低速轴的设计计算及说明

计算及说明结果.输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3n=85.03r/minP=8.5025kW3T=954930N•mm3.求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=271.67mm2而F=二=2*954930=7030Ntd 271.672tana tan20 ””入「F=F -tt=7030x =2623NrtcosP cos12.726F=FtanP=1588N圆周力“径向力Fr,及轴向力Fa的方向3。初步确行由的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A0=112,于是得7 4P「八［8.5025 …d=AJt=112xJ =52.0mmmin03n 385.03输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dI一口。为了使所选的轴直径di-u与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T「KAT3,查表14一1,考虑转矩变化很小，故取K=1。3,则:A按照计算转矩Ta应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014—2003或手册，选用型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500000N•mm.半联轴器的孔径4=551^,故取d.「55mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mmo14.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，I—II轴段右端需制出一轴肩，故取H—in段的直径d「：62mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm,为了保证轴端挡圈1只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-H段的长度应比%略短一些，现取l.j82mmo2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d『n=62mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30313,其尺寸为dXDXT=65mmX140mmX36mm,故dn“二d皿皿=65mm,W1n”=36mm.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得型轴承的定位轴肩高度为h=6mm,因此,取d「v=77mm。3）取安装齿轮处的轴段W-皿的直径dw_:70mm;齿轮的左端与左轴承之间采用轴肩定位 ，轴肩高度h=（2〜3）R，由轴径d=70mm查表15-2，得R=2mm,故取h=6mm,则轴环处的直径d—；82mm.轴环宽度bN1.4h,取l_：12mm。齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮轮毂宽为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取\_；69mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,,故取l][[]]=50mm。5）确定ni—w、w—v段的长度1^^=64mm；l”v=68mmo至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d”v由表6—1查得平键截面bXh=20mmX12mm,键槽用键槽铳刀加工，长为80mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为16mmX10mmX70mm,半联轴器与轴的配合为H7。滚动轴k6承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15—2,取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径如下图所示.5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图.在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取A值。对于型圆锥滚子轴承，由手册中查得A=29mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距L+L=125mm+110mm=235mm。根据轴的计算2 3简图做出轴的弯矩图和扭矩图。载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1=3291NFnh2=3739NFnv1=1228NFnv2=1395N弯矩MM=411375N•mmHMv1=153500N•mmMv2=153450N•mm总弯矩M1=J4113752+1535002=439080N•mmM2="113752+1534502=439063N•mm扭矩TT=954930N・mm36。按扭矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度.根据下式及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力(M2+(aT> (4390802+(0.6义9549302ca―W— 0.1义703 一.前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[o—J=60MPa。因此，q<[oj,故安全。7。精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面A、n、ni、B只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A、n、ni、b均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面w和v处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面c上的应力最大。截面w的应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且这里的轴的直径最大，故截面c也不必校核。截面w和v显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面皿左右两侧即可。(2)截面皿右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1义653mm3=27463mm3抗扭截面系数W=0.2d3=0.2x653mm3=54925mm3T截面皿右侧的弯矩M=439080x96-50N•mm=210393N•mm96截面W上的扭矩T=954930N•mm3截面上的弯曲应力。=M=登史MPa=7.66MPabW27463截面上的扭转切应力t=T=954930MPa=17.39MPatW54925

T轴的材料为45钢，调质处理。由表 15—1查得oj640MPa,j=275MPa,T_i=155MPa.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数%及5按附表3—2查取。因工=20=0.031、D=四=1,08，经插d65 d65值后可查得、=2.0,a=1.31又由附图3—1可得轴的材料的敏性系数为q广0.82,q=0.85故有效应力集中系数按下式为k=1+q(a-1)=1+0.82x(2.0-1)=1.82k=1+q(a-1)=1+0.85x(1.31-1)=1.26由附图3-2得尺寸系数%=0.67；由附图3-3得扭转尺寸系数”=0.82。轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为

R=B=0.92。轴未经表面强化处理，即0=1,则按下式及式得综合q系数为：1.26 1 1… 1 1=1.620.820.92T又由碳钢的特性系数为：①—0,1，、=0.05于是，计算安全系数Sca值，按下式得275ko+①o2.80x7.66+于是，计算安全系数Sca值，按下式得275ko+①o2.80x7.66+0.1x0=12.82ScaoaomT

1

ko+中o1551.62x1739+0.05x212.82X10.671739=10.672SSS2+S212.822+10.672=8.20>>S=1.5故可知其安全。(3)截面皿左侧抗弯截面系数W按表15—4中的公式计算。w=0.1d3=0.1X703mm3=34300mm3抗扭截面系数W=0.2d3=0.2x703mm3=68600mm3T弯矩M及弯曲应力为:M=210393N•mm.M210393WM210393W34300MPa=6.13MPa扭矩T及扭转切应力为：T=954930N•mm。t=T=954930MPa=13.92MPatW68600

T

过盈配合处的工，由附表3—8用插值法求出，并取£o£=0.8J'于是得力=3.16,£=0.8x3.16=2.53TOC\o"1-5"\h\z£ £ £ £轴按磨削加工，由附图3—4得表面质量系数故得综合系数为:k=JL-1=3.16+--1=3.25o£ 0 0.92ook 1 1k=i-1=2.53+——-1=2.62。£ 0 0.92T所以轴在截面皿左侧的安全系数为:Scao 1 kFFmT

Scao 1 kFFmT