【《某植树挖坑机的轴设计计算案例》3100字】

某植树挖坑机的轴设计计算案例1、高速轴的设计1)轴的材料的选择初步选定轴的材料为45钢（调质），根据机械设计手册表15-1所示，可得材料的抗拉强度极限为；屈服强度极限为；弯曲疲劳极限为；剪切疲劳极限为；许用弯曲应力为尺寸的计算=29.40.970.970.98=27.10kw=499.40N·M=540r/minb按扭转强度首先设计计算最小轴颈首先按机械设计中式15-2初步计算出最小轴颈，由表15-3查取=105=37.73mmc轴的结构的设计与计算依据轴向定位来计算该轴的各段直径，如图：1）经计算最小的轴的直径为37.73mm，该轴的最大传输功率为27.10kw并且小于65kw，所以取40mm，由于齿宽为71mm，为了能把齿轮装夹的牢固，因此轴的长度的确定应该比齿轮的宽度略短。所以AB的长度为：=68mm,=40mm2）BC段：在BC段为了能够将齿轮和轴承分开，在此安装了挡圈，同时轴肩能够更好地对齿轮实现定位，轴肩的高度为；这里取h=4mm，则=48mm，挡圈的宽度一般为，设置挡圈宽为12mm，因此。3）CD段：此部分主要是承载轴承，根据相关的要求，轴承不仅受到轴向力的作用同时还受到径向力，经过分析选择圆锥滚子轴承，型号为32010，根据相关轴承的安装要求，这里选取，由于在CD右侧轴肩不具备定位功能，因此选取。4）DE段：该部分主要是过渡作用，轴承之间的距离为40mm,因此，在DE的两端部门都需要对轴承进行定位，，选取。5）EF段：该部分主要是安装轴承，按照现有的轴承相关参数，选取，。6）FG段：该部分主要是安装联轴器以及轴承端盖，按照轴承端盖的相关数据，在轴承的左端部分轴肩部分不具备定位功能，选取，所以，为了确保安全性取。7）GH段：该部分安装花键轴，和联轴器配合使用，为了满足轴的最小直径原则，所以取=38mm，=40mm。8）高速轴各段直径和长度轴段ABBCCDDEEFFGGH直径（mm）40485060504538长度（mm）681317401860409）高速级齿轮受的力=163.3mm圆周力：6116.35N径向力：=1946.1N轴向力：=1080.9N作用在轴上的支反力：水平支反力=246.34N；=4680.46N；

垂直支反力=2165.02N；=-561.2N；=48120N·mm弯矩M：=-234023N·mm；=48120N·mm；=-56120N·mm总弯矩：=238919.02N·mm=240657.88N·mm扭矩：295608N·mm3)轴的强度校核：根据以上公式进行分析，考虑到轴的单向旋转，在工作过程中扭转切应力为脉冲循环变压力，在此取α=0.6，然后计算轴的应力。本文选取的轴使用的是45钢，经过调质处理，根据查阅设计手册表15-1可知，；因此；所以轴的强度满足要求，具备安全性。eq\o\ac(○,5)校核轴的寿命查阅设计手册根据32010型圆锥滚子轴承的相关参数可知：动载荷为；静载荷为根据《机械设计》表13-6得1）计算轴承所承受的径向载荷=2178.98N=4713.98N2）轴承轴向载荷计算根据《机械设计》手册中表13-7，轴承内部轴向力计算公式为：。Y由表13-5中的Y值，即Y=1.6=681.4N=1473.12N因为=2275.12>=681.4因此压紧端为轴承1：放松端为轴承2：3）轴承1、2的当量载荷计算，根据查阅机械设计手册表可知因为=1.04>e=0.37；所以；得出=4511.784N因为=0.31<e=0.37；所以得出=4713.98N所以取P==4713.98N因为，，所以在对轴承寿命进行预测计算时应该按照轴承2为标准计算。4）校核轴承寿命根据《机械设计》手册表13-3，圆锥滚子轴承=10/3，所以预计其寿命范围为。根据计算结果可知轴承的使用年限是满足需求的。5）高速轴上键的选型及校核：1）选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，因为平键的结构较为简单，有较好的对中性，因此选用圆头平键。本设计中，查阅机械设计表6-1，平键的其他尺寸为参数：宽度；高度，键长。2）校核键的强度键通常使用材料为钢，查阅表6-2可得许用挤压应力，便于计算在此取其平均值，键工作长度；键和键槽接触高度。根据机械设计手册公式6-1可知；所以符合强度。2、低速轴的设计A.