输入花键轴和花键设计校核

第 1 页 共 6 页第 1 页 共 6 页 第四部分第四部分 轴的设计轴的设计与校核与校核 4 14 1 输入花键轴设计输入花键轴设计与校核与校核 4 1 14 1 1 材料 性能参数选择以及输入花键轴的设计计算材料 性能参数选择以及输入花键轴的设计计算 1 已经确定的运动学和动力学参数假设转速 轴所传递的扭矩min 900rn mmNT 3 1018 3 2 轴的材料选择 因为花键轴齿轮左端同样是和花键齿轮啮合 所以由表选用 45 调质 根据材料主要性能表查得 抗拉强度极限 屈服强度极限MPab640 弯曲疲劳极限 剪切疲劳极限 屈服MPas355 MPa2751 MPa1551 许用弯曲应力为 MPa601 3 根据机械设计手册式 12 3 1 计算轴的最小直径 3 min 5 T d 根据表 12 3 2 取 代入数据得 MPa35 mm T d69 7 35 318055 3 3 min 4 因为轴上有花键 所以采用增大轴径的方法来增加轴的强度 根据选用的轴承为 深沟球轴承 根据轴承标准件查的其轴径是 17mm 长度是94276 TGB16003 7mm 借鉴双踏板设计 此处的定位右边是利用矩形花键的外轴径定位 左端是定位是箱 体孔 采用过盈配合夹紧 矩形花键长度是 57 5mm 为了便于加工与左端轴承的配合 直接将左端轴承处一起加工 总长为 64 5mm 根据所选用的花键为 其轴径为 20mm 右端为深沟球轴承420166 BDdN94276 TGB 所以它的轴径为 25mm 长度为 8mm 定位是靠右端大轴花键16005 的长度为 7mm 有段突出部分轴径 12mm 长度也是828246 BDdN 12mm 最后轴的设计总长为 98 5mm 其中齿轮定位采用弹性挡圈定位 至此 已初步 确定了轴的各段直径和长度 轴段12345 直径 mm 1228252017 长度 mm 127864 57 第 2 页 共 6 页第 2 页 共 6 页 4 1 24 1 2 输入花键轴二维图标注和三维图如下 输入花键轴二维图标注和三维图如下 4 1 34 1 3 输入花键轴的校核输入花键轴的校核 1 最小轴径校核公式 MPaMPa dW T 3538 9 14 3 12 163180 16 T 33 min max 满足条件 所以设计合理 2 进一步校核轴的的强度 其中轴向力不考虑 径向力求解 N d T Ft57 113 56 318022 2 2 NFFtr49 32786 0 364 0 57 113costan122 这里两个锥齿轮的设计是一模一样的 具有变向的作用 所以俩锥齿轮的力都是 32 49N 由于该径向力所产生的弯矩很小 故此处不用考虑 仅需校核扭转强即可 此处需要校核 两花键部分 右边花键 第 3 页 共 6 页第 3 页 共 6 页 1 24 2 16 6 2032 364641614 3 3180 32 4 MPa D dDdDNBd M W M l 右 左边花键 1 24 2 99 1 2832 524642414 3 3180 32 4 MPa D dDdDNBd M W M l 右 同样满足强度 3 最后校核轴的扭转刚度 根据公式 m I lT LGpi ii z i 1 1037 5 1 4 式中 T 轴所受的扭矩 mmN G 轴的材料的剪切弹性模量 对于 45 钢 MPa 4 101 8 G Ip 轴截面的极惯性矩 对于圆轴 4 mm 32 4 d Ip L 阶梯轴受扭矩作用的长度 mm Ti li Ipi 分别代表阶梯轴第 i 段上所受的扭矩 长度和极惯性矩 z 阶梯轴受扭矩作用的轴段数 轴的扭转刚度条件为 对于一般传动轴 可取 m 15 0 第 4 页 共 6 页第 4 页 共 6 页 m 经计算轴的扭转刚度满足要求 4 1 44 1 4 花键的校核花键的校核 左边花键是和内外花键齿轮套相配合 并且可以自由滑动 一直在工作的 工作长度是 34mm 而且花键采用的是中系列 其中主要配合是 10 11 4 11 10 20 7 7 166 d H a H f H BDdN 计算它的名义切向力为 N d F m t 3 353 2 1620 31802T2 名 可以求出它的单位载荷 mmN lz F W t 73 1 346 3 353 名 1 齿面压应力 MPa h W w H865 0 2 73 1 计算齿面许用压应力 MPa KKKKSu b H 5 119 5 115 175 1 4 1 640 4321 计算结果 满足要求 HH 2 齿根弯曲应力的计算公式 MPa S hW Fw F30 1 4 73 1 266 22 按照设计手册 计算齿根许用弯曲应力为 第 5 页 共 6 页第 5 页 共 6 页 MPa KKKKSF b F26 81 5 115 175 1 0 2 640 4321 计算结果 设计安全 FF 3 齿根剪切应力的校核 mm D dDKd ddk 6 17204165 016 MPa d T k m97 2 6 1714 3 318016 16 3 3 MPaF63 40 2 26 81 因为 所以满足条件 Fm 4 扭转与弯曲强度校核 MPamFav14 5 97 2 303 222 许用应力 MPa KKKKSF b v26 81 5 115 175 1 2 640 4321 计算结果 因此安全 vv 5 静连接静应力校核 MPa Zhld T m F15 1 18342675 0 318022 计算得知 所以设