05111机械设计课程设计轴的设计过程

1、机械设计课程设计轴的设计学院：机电学院姓名：学号：指导老师：轴的设计计算（一）高速轴的设计计算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Ao=106，于是得dmin=A。3旦VOGX；：25?=14.74mm，因为开了一个键n1960槽，所以dmin14.74（10.07）=15.77mm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Tea二KaT1，查教材表14-1取KA=1.3，又T,=2.567104N代入数据得Tca=3.34104N.mmca查机

2、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dmin=22mm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d12=dmin二22mm2）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dDT=25mm52mm16.25mm所以，d23=25mm，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知d34=30mm,45断的直径为齿轮的齿顶圆直径，

3、所以d45=41.66mm，d56=d34=30mm,d67=d23=25mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以长度应取短些，先取L=36mm。轴承的端盖的总宽为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L2=25+25=50mm，所以L12=50362=88mm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，L23=16.25-28-2=24.25mm取24mm，L34可由中间轴算出来L34=12-26512-1一2二83mm，L45=B<|=45mm，轴肩的高度h&#

4、39;0.07d，轴环的宽度b_1.4h，所以取56段1的长度为L56=10mm，所以L67=16.25(12-10)82=26.25，取26mm（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A=106，于是得dmin15-3，取A=106，于是得dmin叵=106汉n1192=24.77mm，因为开了一个键槽，所以dmin24.77(10.07)=26.5mm2.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

5、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dmin26.5mm，选择轴承的型号为30206，其尺寸为dDT=30mm62mm17.25mm所以，d12二d67=30mm轴肩高度h=0.07d=2.1所以23段的直径d23=2h30=35mm,d56=d23=35mm,34段的直接即为齿轮的齿顶圆直径d34=59.84mm,45段的轴肩高h=0.0735=2.45mm,所以d45=2hd56=40mm。(2)确定各段的长度先确定23段的长度：轴环的宽度bT.4h，取b为10mm即卩L23=10mm。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

6、箱体内壁的距离为16mm所以L12=17.258(12-10)=27.25mm，取L12=27mm。确定34的长度：34的长度等于齿轮的宽度，所以L34=65mm。确定45段的长度：轴环的宽度b-1.4h，取b为10mm即L45=10mm。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，L56=40-3=37mm确定67段的长度：L67=17.258123(45-40)/2=43.75取L67=47mm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dmi

7、n=A。3旦二卩厶彰!"226=39.1mm，因为开了两个键槽，所'hV43.68以dmin-39.1(10.12)=43.7mm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Tea二KaT1，查教材表14-1取KA=1.5，又T,=5.0942105N代入数据得Tea=7.6413105N.mm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dmin=45mm2.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

8、器的轴向定位要求，在67段的左边加了一个轴套，所以d67二dmin=45mm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dDT=50mm90mm21.75mm所以，=50mm，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知d23=55mm,轴肩的高度h0.07d=3.85取4mm所以d34=63mm，d45二d23=55mm,d56=d12=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L7=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以长度应取短些，先取=82mm。轴承

9、的端盖的总宽为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L6=20+30=50mm，所以L67=8220302=135mm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=16mm23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L23=60-3=57mm，所以L12=21.75812(65-60)/2=47.25mm取L12=47mm轴环的宽b_1.4h取b=11mml即L34=10mmL45可由中间轴确定L45-104012(65-60)/2(45-40)/2-2-10=55mmL56=21.7582-2=29.75mm取L56=30

10、mm八轴的校核（一）输入轴的校核2TitannFti-=1328N,Fri=Fti=498Nd1cosPFa1=Ft1ta1=331N1.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。_1JfJL1lllllllllllllII川将计算出的危险截面处的MH,MV,M的值列入下表:载荷水平面H垂直面V支反力FFNHj=391NFNy=178NFNH2=937NFNV2=320N玩矩MMH=51184N.mmMV1=23340N.mmMV2=17

11、560N.mm3.按弯矩合成应力校核轴的强度总弯矩Mj=J511842+233402=56258N.mmI22M2=P511842+175622=54141N.mm扭矩T=25670N.mm已知材料为40Cr钢调质，由教材表151查得J-70MPa，由已知条件，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=0.6JM12+QT2)2轴的计算应力-ca=WJM12+QT2)2轴的计算应力-ca=W22-562582(0.625670)20.仆34.913=14.23MPa70MPa结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。(二) 中间轴的校核Ft2二

12、Ft!=1328N,Fr2二Fn=498NFa2=Fa!=331N2Ttan乂Ft34365N,Fr3-=1638NDcosPFa3二Fttan：=1088N1.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MH,Mv,M的值列入下表:载荷水平面H垂直面V支反力FFNH3=3532NFNH2=2458NFNV3=-341NFNV2=-31N玩矩MMH3=210708N.mmMV3=-52653N.mmMH2=135520

13、N.mmMv2=32230N.mm总弯矩M3=J2107082+526532=217530N.mmM2=訥355202+322302=139840N.mm扭矩T=121860N.mm3.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151查得J-70MPa，由已知条件，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=0.6二ca3二ca3M(:T2)21398402(0.6121860)23=13.96MPa70MPa"-'ca3M2cT2)21398402(0.6121860)20.1353=39.1MPa70MPa结论：

14、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Ft4二Ft3二4365N,Fr4二Fr3二1638NFa4二Fa3=1088N1.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。lllllllfflllllIllium.1111111L1J1JL>1.7屮|川IIu将计算出的危险截面处的MH,MV,M的值列入下表:载荷水平面H垂直面V支反力fFNH2751NFNH2=1614NFNy=1751NFNV2=-113N玩矩MMV1

