机械设计课程设计轴的设计过程1

1 七七 轴的设计计算轴的设计计算 一 高速轴的设计计算 一 高速轴的设计计算 1 确定轴的最小直径 先按教材式 15 2 初步估算轴的最小直径 选轴的材料为 40Cr 调质处理 根据教材表 15 3 取 于是得 106 0 Amm n P Ad74 14 960 58 2 106 3 3 1 1 0min 由于开了一个键槽 所以mmd77 15 07 0 1 74 14 min 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 为了使轴的直径和联轴器的孔径 相适应 故需同时选联轴器的型号 联轴器的计算转矩 查教材表 14 1 取 又 1 TKT Aca 3 1 A K 代入数据得NT 4 1 10567 2 mmNTca 1034 3 4 查 机械设计课程设计 表 9 21 GB T4323 1984 选用 TL4 型弹性柱销联轴 器 联轴器的孔径 d 22mm 所以 mmd22 min 2 轴的机构设计 1 根据轴向定位 的要求确定轴上各段直径和长度 1 为了满足联轴器的轴向定位要求 在 12 段的右边加了一个轴套 所以 mmdd22 min12 2 初步选取轴承 因同时受到径向力和轴向力 故选用圆锥滚子轴承 根据 轴的结构和最小轴的直径大小 查 机械设计课程设计 表 9 16 GB T297 1994 选用 30205 型轴承所以 mmmmmmTDd25 165225 根据轴承的右端采用轴肩定位 从表中可知 45 断mmd25 23 mmd30 34 的直径为齿轮的齿顶圆直径 所以 mmd66 41 45 mmddmmdd25 30 23673456 2 半联轴器与轴配合的毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器mmL38 1 上而不压在轴的端面上 所以长度应取短些 先取 轴承的端盖的mmL36 1 总宽为 25mm 取端盖的外端面与半联轴器的距离为 25mm 所以 12 段上的轴套 长 所以mmL502525 2 mmL8823650 12 在确定轴承的位置时应距离箱体内壁 S 8mm 取齿轮距离箱体内壁 a 12mm 所 以 mm 取 24mm 可由中间轴算出来25 2428225 16 23 L 34 L 轴肩的高度 mmL83211265212 34 mmBL45 145 dh07 0 轴环的宽度 所以取 56 段 1 的长度为 所以hb4 1 mmL10 56 取 26mm 25 2628 1012 25 16 67 L 二 中间轴的设计计算 二 中间轴的设计计算 1 确定轴的最小直径 先按教材式 15 2 初步估算轴的最小直径 选轴的材料为 40Cr 调质处理 根据教材表 15 3 取 于是得 106 0 Amm n P Ad77 24 192 45 2 106 3 3 1 1 0min 由于开了一个键槽 所以mmd5 26 07 0 1 77 24 min 2 轴的机构设计 1 各段的直径 因为轴的最小轴与轴承相配合 所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小 值 因同时受到径向力和轴向力 故选用圆锥滚子轴承 查 机械设计课程设计 表 9 16 GB T297 1994 根据上面计算的 选择轴承的型号为 30206 其尺寸为mmd5 26 min mmmmmmTDd25 176230 所以 轴肩高度所以 23 段的直径mmdd30 6712 1 207 0 dh 3 34 段的直接即为齿轮的齿顶圆直径mmhd35302 23 mmdd35 2356 45 段的轴肩高 所以mmd84 59 34 mmh45 2 3507 0 mmdhd402 5645 2 确定各段的长度 先确定 23 段的长度 轴环的宽度 取 b 为 10mm 即 hb4 1 mmL10 23 确定 12 段的长度 因为安装轴承应距离箱体内壁为 8mm 齿轮距离箱体内壁的 距离为 16mm 所以 取 mmL25 27 1012 825 17 12 mmL27 12 确定 34 的长度 34 的长度等于齿轮的宽度 所以 mmBL65 134 确定 45 段的长度 轴环的宽度 取 b 为 10mm 即 hb4 1 mmL10 45 确定 56 段的长度 56 的长度原本应该等于齿轮的宽度 B 但为了定位作用该段的轴应小于齿宽 B mmL37340 56 确定 67 段的长度 取75 432 4045 312825 17 67 LmmL47 67 三三 输出轴的设计计算输出轴的设计计算 1 确定轴的最小直径 先按教材式 15 2 初步估算轴的最小直径 选轴的材料为 45 钢 调质处理 根据教材表 15 3 取 105 于是得 由mm n P Ad 1 39 68 43 26 2 105 3 3 1 1 0min 于开了两个键槽 所以mmd7 43 12 0 1 1 39 min 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 