轴的材料选取本文初步选定45钢（调质），经过查阅机械设计手册根据表15-1可知：抗拉强度极限；屈服强度极限；弯曲疲劳极限；剪切疲劳极限；许用弯曲应力尺寸的计算=27.100.980.96=25.50kw=845.70N·M=300r/min轴最小直径计算根据机械设计手册公式15-2计算最小轴颈，选取，结构设计计算轴每部分的长度以及直径，如下图所示：1）AB段：该部分主要是安装轴承，查得轴承的参数直径d=40mm，宽20㎜，该段左边是轴承端盖，右侧是挡油圈，所以=40，=192）BC段：为了防止润滑油的外露，设置该部分安装挡油环，因为左侧的轴肩部分不具有定位功能，所以选取，故=42㎜，；3）CD段：该部分主要是过渡作用，按照箱体和齿轮之间的位置关系选取，由于CD右侧轴肩具备定位功能，选取，因此=50㎜；4）DE段：该部分主要是对齿轮进行定位，将齿轮装甲紧，所以h=5㎜，=60㎜，=20㎜。5）EF段：这一段是用来安装齿轮的，齿宽为71㎜，所以=50㎜，安装齿轮的轴段应该比齿轮的宽度小一点，这样才能使齿轮安装紧，所以=69㎜。6）FG段：为了防止润滑油的外露，在此部分安装挡油环，左侧部分和齿轮进行定位夹紧，在右侧与轴承相连定位，左侧的轴肩不具备定位功能，取h=2㎜，所以=16㎜，=46㎜。7）GH段：这一段是用来安装轴承的，为了能够安全夹紧，左侧的挡油环和轴承端盖应该对轴承进行夹紧，取，。8）HI段：该部分主要是安装轴承盖，为了确保箱体和联轴器之间的距离是在安全距离范围内，选取，。9）IJ段：这一段是一段花键轴，是用来与联轴器相配合的，参照8齿矩形花键联轴器有关数据设计为=40㎜，=38㎜；10）低速轴得各段得直径和长度轴段ABBCCDDEEFFGGHHIIJ直径（mm）404250605046403835长度（mm）19169620691621604011）计算作用在齿轮上的力：230.06㎜圆周力：7351.99N径向力：=2339.26N轴向力：=1299.3N12）求作用在轴上的支反力：=884.3N；=3269.82N；=-743.08N；=1419.38N；=179182.4N·mm弯矩M：=140602.26N·mm；=-118148N·mm；=240215.78N·mm总弯矩：=183652.8N·mm=278339N·mm扭矩：295608N·mm13)轴强度校核计算根据弯矩应力公式15-5及相关数据，考虑到轴的单向旋转，在工作过程中扭转切应力为脉冲循环变压力，在此取α=0.6，然后计算轴的应力。本文选取的轴使用的是45钢，经过调质处理，根据查阅设计手册表15-1可知，；因此；所以轴的强度满足要求，具备安全性。14）轴寿命校核查阅设计手册根据32010型圆锥滚子轴承的相关参数可知：动载荷为；静载荷为根据《机械设计》表13-6得15）轴承径向载荷计算=1155.06N=3564.6N16）轴承的轴向载荷：查《机械设计》表13-7，得轴承的内部轴向力为：。Y由表13-5中的Y值，即Y=1.7=339.76N=1084.42N因为=1760.57>=339.76N因此压紧端为轴承1：放松端为轴承2：17）轴承1、2的当量载荷计算，根据查阅机械设计手册表可知因为=2.21>e=0.37；=1204.44N因为=0.30<e=0.37；所以得出=3564.6N所以取，所以在对轴承寿命进行预测计算时应该按照轴承2为标准计算。18）校核轴承寿命根据《机械设计》手册表13-3，球轴承=10/3，所以预计其寿命范围为。根据计算结果可知轴承的使用年限是满足需求的。19）低速轴上键的选型及校核A.键的选型和尺寸通常精度在8级以上的尺寸都具备定心精度的标准，由于平键使用更简单，在进行对中的时候更方便，所以在选用圆头平键。本设计中，查阅机械设计表6-1，平键的其他尺寸为参数：宽度；高度，键长。B.键的连接强度校核键通常使用材料为钢，查阅表6-2可得许用挤压应力，便于计算在此取其平均值，键工作长度；键和键槽接触高度。根据机械设计手册公式6-1可知；所以满足强度要求。3、密封和润滑的设计1）密封由于工作时的转速不是很高，工作环境也是正常，经过综合考虑选取毛毡密封方式。使用该方式主要是通过在壳体圈内填塞毛毡圈，这样便能达到密封的效果。毛毡自身具有天然弹性，由于海绵状能够存储润滑油以及阻绝灰尘的渗透。当轴工作的时候，它还可以把油刮下来反复进行使用。2）润滑A.齿轮的圆周速度为，