8 精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 截面A、C、D只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直接选取较宽裕，故截面A、C、D均无需校核，截面B虽然应力较大，但由于是齿轮轴，相当于轴的直径最大，故截面B也不必校核。因此，此齿轮轴较简单，无其他危险截面。 fp=1.1 9轴承的选择与校核 （1）根据前面设计，选取左右轴承都为深沟球轴承6406，查本设计任务书表8得：基本额定动载荷Cr=47.5N, 查参考文献[2]表13-6得轻微冲击时的载荷系数fp的范围是1.0~1.2，取fp=1.1。 （2）轴上受力分析 前面已经求得以下数据： 轴上传递的扭矩：T1?30000N?mm 齿轮圆周力：Ft?1379.497N 齿轮径向力：Fr?502.096N 轴上的垂直支撑反力：FNV2?FNV1?251.048N 轴上的水平支撑反力：FNH1?197.12N；FNH2?1773N 计算合力：Fr1?FNH12?FNV12?197.122?251.0482?319.19N Fr2?FNH22?FNV22?17732?251.0482?1790.68N （3）计算当量动载荷 ①求比值 轴承1：因为选用的直齿齿轮轴不受轴向力，所以Fa1= Fa2=0,故比值Fa/Fr =0,则查参考文献[2]表13-5得深沟球轴承的最小半段系数e值为0.22，可见比值:Fa/Fr＜e ②计算当量动载荷P Fr1?319.19N Fr2?1790.68N Fa/Fr=0＜e 查参考文献[2]表13-5得：径向动载荷系数X=1; 轴向动载荷系数Y=0， 根据参考文献[2]P?fp(X?Fr?Y?Fa)得 PFr1?Y?Fa1)=1.1313319.19+0 =351.11N; 1?fp(X?P2?fp(X?Fr2?Y?Fa2)=1.13131790.68+0 =1969.75N. 为确保安全，选用较大的P2进行校核。 P1?351.11N; 计算与说明 P2?1969.75N 主要结果 21
③由条件知道工作时间为10年，且每天三班制工作，则大概总的各种 时间为Lh1?3?8?365?10?87600h。 ④根据参考文献[2]，求轴承应该有的基本额定动载荷值： 360nL1h60?635.56?87600?1969.75??29445.24N 106106 C?P?则按照参考文献[1]表13-2，较充裕地选择C=47500的深沟球轴承6406。 ⑤验算轴承6406轴承的寿命，根据参考文献[2]得 66Lh?10C?10475003()??()?367594.59h 60n1P260?635.561969.75Lh?367594.59h 可见Lh>Lh1,所以轴承6406合格。 Lh1?87600h Lh>Lh1,合格 k?2.4mm l?26mm 10 键的选择和校核 （1）根据前面分析，选用圆头A型普通平键，根据其所在轴段的直径d?=21mm，查参考文献[1] 表12-11选用键6332GB1096-2003,其中 b3h=636。 (2)键连接的强度校核 根据工作件查参考文献[2]表6-2的强度校核公式，按轻微冲击设计选取静连接时需用挤压应力??P??100~120MPa，对于键6332 GB1096-2003有： 键与轮毂的接触高度：k?0.4h?0.4?6?2.4mm 键的工作长度：l?L?b?32?6?26mm 键的挤压应力： ?P?2T带轮/d?lk?(2?30000)/(21?26?2.4)MPa?45.788MPa 可见?P
主要结果 22
z2 116 表10 齿轮机构参数 ? m(mm) ha* 1.5 20。 1 齿宽 B2=43.5 P2?1.918kw n2?158.89r/min T2?115.28N?m d2=174mm 1 求输出轴上的功率P2,转速n2和转矩T2 前面已经求得： Pm 2?P???1.918kw;n2?n???158.89r/min;T2?T???115.28N?2 求作用在大齿轮上的力 因为分度圆直径d2=174mm, 圆周力Ft=2T2/d2=2?115280/174N=1325.057N; 径向力Fr =Ft2tan?=1325.057?tan20。=482.281N 沿啮合线作用在齿面上的法向载荷Fn=Ft/cos?