这样的配合是否存在问题

zhjj1128

刚加工一根变速箱轴，以前轴和是过盈配合。新轴和齿轮是间隙配合。轴和齿轮是用健连接，
% Y, g5 ?. [1 f2 v) P9 m! \轴直径是100mm，最大受力为8吨。是否可以使用？？

fns98

提供资料太少，不能确定 。如果不需要精确定位，仅仅看收力的话，应该可以

eastlakewater

回答你两个问题或疑惑
6 W9 h& i* u. a) a% j1 k第一,这个强度与间隙或过盈没有多大的关系
/ H) o6 T/ Y; l  \第二强度够了,但是没有扭矩的数值以及支撑点的位置,没法计算抗弯.
+ T9 h0 U( L" `; S给个简单的图

misliu

原帖由 zhjj1128 于 2007-7-20 23:41 发表 http://www.3dportal.cn/discuz/images/common/back.gif
( G( ]9 w, p" }8 F$ F( z- P, t+ [刚加工一根变速箱轴，以前轴和是过盈配合。新轴和齿轮是间隙配合。轴和齿轮是用健连接，
% c2 D/ o( s' y- Y& z轴直径是100mm，最大受力为8吨。是否可以使用？？

( a' D% P* Y1 _# l! n' W2 V3 ^不知楼主所说的间隙有多大，还有就是齿轮的厚度、有无螺旋角等。这种情况容易造成齿轮的轴向不稳定、而且分度圆（与配对齿轮）不能很好重合。转速高的情况下会产生不应有的噪声，也会使齿轮（副）的磨损不正常而过早损坏。

gaoyns

楼主提供的数据不够，过盈配合改间隙配合肯定有问题，齿轮的轴向串动就是个问题，另外齿轮啮合也不会正常。
) m9 J* ]8 x5 {4 ?4 @关于强度计算，需给出支承距离、齿轮位置才能核算，若支承距离为L，齿轮距一端为a,最大的弯矩M在装配齿轮的中心面上，应计算此处的弯应力：
σ=M/W≤[σ]    W--齿轮中心面的断面系数,m^3.    [σ]--轴的许用应力，Pa.
8 r( e5 W! @& f! i5 d9 ]2 @M=P1(L-a)/L   P1--A端的支座反力，N。
( j7 c! l& \4 M* j1 ?% dW=0.1d^3=0.0001m^3.
2 H  I: S) S- n( ]% X. W; b, a, i) _) K这样才能算出轴上最大的弯应力，与许用应力比较才能确定强度够 不够。

zhjj1128

由于长时间没有产品设计打交道了，材料力学和理论力学全还给老师去了。再此我只能补充我能说清楚的内容。第一，以前的轴比现在的轴仅粗50个丝左右，以前的受力完全没有问题。第二，以前的 轴和齿轮是过盈配合，应该是采用热压技术组装成型，主要刚开始受力时剪切力不仅仅作用在平键上。而现在因为轴和齿轮是过度配合，间隙只有几个丝，采用榔头敲击组装。刚受力时剪切力全部作用在平键上，这样是否会导致平键和轴的间隙增大，最终出现危机？？

fhwyssodm823

楼主,要看你用在哪方面了,还有你说得问题不够全.但其他朋友的回答都已帮了你吧!

myfunction

给你分析一下：
- k# j$ b0 @) B8 f8 f+ O以前的轴是过盈配合加键联接，在工作的时候，应该是键起传递扭矩的作用，过盈起定心作用。如果过盈不能足够传递全部扭矩的话，最终扭矩还是会全部由键来传递，也就是剪切力最终还是全部作用在键上。
) e2 h& c7 ~7 r1 ^现在的轴是过渡配合，给装配带来很多方便。只要过渡配合的定心满足齿轮传动的要求（一般是可以满足的），只要键传递扭矩的强度足够，那就不必担心了。
3 N' U; T2 h) z; ~所以，过渡配合是可以的。

xiaoyaoshusheng

楼上说的很有道理，关键是“过渡配合的定心满足齿轮传动的要求”。
! Z1 n- B# Z* X) }4 s
* j& }: M8 e2 N+ Z: X[ 本帖最后由 xiaoyaoshusheng 于 2007-7-22 18:55 编辑 ]

JSKSGS

以前轴和是过盈配合。新轴和齿轮是间隙配合。轴和齿轮是用键连接，是否可以使用，要看传动的精度、动力的大小和重要性以及齿轮是否定位，才能判断。

huasha

需要考虑轴的抗弯强度以及抗扭，同时用疲劳强度验证。另外需要计算键的抗剪强度。
楼主没有给出轴的相关参数，包括支点位置，支点以外是否还有力或力矩。所以只能计算单位长度的扭距，弯距无法计算。
& ]9 g  K2 a1 q% w剪切强度很简单，用轴的外径尺寸位置考虑力的大小，再除以键的剪切面积即可。
9 e: ?8 |. K8 [以上计算是考虑静载荷，若为动载荷，则要考虑动载系数。
机械设计课程中应该有详细的计算公式。相关参数查机械设计手册

euu365401

楼上都是高人呀