机械设计基础 圆轴承载能力分析实例.docxVIP

例10-6如图10-32所示为二级斜齿圆柱齿轮减速器示意图，设计减速器的输出轴。已知输出轴功率P=9.8kW，转速n=260r/min，齿轮4的分度圆直径d=119mm，所受的作用力分别为圆周力Ft=6065N，径向力Fr=2260N，轴向力Fa=1315N。各齿轮的宽度均为80mm。齿轮、箱体、联轴器之间的距离如图10-32所示。

解（1）选择轴材料

因无特殊要求，选45钢，正火，查表10-1得[σ-1]=55Mpa，取A=115。

（2）估算轴的最小直径

图10-32二级斜齿圆柱齿轮减速器

因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即d=38.56×105%=40.485mm，选凸缘联轴器，取其标准内孔直径d=42mm。

（3）轴的结构设计

图10-33轴的结构设计

如图10-33所示，齿轮由轴环、套筒固定，左端轴承采用端盖和套筒、右端轴承采用轴肩和端盖固定。齿轮和左端轴承从左侧装拆，右端轴承从右侧装拆。因为右端轴承与齿轮距离较远，所以轴环做在齿轮的右侧，以免套筒过长。

①轴的各段直径的确定

与联轴器相联的轴头是最小直径取d6=42mm；联轴器定位轴肩高度h=3mm，则d5=48mm；选7210AC型轴承，则d1=50mm，右端轴承定位轴肩高度取h=3.5mm，则d4=57mm，与齿轮配合的轴头直径d2=53mm，齿轮的定位轴肩高度取h=5mm，则d3=63mm。

②轴上零件的轴向尺寸及其位置

轴承宽度b=20mm，齿轮宽度B1=80mm，联轴器宽度B2=84mm，轴承端盖宽度20mm。箱体内侧与轴承端面间隙取△1=2mm，齿轮与箱体内侧的距离分别为△2=20mm，△

3=15+80+20=115（mm），联轴器与箱体之间间隙△4=50mm，如图10-34所示。

则与之对应，轴各段长度分别为

L1=44mm，L2=78mm，轴环取L3=8mm，L4=109mm，L5=20mm，L6=70mm，L7=82mm。

轴承的支承跨度

L=L1+L2+L3+L4=239mm

（4）验算轴的疲劳强度

①画出轴的受力简图，如图10-34（a）所示

②画水平平面的弯矩图，如图10-34（b）所示，通过列水平平面的受力平衡方程，可求得

FAH=4283N

FRH=1827N则

MCH=72FAH=72×4238=305136（N·mm）

③画竖直平面的弯矩图，如图10-34（c）所示，

通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得FAV=924N

FBV=1336N

则

MCV1=72FAV=72×924=66528（N·mm）

MCV2=167FBV=167×1336=223112（N·mm）

图10-34轴的内力分析核

④画合成弯矩图，如图10-34（d）所示

MC1=MH+MV1=3051362+665282=312304(N.mm)

MC2=MH+MV2=3051362+2231122=378004(N.mm)

⑤画转矩图，如图10-34（e）所示

⑥画当量弯矩图，如图10-34（f）所示，转矩按脉动循环，则取α=0.6，αT=0.6×359926=215977(N.mm)

MeC1=

=M

=

M1+(αT)2

3123042

3123042+2159772

=379710(N.mm)

MeC2=

=M

=

M2+(αT)2

3780042

3780042+2159772

=435354(N.mm)

由当量弯矩图可知截面C为危险截面，当量弯矩最大值为Mec=435354N·mm

⑦验算轴的直径

因为C截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则d=42.94×105%=45.1（mm），而C截面的设计直径为53mm，所以强度足够。

⑧绘制轴的零件图。（略）