为了使轴的直径和联轴器的孔径 相适应 故需同时选联轴器的型号 联轴器的计算转矩 查教材表 14 1 取 又 1 TKT Aca 5 1 A K 代入数据得NT 5 1 100942 5 mmNTca 106413 7 5 查 机械设计课程设计 表 9 21 GB T4323 1984 选用 HL4 型弹性柱销联轴 器 联轴器的孔径 d 45mm 所以 4 mmd45 min 2 轴的机构设计 1 根据轴向定位 的要求确定轴上各段直径和长度 1 为了满足联轴器的轴向定位要求 在 67 段的左边加了一个轴套 所以 mmdd45 min67 2 初步选取轴承 因同时受到径向力和轴向力 故选用圆锥滚子轴承 根据 轴的结构和最小轴的直径大小 查 机械设计课程设计 表 9 16 GB T297 1994 选用 30210 型轴承所以 mmmmmmTDd75 219050 根据轴承的右端采用轴肩定位 从表中可知 轴肩的mmd50 12 mmd55 23 高度 取 4mm 所以 85 3 07 0 dhmmd63 34 mmddmmdd50 55 12562345 半联轴器与轴配合的毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联mmL84 7 轴器上而不压在轴的端面上 所以长度应取短些 先取 轴承的端mmL82 1 盖的总宽为 20mm 取端盖的外端面与半联轴器的距离为 30mm 所以 12 段上的 轴套长 所以mmL503020 6 mmL1352302082 67 在确定轴承的位置时应距离箱体内壁 S 8mm 取齿轮距离箱 体内壁 a 16mm 23 段的长度原本等于齿轮的宽 但为了齿轮能够轴向定位应短一些 所以 所以mmL57360 23 取mmL25 472 6065 12875 21 12 mmL47 12 轴环的宽取 b 11mm 即hb4 1 mmL10 34 可由中间轴确定 45 L 5 mmL551022 4045 2 6065 124010 45 取mmL75 2922875 21 56 mmL30 56 八八 轴的校核轴的校核 一 输入轴的校核 一 输入轴的校核 NFF NFFN d T F ta n trt 331tan 498 cos tan 1328 2 11 11 1 1 1 1 画轴的空间受力图 将齿轮所受载荷简化为集中力 并通过轮毂中截面作用于轴上 轴的支点反 力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上 2 作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷 并确定可能的 危险截面 将计算出的危险截面处的的值列入下表 MMM VH 载荷水平面 H 垂直面 V 6 支反力 F NFNH NFNH 937 391 2 1 NFNV NFNV 320 178 2 1 玩矩 M mmNMH 51184 mmNM mmNM V V 17560 23340 2 1 总弯矩 mmNM mmNM 541411756251184 562582334051184 22 2 22 1 扭矩mmNT 25670 3 按弯矩合成应力校核轴的强度 已知材料为 40Cr 钢调质 由教材表 15 1 查得 由已知条件 MPa70 1 对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核 根据教材式 15 5 以上表中的数据 并取6 0 轴的计算应力 MPaMPa W TM ca 7023 14 91 341 0 256706 0 56258 3 22 2 2 2 1 结论 按弯矩合成应力校核轴的强度 轴的强度足够 二 二 中间轴的校核中间轴的校核 NFF NFFNFF aa rrtt 331 498 1328 12 1212 NFF NFN D T F ta n rt 1088tan 1638 cos tan 4365 2 3 33 1 画轴的空间受力图 将齿轮所受载荷简化为集中力 并通过轮毂中截面作用于轴上 轴的支点反 力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上 2 作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷 并确定可能的 危险截面 7 2 3 将计算出的危险截面处的的值列入下表 MMM VH 载荷水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH NFNH 2458 3532 2 3 NFNV NFNV 31 341 2 3 玩矩 M mmNM mmNM H H 135520 210708 2 3 mmNM mmNM V V 32230 52653 2 3 总弯矩 mmNM mmNM 13984032230135520 21753052653210708 22 2 22 3 扭矩mmNT 