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轴的设计

由于设计中轴的传递功率较小，选用45钢调质处理，则其有关力学性能数据如下：

抗拉强度极限=637，屈服强度极限=353，弯曲疲劳极限=268，剪切疲劳极限=155，许用弯曲应力[]=60。

径向尺寸的确定：估算最小轴径

                                    (5.1)

式中，C— 与轴的材料以及受载情况有关，由表查得C=118，

输出轴转速按750r/min来计算：

=（9.9mm

考虑到变速器输入与输出通过键槽连接其他机构，故需要将估算的轴径加大35，为了方便计算，取输入与输出轴直径相同，则计算最大的一个的所以取15mm作为轴的最小直径,轴长L取400mm。

5.2轴承的选择与校核

1）滑动轴承和滚动轴承相同，都是轴组件中不可缺少的部件，其工作性能主要有两个方面：一方面是支承轴和轴上的零部件，使轴的旋转精度得以保证；另一方面是可以减小轴在转动时与其固定的支承之间的摩擦和磨损。其主要优点有：

（1）面接触，所以承载能力较大；

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（2）轴承面上的油膜能够起到减振、缓冲和降噪声的效果；

（3）处于液体摩擦状态时摩擦系数较小、磨损轻微、寿命长；

（4）影响精度的零件数较少，所以可以达到很高的回转精度；

（5）重型轴承能够单独生产，成本低；

（6）可以做成剖分式，便与装配；

（7）能在特殊工作条件下工作。

因为变速器在工作过程中是由锥体的轴向移动来实现变速，经过推力轴承使轴向的推力作用在轴上。推力轴承作用位置在锥体两侧的轴肩处。其具有较小的摩擦阻力，劳耗小易启动等优点。

2）求当量动载荷P：

因为推力轴承只承受轴向载荷，所以当量载荷即为轴承受的轴向力，以最大**力进行计算。

图5.1带轮机构受力分析图

竖直方向受力平衡：

            （5.2）

摩擦力：

F=fN                               （5.3）

 f为摩擦因数，锥体、分体材料均为钢，所以查表得f=0.15

由式（5.2）（5.3）得：

N=                   (5.4)

F=                    (5.5)

水平方向平衡方程：

P=F               (5.6)

将式（5.4）（5.5）代入得

P =+

  =                          (5.7)

根据前面计算所得的两个锥体锥角分别是25.115和23.629，取25.115进行计算，

P = = 211.1 = 140.5N

计算所需要的径向额定动载荷C：

C =                 (5.8)

式中，P—当量载荷，有前面计算得140.5N；

      —温度系数，由表查得取值为1；

      n－轴承转速；

      －轴承的预期寿命，由表查得；

      寿命指数，对于球轴承。

所以通过计算得：C =  =2713N

初选定推力轴承段轴径为25mm，所以查表选51205推力球轴承，=27.8KN，满足要求。

5.3轴向尺寸的确定

轴上零件的固定是通过轴肩和套筒实现的，套筒可以同时固定两个相隔距离不大的零件，也可以实现轴向定位。为节省材料，将花键轴中键的长度设计成锥体花键孔长度的80，取花键孔长为160mm。