1、=323.6 r/min;A =115 O小齒輪 1、軸套、軸的設(shè)計與校核高速軸的計算。(1)選擇軸的材料選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下：硬度為HBS= 220抗拉強度極限(tB= 650MPa屈服強度極限(rS = 360MPa彎曲疲勞極限(r- 1 = 270MPa剪切疲勞極限t - 1=155MPa許用彎應(yīng)力(T 1=60MPa二初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數(shù)可知n1p 1=6.5184(KW); 查 表 可 取機械設(shè)計第八版370頁表15-3Id A 31-1 115 J6.5!8 =3i.26mmmin o , n 1、323.6三.軸的機構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方

2、案如圖(軸1),從左到右依次為軸承、軸承端蓋、 軸承、帶輪工艙配合處k叁的I U:ii IV vVI vir vm(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑 d 1,取d =32 mm為 了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在端面上，故I段的長度應(yīng)比 帶輪的寬度略短一些，取帶輪的寬度為 50 mm現(xiàn)取h=47mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度h 0.07d 0.1d ,取1 7h=2.5 mm，則d皿=37 mm軸承端蓋的總寬度為20 mm根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取蓋端的外端面與帶輪的左端面間的距離l=30 mm故取 l =5

3、0 mm.初步選責滾動軸承。因為軸主要受徑向力的作用，一般情況下不 受軸向力的作用，故選用深溝球滾動軸承，由于軸 d皿=37 mm故 軸承的型號為 6208,其尺寸為 d 40mm D 80mm, B 18mm所以 d f=d =40mm l =l =18mm.取做成齒輪處的軸段v-vi的直徑d=45mm l3=64mm 取齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a=10mm 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=4mim則1iv v s+a = 4mmh 10mm= 14mmd =48mm同理1 - =s+a=14mm d皿=43 mm至此，已經(jīng)初步確定了各軸段的長度和直徑

4、(3)軸上零件的軸向定位齒輪，帶輪和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接 (詳細的選擇見后面的鍵的選擇過程)(4)確定軸上的倒角和圓角尺寸參考課本表15 2,取軸端倒角為1X45 ,各軸肩處的圓角半徑R=1.2mm(四)計算過程1.根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖,如圖，對于6208深溝球滾軸承的a 9mm ,簡支梁的軸的支承跨距：L=m-iv w-vV- VI 1 VI -W l/皿-2a=18+14+64+14+18-2 9=120mmL i=47+50+9=106mmL 之二55 mm, L 3=65mm2.作用在齒輪上的力Ft 2L= 2 195-3=916.6NFd2420tanFr F n 3

5、33.6NF t cosF916.6Na t計算支反力水平方向的2M=0,所以FHN2.110 Ft.550，F(xiàn)HN2=458.3NFNH1.110 Ff65 0,FnH1=541.6N垂直方向的2M=0,有Fnvi.110 Fr.65 0，F(xiàn)nvi=197NFnv2.110 Fr.55 0,Fnv2=166.8N計算彎矩水平面的彎矩M CH FNH2 L 3= 45&365=29789.5 N mm垂直面彎矩M CV1F NV1 L2197 55 10840 N mmM CV2 FNV2 L3 166.8 65 10840 N mm合成彎矩M C1 = M 2CH M 2CV1 =31700

6、N mmM C2 = , M 2CH M2CV2 =31700N mm根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面，現(xiàn)將計算出的截面 C處的Mv、Mh及M的值列于下表:載荷水平面H垂直面V支反力Fnh1 541.6NFnh2 458.3NFhv1 197NFHV2 166.8N彎矩M H =29789.5 N mmM V1 M V2 10840N mm總彎矩M 1=31700N mmM 2=31700N mm扭矩T=195300N mm3,按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面(即危險截面Q的強度。卞M據(jù)課本式15-5及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)

7、力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 = 0.6,軸的計算應(yīng)力Mc2 ( T )2ca=317-J06 1953 1000=13.51QMPad3 五已由前面查得許用彎應(yīng)力（T 1=60Mpa,因1,故安全。4.精確校核軸的疲勞強度截面A, n,m，B只受扭矩作用，雖然鍵梢、軸肩及過渡配合所 引起應(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, n,m，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 V和VI處的過盈 配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。 截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面 V的相近，但截面VI不受扭距作用， 同時

8、軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面 C上雖然應(yīng)力最大，但 應(yīng)力集中不大（過盈配合及梢引起的應(yīng)力集中均在兩端）,而且這里軸 的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面 V的左側(cè)即可， 因為V的右側(cè)是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。2）截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)： W= 0.1d3= 0.1 X453 = 9112.5mm抗扭截面系數(shù)：0.2d 3= 0.2 X 453= 18225mm截面V左側(cè)的彎矩為55 32-M 31700 55-2 13256.3655截面V上的扭矩為T3=195300截面上的彎曲應(yīng)力M 13256.36 , h =1.45Mpab W 9112.5截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T