121860 3 按弯矩合成应力校核轴的强度 已知材料为 40Cr 钢调质 由教材表 15 1 查得 由已知条件 MPa70 1 对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核 根据教材式 15 5 以上表中的数据 并取6 0 8 MPaMPa W TM ca 7096 13 84 551 0 1218606 0 139840 3 22 2 2 2 1 3 MPaMPa W TM ca 70 1 39 351 0 1218606 0 139840 3 22 2 2 2 1 3 结论 按弯矩合成应力校核轴的强度 轴的强度足够 三 输出轴的校核 三 输出轴的校核 NFF NFFNFF aa rrtt 1088 1638 4365 34 3434 1 画轴的空间受力图 将齿轮所受载荷简化为集中力 并通过轮毂中截面作用于轴上 轴的支点反 力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上 2 作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷 并确定可能的 危险截面 将计算出的危险截面处的的值列入下表 MMM VH 9 载荷水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH NFNH 1614 2751 2 1 NFNV NFNV 113 1751 2 1 玩矩 M mmNMH 224650 mmNM mmNM V V 120600 13263 2 1 总弯矩 mmNM mmNM 224650120600189530 19038013263189530 22 2 22 1 扭矩mmNT 509420 3 按弯矩合成应力校核轴的强度 已知材料为 45 钢调质 由教材表 15 1 查得 由已知条件 对 MPa60 1 轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核 根据教材式 15 5 以上表中的数据 并取6 0 MPaMPa W TM ca 60 8 22 551 0 5094206 0 224650 3 22 2 2 2 1 结论 按弯矩合成应力校核轴的强度 轴的强度足够 九九 轴承的校核轴承的校核 轴承的预期计算寿命hL h 480083002 1 1 输入轴上轴承的校核输入轴上轴承的校核 1 求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知 NFae331 NFNF NFNF NVNV NHNH 320 178 937 391 21 21 所以NFFF NV NH r 6 429178391 222 1 1 2 1 NFFF NV NH r 1 990320937 222 2 2 2 2 2 计算轴承的轴向力 查 机械设计课程设计 表 9 16 GB T297 1994 得 30205 型号轴承 10 NCYe r 32200 6 1 37 0 所以N Y F F r d 25 134 6 12 6 429 2 1 1 N Y F F r d 41 309 6 12 1 990 2 2 2 NFFFF NFFFF aedda daeda 41 309 max 41 64041 309331 max 122 211 3 求轴承的动载荷 e F F e F F r a r a 31 0 1 990 41 309 49 1 6 429 41 640 2 2 1 1 查教材表 13 5 得 对轴承 1 6 1 4 0 11 YX 对轴承 2 0 1 22 YX 查教材表 13 6 取冲击载荷因数2 1 p f 四 计算轴的寿命 N FYFXfP arp 9 1423 41 6406 1 6 4294 0 2 1 11111 NFYFXfP arp 12 1188 1 99012 1 22222 所以 hh Lh P C n L 595016 9 1423 32200 96060 10 60 10 3 10 6 1 6 1 所以轴承满足寿命要 hh Lh P C n L 1230847 12 1188 32200 96060 10 60 10 3 10 6 1 6 2 求 2 2 中间轴的校核中间轴的校核 1 求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知 NFae7573311088 NFNF NFNF NVNV NHNH 2458 3235 31 341 21 21 所以NFFF NV NH r 9 32523235341 222 1 1 2 1 11 NFFF NV NH r 2 2458245831 222 2 2 2 2 2 计算轴承的轴向力 查 机械设计课程设计 表 9 16 GB T297 1994 得 30206 型号轴承 NCYe r 41200 6 1 37 0 所以N Y F F r d 5 1016 6 12 9 3252 