=1325.057/ cos20。=1438.818N 3按扭矩初步确定轴的最小直径 按参考文献[2]初步估算轴的最小直径，轴选用的材料为45号钢（调 质），硬度为217~255HBS，选取240HBS。 根据参考文献[2]表15-3取A0=115，得： 3 输出轴最小直径是安装联轴器的，轴上需开键槽，故需将直径增大5%， dmin=27.699mm 即dmin=27.699mm。 dmin?A03P21.918?115?mm?26.38mm n2158.894轴的结构设计 ①固定 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中大齿轮也应该安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用套筒定位，右面用轴肩定位；左轴承用套筒和轴承端盖固定，右轴承用轴肩和轴承端盖固定；联轴器在最左端，用轴肩和轴端挡圈固定。 ②周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与 计算与说明
主要结果 23
H7；同样，，半联轴器与轴连接时，半联轴器与轴的配合 n6 H7为。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合。 k6 ③安装 轴的配合为轴呈阶梯状，右轴承和右轴承端盖依次从右面装入；齿轮，齿轮套筒， 左轴承，左轴承端盖和联轴器依次从左面装入。 ④轴的结构与装配如图7： 图7轴的结构与装配图 （2）确定轴各段直径和长度 从轴最细段——轴段V??开始分析计算 ①轴段V?? 应，故需首先选取联轴器的型号。 因为dⅦ≥dmin=27.699mm。由于轴段直径dⅦ应该与联轴器孔径相适 联轴器计算转矩Tca?KAT2，查参考文献[2]表14-1，考虑到转矩变化很 KA?1.5 小，工作机为运输机，故取工作情况系数K?1.5 A 按照计算转矩Tca应该小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献[1]表 14-4，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩 Tn?560000N?mm，半联轴器的孔径d=30mm，故取dⅦ=30mm，半联 轴器的长度L1?82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L?60mm 查参考文献[3]表7-3可以确定轴段V??的轴伸长度为58mm (其中轴伸 长系列为80mm,短系列为58mm) ,为了保证轴端挡圈只压在轴的端面 半联轴器的选择： 计算与说明
则计算转矩：Tca?KAT2?1.5?115280N?mm?172920N?mm Tca?172920N?mm主要结果 24
上，故LⅦ应该比L略短一些，且综合考虑轴伸要求，现取LⅦ?58mm LⅦ?58mm 键的选择： 根据轴段V??的直径和长度，轴段V??上的键为普通平键A型，其部分 数据见表11： 表11 键的部分数据 轴的直键宽3轴深 t 毂深t1 键的长 径dⅦ 键高 度L? (b3h) 30 1038 5 3.3 50 ②根据d?=21mm确定轴端挡圈的设计 查参考文献[3]表7-6，选取A型轴端单孔挡圈（GB/T891-1986）,其数 据如表12： 表12 轴端单孔挡圈数据 轴径 公称直径 螺钉紧固轴端挡圈 D H L d d1 C D螺钉100圆柱销dⅦ ≤ 1 （GB/T891） 0个（GB/T119） 质 量 /kw ≈ A型 30 38 5 10 6.3.1 13 M6316 41.A3312 6 2 5 ③轴段Ⅵ <1>轴肩Ⅵ?Ⅶ为定位轴肩， 查参考文献[2],定位轴肩高度h????=（0.07~0.1）d? 则dⅥ=dⅦ+2hⅥ?Ⅶ=（1.14~0.2）dⅦ=（34.2~36）mm, dⅥ应该根据轴段 Ⅵ上的轴承端盖中的密封圈确定，故现确定密封圈尺寸。查参考文献 [2]，为了保证密封性，防止漏油，便于与箱体装配，故选用内嵌式端 盖，左端盖采用透盖，右端盖采用闷盖，左端盖中间孔用油毛毡作为 密封装置，查参考文献[1]表17-5得油毛毡密封尺寸主要数据选取如表 13： 计算与说明 主要结果
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