【正文】 ?，初步選擇 0基本游隙組，選The genral stf(1mpoyidvc,uh)0jb。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 84????，為了保證軸端擋圈中壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，則 L1就比 84略短一點，現(xiàn)取 ??1＝ 82????。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， L1 軸段右端需制出一軸肩，故取 ??2 = 46 ????。5wT17 由《機械設(shè)計》表 153查得 A0 = 103~126，由第一部分的表 1可查得??＝ ????， ?? = ??/??????； 所以 ?? ≥ (103~126) √ ???? ??/??????3 = ~ mm 由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應(yīng)加大 5~7%， 故 ???????? = (~)(1+ 5~7%) = ~ ???? (2)聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸所傳遞的扭矩 ??＝ ?m，可選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器，因為它是由蛹狀的彈性套傳遞轉(zhuǎn)矩，故可緩沖減振，其制造容易，裝拆方便，成本較低，適用于連接載荷平穩(wěn)、起動頻繁的中小轉(zhuǎn)矩的軸。并做調(diào)質(zhì)處理。1]，故安全。1] = 60 ??????。現(xiàn)將計算出的截面 B處的 ????、 ????及 ??的值列于下表 3 ?? ???? ???? ?? 38620 56045 53703 79832 68063 53703 56852 56852 The genral stf(1mpoyidvc,uh)0jb。5wT (2)受力計算 1) 由 計算可得 ????1 = 2??1??1= 2275 ??， ????1 = ????1 tan????cos?? = 850??， ????1 = ????1 tan?? = 528?? 由前面帶輪的壓軸力計算可知 ??帶輪 ＝ (????)??????＝ 702?? 2) 計算支反力 在垂直面內(nèi)進行計算 ????2 = 1119(850? 528 ? 702)＝ ? ?? ????1 = ????1 ???帶輪 ?????2 = 850?702? (?)= ??； ????1 = ????1 = 56852??????? ????2 = ??帶輪 (+ )?????1 = 38620??????? ????3 = ??帶輪 = 53703??????? 在水平面內(nèi)進行計算 ????1 = ????2 = 12???? = 22752 = ?? ???? = = 56045??? ???? 3) 畫出彎矩圖和扭矩圖 彎矩圖：單位 ?? ????? F a1 Fr1 F 帶輪 Ft1 F V1 F V2 The genral stf(1mpoyidvc,uh)0jb。各處圓角半徑都為 ????。滾動軸承與軸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 k6。按該截面直徑查《課設(shè)》表 采用 ??? ??＝ 8 ???? 7 ???? 36????，鍵槽用鍵槽銑刀加工，保證大帶輪與軸配合有良好的對中性。 至此，已初步了軸的各段直徑和長度。則由表 2可以得到 ??5 = ????， ??4＝ 60 ????。由軸承端蓋的厚度一般為 10 ????左右，因此，整個軸承蓋的長度是 20????，它與右端大帶輪的距離至少要留一個螺栓的長度 25mm，再考慮軸承端蓋的調(diào)整范圍，可以確定??10= 50 ????。 3) 由該說明書后面的箱體設(shè)計可以得到 ??7＝ 40 ????。故，要求在這此處的定位套筒的直徑是 44 ????。一般運輸機傳遞載荷不是很大，由斜齒產(chǎn)生的軸向力不是很大，再根據(jù)這段軸的尺寸，可選擇 7307C 型軸承。 B C The genral stf(1mpoyidvc,uh)0jb。 1) 由于在 L11 這段上所連接的是大帶輪，根據(jù)它的扭轉(zhuǎn)強度已經(jīng)計算得到此處的最小直徑，在這個直徑下是滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強度，故??1 = ???????? = 24 ????。查表 153得A0 = 103~126,因軸的跨度還未確定，先按軸所受的轉(zhuǎn)矩初步計算軸的最小直徑。3′32′′ = N Fa = Ft tanβ = tan13176。 Ft = 2TIId1= 2104 = Fr = Ft tanαncosβ = tan 20176。 (詳見所附零件圖圖紙 ) 七．軸的設(shè)計及其校核計算 （一） 高速軸的設(shè)計 1. 輸在軸上的功率 ⅡP 、轉(zhuǎn)速 Ⅱn 和轉(zhuǎn)矩 ⅡT The genral stf(1mpoyidvc,uh)0jb。3′32′′ = d2 = z2mncosβ = 289cos13176。3′32′′ 因 β值改變不多，故參數(shù) εaKβZH等不必修正。1（ z1:z2） mn2a = cos。 （ 1） 計算中心距 a = (z1 +z2)mn2cosβ = (24+ 89)22cos14176。1242 3mm = 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由 齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得模數(shù) m= 圓整為標準值 m=，按接觸強度算得的分度圓直徑 d1 = ，算出小齒輪齒數(shù) z1 = d1cosβmn= cos14176。5wT11 YFa2Ysa2[σF]2 = = 大齒輪的數(shù)值大。 Ysa1 = ,Ysa2 = 9) ．計算大、小齒輪的[]Fa saFYY?并加以比較。)3 = 7) ．查取齒形系數(shù)。 ZV1 = Z1(cosβ)3 = 24(cos14176。 K = KAKVKFαKFβ = 1 = 5）根據(jù)縱向重合度 εβ = ， 從圖 1028 查得螺旋角影響系數(shù) Yβ = 。 取彎曲疲勞系數(shù) S=。 mn = d1cosβz1= cos14176。 故載荷系數(shù) K = KAKVKHαKHβ = 1 = 6） .按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（ 1010a） 得 The genral stf(1mpoyidvc,uh)0jb。由圖 1013查得 KFβ = 。 = 5） .計算載荷系數(shù) K. 已知使用系數(shù) KA = 1,根據(jù) v=， 7 級精度，由圖 108 查得動載系數(shù) KV = 。24 = h = = = bh= = 11 4）．計算縱向重合度 εβ。 V = πd1tn160 1000 = π384601000 = 3）．計算齒寬 b及模數(shù) mnt.。 8）．計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 The genral stf(1mpoyidvc,uh)0jb。 由表 1可查得 T2= N?m 3)．由表 107選取齒寬系數(shù) 1d?? 4）．由表 106查的材料的彈性影響系數(shù) MPa? 5）．由圖 1021（ d） 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限lim 1 600H MPa? ? ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 lim 2 550H MPa? ? 。1u (ZHZE[σH] )23 （ 1）確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值 1） ．試選載荷系數(shù)。 （ 4）選小齒輪的齒數(shù) Z1=24，則 Z2 = Z1 ?iΠ = 24 = 取 Z2 = 89 (5)選取螺旋角。 （ 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度。5wTZ = PcaPr= = 故取 2 根 V帶的初拉力的最小值 0 min()F 由表 83得 A型帶的單位長度質(zhì)量 q=，所以， (F0)min = 500(? ka)pcaka ? z ?v+ qv2= [500 (?)2 + ]N = 179N pF 壓軸力的最小值為： (FP） min = 2z(F0)minsina12 = 2 2179176。 ≥ 90176。 ?(355? 140)176。 ? (dd2 ? dd1)176。140)24600 ]mm ≈ 1996mm 選帶的基準長度 Ld=2021mm。5wT7 v = πdd1n1601000 = π140 96060 1000 = 因為 5m/s ?? 30??/??,故帶速合適。 dd并驗算帶速 V