2 1 1 N Y F F r d 2 768 6 12 2 2458 2 2 2 NFFFF NFFFF aedda daeda 2 768 max 2 1525 2 768757 max 122 211 3 求轴承的动载荷 e F F e F F r a r a 31 0 2 2458 2 768 47 0 9 3252 2 1525 2 2 1 1 查教材表 13 5 得 对轴承 1 6 1 4 0 11 YX 对轴承 2 0 1 22 YX 查教材表 13 6 取冲击载荷因数2 1 p f 四 计算轴的寿命 N FYFXfP arp 8 4489 2 15256 1 9 32524 0 2 1 11111 NFYFXfP arp 8 2949 2 245812 1 22222 所以 hh Lh P C n L 139323 8 4489 41200 19260 10 60 10 3 10 6 1 6 1 hh Lh P C n L 564583 8 2949 41200 19260 10 60 10 3 10 6 1 6 2 所以轴承满足寿命要求 三 三 输出轴上轴承的校核输出轴上轴承的校核 1 求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知 NFae1088 12 NFNF NFNF NVNV NHNH 113 1751 1614 2751 21 21 所以NFFF NV NH r 326116142751 222 1 1 2 1 NFFF NV NH r 16181131751 222 2 2 2 2 2 计算轴承的轴向力 查 机械设计课程设计 表 9 16 GB T297 1994 得 30210 型号轴承 NCYe r 72200 4 1 42 0 所以N Y F F r d 6 1164 4 12 3261 2 1 1 N Y F F r d 9 577 4 12 1618 2 2 2 NFFFF NFFFF aedda daeda 9 577 max 9 1665 9 5771088 max 122 211 3 求轴承的动载荷 e F F e F F r a r a 36 0 1618 9 577 51 0 3261 9 1665 2 2 1 1 查教材表 13 5 得 对轴承 1 6 1 4 0 11 YX 对轴承 2 0 1 22 YX 查教材表 13 6 取冲击载荷因数2 1 p f 所以 N FYFXfP arp 8 4753 9 16654 132614 0 2 1 11111 NFYFXfP arp 6 1941161812 1 22222 四 计算轴的寿命 hh Lh P C n L 3257655 8 4753 72200 68 4360 10 60 10 3 10 6 1 6 1 hh Lh P C n L 6470229 6 1941 72200 68 4360 10 60 10 3 10 6 1 6 2 所以轴承满足寿命要求 13 十十 键的选择和校核键的选择和校核 1 1 输入轴上联轴器处的键输入轴上联轴器处的键 1 确定键的类型和尺寸 由于是静连接 选用 A 型普通平键 由 机械设计课程设计 表 9 14 GB T1095 1979 查得当轴径时键取为 参照半联mmd22 66 hb 轴器与轴配合的毂长和普通平键的长度系列 取键长 mml36 mmL28 2 强度验算 由教材式 6 1 2 pp T dlk 式中mmNT 4 10567 2 mmd22 mmbLl22628 365 05 0 hk 由教材表 15 1 查取许用挤压应力为 110 p MPa 满足强度要求 pF MPaMPa 4 35 22223 10567 2 2 4 2 2 中间轴上键中间轴上键 1 确定键的类型和尺寸 由于是静连接 选用 A 型普通平键 由 机械设计课程设计 表 9 14 GB T1095 1979 查得当轴径时键取为 参照齿轮mmd35 810 hb 与轴的配合长度为和普通平键的长度系列 取键长 mml37 mmL28 2 强度验算 由教材式 6 1 2 pp T dlk 式中mmNT 5 1021 1 mmd35 mmbLl181028 485 05 0 hk 由教材表 15 1 查取许用挤压应力为 110 p MPa 满足强度要求 pF MPa 7 96 35184 102186 1 2 5 3 3 输出轴上的键输出轴上的键 1 齿轮与轴联结处 1 确定键的类型和尺寸 由于是静连接 选用 A 型普通平键 由 机械设计课程设计 表 9 14 GB T1095 1979 查得当轴径时键取为 参照齿轮mmd55 914 hb 与轴的配合长度为和普通平键的长度系列 取键长 mml37 mmL50 14 2 强度验算 由教材式 6 1 2 pp T dlk 式中mmNT 5 100942 5 mmd55 mmbLl361450 5 495 05 0 hk 满足强度要求 pF MPaMPa 104 3 55365 4 100942 5 2 5 2 联轴器处 1 确定键的