9、 工L=21.45MpaWt軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得B=640 MPa, 155MPa, 275Mpa過盈配合處的k /的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取 TOC o 1-5 h z k /0.8 k /, k /=2.18則 k /0.8 X 2.18 = 1.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)=0.92故得綜合系數(shù)值為：k 11k = 1 = 2.18 1 = 2.2670.92k 11k =1 = 1.744 1 = 1.8310.92又由課本 3- 1及 3 2得炭鋼得特性系數(shù)= 0.1 0.2 ,取 =0.1= 0.05 0.1 ,取 =0.0

10、5所以軸在截面V左側(cè)的安全系數(shù)為2752.267 1.45 1.831 0.=83.6=7.681551.831 21.45/2 0.05 21.45/2Sca.SS83.6 7.687.652S=1.6S2 S283.62 7.682（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s=1.6）故該軸在截面V左側(cè)的強度也是足夠的。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。八.低速軸的計算.軸的材料選取選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下：硬度為HBS= 220抗拉強度極限（tB= 650MPa屈服強度極限（rS = 360MPa彎曲疲勞極限（r- 1 = 270MPa剪切疲勞極限t -

11、1=155MPa許用彎應(yīng)力（T 1=60MPa.初步估計軸的最小直徑軸上的轉(zhuǎn)速作功率P2由以上機械裝置的運動和動力參數(shù)計算部分可知n2 =47.7 r/min； p2=6.25kw取 AO = 115d A 3；- 115 j625 58.4 mmmin o n 2. 47.7輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑dI II .為了使所選的軸的直徑dI II與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca KaT2,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取Ka 1.5 .則Tca KaT2= 1.5 1307.2=1906800N mm按照計算轉(zhuǎn)矩 又應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的

12、條件。查機械設(shè)計手冊(軟件版) R2.0,選HL5型彈性套 柱銷連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑dI 60mm,長度L= 142mm半聯(lián)軸 器與軸配合的轂孔長度L1 107mm o故取dI II =60mm.擬定軸的裝配方案由拴蟲音處軸業(yè)腹邪，艙問間即釉至端部他，R及循，綻時同即/與峨軸器配合處. 1 /VvfII 1 IIII IIIIV7 VI.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。(1)選取dI =60mm, lI =107mm 。因I-II 軸右端需要制出一個定位軸肩，故取d III =70mm(2)初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求，由軸知其工作要求并根

13、據(jù) dn - m= 70mm選取單列圓錐 滾子軸承33015型，由機械設(shè)計手冊(軟件版)R2.0查得軸承參數(shù)：軸承直徑：d= 75mm ; 軸承寬度：B= 31mm D=115mm所以，dIII IV dv VI 75mm(3)右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取 33215型軸承的定位軸肩高度h=2mm因此，取dVI VII 79mm64(4)取做成齒輪處的軸段IV - V的直徑dw v =85mm齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，齒輪的寬度為mm|X 1V VI 62mm(5)軸承端蓋的總寬度為20mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離1

14、=30mim 故取1川=50mm( 6)因為低速軸要和高速軸相配合，其兩個齒輪應(yīng)該相重合，所以取12=42mm.1v32 mm.(7)軸上零件的周向定位。齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接(詳細選擇過程見后面的鍵選擇)。( 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1X45 ,各軸肩處的圓角半徑為 R= 1.2mm參考課本表15 2,取軸端倒角為1X45 ,各軸肩處的圓角半徑為 R= 1.2mm4. 計算過程1.根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。 確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。故 L1= 157mmL2 65mmL, 55mm3因此作為簡支梁的支點跨距L2+ L3

15、=65mm+55mm=120mm.計算支反力作用在低速軸上的Ft iT23=6220NFr Ft tan =2263.8N水平面方向 2MB= 0,Fnh4 120 Ft 65= 0 故 Fnh4=3369NF =0, Fnh3 Ft Fnh4 6220N3369N2851N垂直面方向 2MB= 0,Fnv4 120 Fr 650,故 Fnv4 1226N2F= 0, FNV3 Fr FNV4 2263.8N 1226N1037.8N2）計算彎距水平面彎距M ch Fnh4 L 3= 3369 55 = 185295N mm垂直面彎矩M CV3 F NV3 L2 1037.8 65 67457

16、N mmM CV4 FnV4 L3 1226 55 67430N mm合成彎矩M C1 = . M 2CH M 2CV3 =197190N mmMc2= ,M2chM 2cv4-=197190N mm根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖。可看出c截面為最危險截面，現(xiàn)將計算出的截面 C處的Mv、Mh及M的值列于下表3:載荷水平面H垂直面V支反力Fnh 32851NFnh 43369NFnv3 1037.8NFnv4 1226N彎距MM H 185295N mnM cV3 67457N.mmM cV4 67430N.mm總彎距M1 197190N.mmM2 197190N.mm扭距TT= 1307.2 N m5.按扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進行校核時，通常只校核軸