15、=13263N.mmMV2=120600N.mmMH=224650N.mm总弯矩M1=J1895302+132632=190380N.mmM2=J1895302+1206002=224650N.mm扭矩T=509420N.mm3.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151查得卜J-60MPa，由已知条件，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=0.6口Jm,+（GT2）2_j2246502+（0.6X509420）2'ca-W_.0.1553二22.8MPa60MPa结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够九轴承的

16、校核轴承的预期计算寿命L；=23008=4800h1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Fae=331NFnh1=391N,Fnh2=937NFnv1=178N,Fnv2=320N所以Fr1二F2nh1fNV1=39121782=429.6NR2二F2nh2FNV2=93723202=990.1N（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e=0.37,Y=1.6,Cr=32200N所以Fd1=卩沧丫）=429%乂1.6）=134.25N="0-1(21.6厂309仆Fd2=Fa1=max(Fd1,F

17、ae亠Fd2)=331亠309.41二640.41NFa2二max(Fd2,Fd1-Fae)=309.41N(3)(3)求轴承的动载荷Fa1Fr1竺化1.49e429.6Fa2Fr2309化0.31e990.1查教材表13-5得对轴承1X_!=0.4,丫！=1.6对轴承2X2=1,%=0查教材表13-6取冲击载荷因数fp=1.2（四）计算轴的寿命R=fp(XiFriYiFai)=1.2(0.4429.61.6640.41)=1423.9NP2=fp(X2Fr2Y2Fa2)=1.21990.1=1188.12N所以所以106=(C)10660nP|609601423.9(32200%=59501

18、6h-L'hLh210660n_（32200）101230847L'h所以轴承满足寿命要求。609601188.122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Fae=1088-331=757NFNH1=_341N,Fnh2=_31NFnv1=3235N,Fnv2=2458N所以Fr1=F2nh1FNV1h；341232353252.9NFr2f：F2NH2fN/2二心十24582458.2N(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e=0.37,Y=1.6,G=41200N所以Fdi=卩%丫)二3252

19、%疋I。=1016.5NFd2二F/(2Y2458/(2<1.6)=768.2NFa1二max(Fd1,FaeFd2)=757768.2=1525.2NFa2=maX(Fd2,Fdi-Fae-768.2N(3)求轴承的动载荷Fa1Fr11525.23252.9=0.47ea2r2768.22458.2=0.31e查教材表13-5得查教材表13-5得对轴承1X1=0.4,¥=1.6对轴承2X27%=0查教材表13-6取冲击载荷因数fp=1.2(四)计算轴的寿命=fP(X1Fr1Y1Fa1)=1.2(0.43252.91.61525.2)=4489.8N=fP(X2Fr2Y.Fa2

20、1.212458.2=2949.8N所以Lh1106c106(41200)10360n_(P1)_60192(4489.8，-139323h-L'hLh2Lh210660n儿(哼03601922949.8=564583h-L'h所以轴承满足寿命要求。（三）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Fae-1088NFnh1=2751N,Fnh2=1614NFnv1=1751N,Fnv2-113N所以Fr1F2NH1FNv1二2751216142=3261NFr2二.F2NH2fN/2二.175121132=1618N(2)计算轴承的轴向力查机械设计课程设

21、计表9-16(GB/T297-1994)得30210型号轴承e=0.42,Y=1.4,Cr-72200N所以卩。1%丫)=32%如.4厂1164劭巴2卢2(2丫厂1618&1.4厂昭少Fa1二max(Fd1,FaeFd2)=1088577.9二1665.9NFa2=max(Fd2,Fd1-Fae)-577.9N(3)求轴承的动载荷Fa1Fr1Fa1Fr11665.93261-0.51-eFa2Fr2577.91618二0.36e查教材表13-5得对轴承1X1=0.4,Y；=1.6对轴承2X2=1,%=0查教材表13-6取冲击载荷因数fp九2所以R=fp(X1Fr1丫尺1)"2

22、(0.432611.41665.9)4753.8NP2=fp(X2Fr2£Fa2)=1.211618=1941.6N(四)计算轴的寿命Lh110660n遡3257655bI6043.6847538Lh210660n严八106=6470229-L'h所以轴承满足寿命要求。十键的选择和校核1输入轴上联轴器处的键(1)确定键的类型和尺寸因为是静连接，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d=22mm时键取为bh=66。参照半联轴器与轴配合的毂长丨=36mm和普通平键的长度系列，取键长L=28mm。（2）强度验算2T由教材式（6-1）

23、cp二pdlk式中T=2.567汉104Nmmd二22mml =L-b=28-6=22mmk=0.5h=0.56=3由教材表15-1查取许用挤压应力为二p=：110MPa4MPa=35.4MPa:满足强度要求。2 2.567103 22222中间轴上键（1）确定键的类型和尺寸因为是静连接，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d=35mm时键取为bh=108。参照齿轮与轴的配合长度为l=37mm和普通平键的长度系列，取键长L=28mm。（2）强度验算由教材式（6-1）匚p=2T乞匚pdlk式中T=1.21汇105Nmmd=35mml二L-b=2

24、8-10=18mmk=0.5h=0.58=4由教材表15-1查取许用挤压应力为二p=110MPa21.218610541835=96.7MPa：bp】，满足强度要求。3输出轴上的键1）齿轮与轴联结处（1）确定键的类型和尺寸因为是静连接，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d=55mm时键取为bh=149。参照齿轮与轴的配合长度为l=37mm和普通平键的长度系列，取键长L=50mm。（2）强度验算2T由教材式（6-1）匚p匚ppdlkp式中T=5.0942105Nmmd=55mmI=L-b=50-14=36mmk=0.5h=0.59=；fMPa=104.3MPa：tp1,满足强度要求。4.5x36x552）联轴器处（1）确定键的类型和尺寸因为是静连接，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