) ασ及 ατ 按課本附表 3－ 2 查取。 mm 截面上的彎曲應(yīng)力 : σb ＝ WM＝ aMP ＝ 截面上的扭轉(zhuǎn)切力 : τT＝TWT3 ＝ ＝ 軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 mm 32 設(shè)計(jì)目的 說明計(jì)算及設(shè)計(jì) 備注 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 應(yīng)力集中最嚴(yán)重，由于過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端，故 C截面處受影響不大，在截面Ⅳ處的載荷比截面 Ⅴ 處的載荷大，因而在此只需校核截面Ⅳ兩側(cè)的疲勞強(qiáng)度。 mm 總彎距 MC=根據(jù)課本式 15－ 5及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 α ＝ ，軸的計(jì)算應(yīng)力 : MP aW TMca c 3222 45.\ )1 09 8 ( 14 9 18)( ??? ? ??? ?? 已由前面查得 許用彎應(yīng)力 11 ][,60][ ?? ?? ??? caM P a 則 （ 5） 判斷危險(xiǎn)截面 由彎距圖和扭距圖可知，受載最大的截面為 C、 Ⅳ 、 Ⅴ 、 D，其中截面 C上的彎距最大，但從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看 ， 截面 Ⅲ 、 Ⅳ 處的過盈配合引起的 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 RAH＝ RBH＝ RAV= RBV= 彎距 M MCH= mm 由以上得軸的彎距和扭距圖可以看出截面 C 是軸的危險(xiǎn)截面。 mm 4） 由前面知軸的轉(zhuǎn)矩 T2＝ mm MD1＝ 122 DVDH MM ? ＝ mm MDV2＝ MDV1 Fa222d= mm 垂直面彎距 M(x)＝ (0≤ x≤ ) =(≤ x≤ ) =(≤ x≤ ) MCV= = ， 各軸肩處的圓角半徑為 R＝ 《 30~50mm》和 R=(d=50~80mm) 30 設(shè)計(jì)目的 說明計(jì)算及設(shè)計(jì) 備注 求軸上的載荷 (4) 求軸上的載荷 1） 查手冊得此軸承的（ a=15mm） 計(jì)算得： L1=, L2=48mm, L3= L＝ L1＋ L2＋ L3＝ 首先跟據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖及以上各段長度作出軸的計(jì)算簡圖。平鍵的選擇將在以后討論 。至此 ,已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3) 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）。軸肩高度 h～ ，取 h＝ ，則軸環(huán)處的直徑 dⅣ － Ⅴ ＝ 47mm。 大 、小 齒輪 的輪轂寬度分別 為 40mm、 65mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度約為 2～ 3ｍｍ ,故取 lⅤ Ⅵ =38mm ， l Ⅲ － Ⅳ =62mm。 參照工作 要求，因 dmin＝ ，初選軸承型號為 32206 的圓錐滾子軸承，由機(jī)械設(shè) 計(jì)手 冊 (軟件版 ) 查得其軸承參數(shù)： d D T =30mm 62mm . 所以 dΙ — Ⅱ = dⅦ － Ⅷ =30 mm,l Ι — Ⅱ =l Ⅶ － Ⅷ =,左右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，軸承軸肩高度 h＝（ ~） d=~3mm,故取 h=，因此，取 dⅡ － Ⅲ ＝ dⅥ － Ⅶ ＝ 30＋ 2 ＝ 35mm。根據(jù)表 １５－３， 取 112??A （以下軸均取此值），于是由式 １５－２ 初步估算軸的最小直徑 mmnPAd ??? ? 這是 軸的最小直徑 21?d ， 又因此軸上有兩個(gè)鍵槽，所以， mmd %)121( ????? 。22?????????????????? 小齒輪： NFFNaFFNdTFtantrt o sc o stan33335139。 mm 此軸上的截面都較安全 28 中間 軸的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)目的 說明計(jì)算及設(shè)計(jì) 備注 軸的 軸結(jié)構(gòu) 設(shè)計(jì) (1) 擬定軸上零件的裝配方案 (2) 計(jì)算 1) 輸入軸上的功率 m i n/, 22 rkwP ?? 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 mNTT ?????? 2239。 mm MC2＝ N根據(jù)課本式 15－ 5及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 α ＝ ，軸的計(jì)算應(yīng)力 : MP aW TMca c 3222 )2 7 5 3 ( 6 5 7 0)( ??? ? ??? ?? 已由前面查得 許用彎應(yīng)力 11 ][,60][ ?? ?? ??? caM P a 則 3) 判斷危險(xiǎn)截面 截面 A， Ⅱ ， Ⅲ ， B 只受扭矩作用，雖然 鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(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 均無需校核。 mm 根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖。 １） 計(jì)算支反力（以 B為原點(diǎn)建立直角坐標(biāo)系向右，向上為正水平為 X 軸） 水平面 Σ MB＝ 0,RDH － Ft ＝ 0 , 而 Ft=,則 RDH= Σ F＝ 0 , RBH＝ Ft－ RDH＝ = 彎矩 M為： M（ x） = (0≤ x≤ ) = () (≤ x≤ 所以： McH= = 27 設(shè)計(jì)目的 說明計(jì)算及設(shè)計(jì) 備注 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 垂直面 Σ MB＝ 0, RDV － Fr + Fa21d＝ 0 , RDV= Σ F＝ 0, RBV＝ Fr－ RDV＝ = 彎距 : Mv(x)＝ (o≦ x≦ ) = (≦ x≦ ) 所以： MCV1＝ = MCV2= MCV1 Fa21d= = 2) 合成彎距 MC1＝ 122 CVCH MM ? ＝ 在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，由 機(jī) 械設(shè)計(jì)手冊 (軟件版 ) 查取 30305型滾動軸承的 C值： c＝ 15mm。同樣 .半聯(lián)軸器與軸的連接 ,選用平鍵為 2266 ?? mmmm ,半聯(lián)軸器與軸的配合為 67kH .滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的 .此處選軸的直徑尺寸公差為 m6. 8) 確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考課本表 15－ 2，取軸端倒角為 2 45176。 4) ?、?Ⅵ的軸徑為 d