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，
; o5 O+ T0 K: ]- m8 _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
+ e( F1 p4 S; n6 l# I6 J第一,这个强度与间隙或过盈没有多大的关系
2 |/ d, i2 A1 X1 @6 n* x) {" F; d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.
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
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，
轴直径是100mm，最大受力为8吨。是否可以使用？？

7 }( F5 L* R4 \- A* P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。
0 }9 @+ M/ p6 `7 e. t+ q* h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：
0 p7 {7 f$ F/ C6 T- c4 [7 gσ=M/W≤[σ]    W--齿轮中心面的断面系数,m^3.    [σ]--轴的许用应力，Pa.
M=P1(L-a)/L   P1--A端的支座反力，N。
) m4 ~0 |/ f- O9 dW=0.1d^3=0.0001m^3.
4 ~' x3 {, |8 o6 |) A5 ]0 V$ ~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" n' v6 w- T& ?  B0 ^- \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。
7 T& H8 h' n+ @* C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。
/ U% D  L; m0 F* l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”。

[ 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。
* [1 a9 m" k$ ^* S6 m1 M, D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。
以上计算是考虑静载荷，若为动载荷，则要考虑动载系数。
# D8 T9 l/ a# d2 c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