【《某弹性联轴器的总体设计计算》6200字】

某弹性联轴器的总体设计计算1.1同轴共转芯型弹性联轴器的基本设计参数设计一种用于两轴同转的芯型弹性联轴器。主动端、从动端轴伸的尺寸相同，小轴均为￠50*82，大轴（空心，与小轴同心，转向相反，小轴与大轴不是一个零件）均为￠95*130，均采用J1型轴孔，轴伸外形尺寸如图2-1，整体结构如图2-2。两轴输出功率均为30kw，转速均为2950r/min。下述尺寸长度未标注的单位一律为mm。图2-1图2-21.2联轴器型号的选择在选择联轴器的时候应该注意联轴器的使用工况、工作环境的温度、所能承受的最大转速、联轴器的理论转矩和计算转矩是否符合该型号联轴器的使用要求、使用寿命以及缓冲抗冲击性能等等。最终通过计算分析确定出联轴器具体的连接方式和型号类型。1.1.1联轴器的理论转矩和计算转矩若要计算联轴器的理论转矩和计算转矩，传递功率和转速是两个必不可少的要素。在联轴器工作过程当中，不考虑联轴器的实际工作情况和工作时摩擦温度等环境因素可能造成的误差，所计算出的转矩就称为理论转矩T[6]。 T的计算式为：T=9550Pn式中T——联轴器的理论转矩(Nm)P——联轴器传递的功率（kW）n——联轴器的转速（r/min）所以由1.1中的参考条件联合式2-1所得联轴器的理论转矩为：T=9550P将上述计算理论转矩的过程当中，把没有考虑到的其他各种因素全部加上的话，所求出的转矩为该联轴器的计算转矩TC,TC的计算式为：Tc式中Tc——联轴器的计算转矩（NT——联轴器的理论转矩（Nm）KwK——工况系数，即考虑该联轴器的工作过程的工作情况是什么样的，从而确定该联轴器所承受的最大载荷情况而考虑的系数。如表2-2所示。KzKt若该联轴器的驱动电机为电动机，工作机为均匀载荷的轴流式鼓风机，启动系数小于120，温度为20℃环境下的天然橡胶。则由式2-2可得联轴器的计算转矩大小为：Tc总结：通过上述1.1的参考条件以及1.1.1中一系列的计算可以得到联轴器的理论转矩和计算转矩分别为T=97.1Nm，表2-1动力机系数K动机类制代号动力机名称K1电动机、汽轮机1.02四缸及四缸以上内燃机1.23二缸内燃机1.44单缸内燃机1.6表2-2工况系数K工作机名称载荷类别K轴流式鼓风机均匀载荷1.50回转泵均匀载荷1.50板式给料机均匀载荷1.25真空过滤器均匀载荷1.25混凝土搅拌机中等冲击载荷1.75刨床中等冲击载荷1.50吊钩起重机中等冲击载荷1.75滚筒式洗衣机中等冲击载荷1.00碎石机重冲击载荷1.75冲压机特重冲击载荷>2.75表2-3启动系数K起动次数/（次/h）≤120>120~240>240K1.01.3由制造厂决定表2-4温度系数K环境温度t/℃天然橡胶（NR）聚氨基甲酸乙酯弹性体（PUR）丙烯酸烷基氢-丁二烯-生橡胶（NBR）−20~301.01.01.0>30~401.11.21.0>40~601.41.51.0>60~801.8不允许1.21.1.2联轴器规格的选择联轴器的规格在选择时应满足以下条件：Tc或Tc式中Tc——半联轴器体的计算转矩（NT——半联轴器体的理论转矩（Nm）Tp——半联轴器体的许用转矩（NTn——半联轴器体的公称转矩（N如果联轴器在工作时载荷并不是均匀的，取出在工作运行当中瞬间载荷是最高的叫瞬时最高转矩，则需如下要求：Tmax式中Tmax——联轴器承受的最大瞬时转矩（NTpmax——联轴器许用最大瞬时转矩（N根据上述式2-3的计算知道计算转矩的数值为TC=145.65Nm，查表2-5中型号为LN5的联轴器的公称转矩为Tn=160N总结：根据1.1中的条件所计算出来的计算转矩没有超过型号为LN5的联轴器的公称转矩，故该型号联轴器满足转矩的条件。1.1.3联轴器最大转速的校核联轴器联结的轴的转速不能超过联轴器所能允许的最高转速nmaxn<n查表2-5得型号为LN5的联轴器的许用转速，即为该型号的最高转速为nmax而1.1中的数据设计要求转速为n=2950rmin总结：因此根据前述求出的计算转矩Tc、以及1.1中参考数据的转速查表2-5中数据可得选取的联轴器的型号为LN5表2-5联轴器的型号代号公称转矩T瞬时最大转矩T许用转速nLN16.3204000LN225803500LN3631803000LN41003153000LN51605003000LN625071025001.3联轴器的键槽形式及其尺寸1.3.1联轴器所使用的联结形式、轴孔及其尺寸、配合种类Y型——长圆柱形轴孔J型——有沉孔的短圆柱形轴孔J1型——无沉孔的短圆柱形轴孔1.3.2键的选择选择键槽类型的方法需要根据具体联轴器的使用要求和工作条件确定。键槽的截面尺寸根据所联结轴的尺寸以及键槽的尺寸标准表确定。当传递的转矩不大时候，可以使用比一般标准键较小的键。当联轴器所联结的轴为空心轴以及传递的转矩也比较小时，可以使用薄型键。标准表如表2-6所示。根据1.1中参考条件的要求可知，设计出的联轴器的公称尺寸大小，大轴小轴分别为∅95和∅50，则联轴器的大轴小轴的内径分别对应于∅95和∅50，要求的轴孔的型号为J1型，通过查表2-6得出，公称尺寸为∅50内径的J1型轴孔的联轴器的轴孔伸长为82，公称尺寸为∅95内径的J1型轴孔的联轴器的轴孔伸长为130，均满足上述1.表2-6联轴器键槽的标准表直径d长度沉孔尺寸公称尺寸极限偏差H7LL1d1RY型J1型、J型J型48+0.025011282112802509555+0.030016601421071421051865701202075801721301721402285+0.0350901602595键槽简图如下：A型——平键（一个键槽）B型——120°平键（两个键槽）C型——轴端键键槽的工作面的侧面，拥有较好的对中性能，装卸方便，能够使用在高速和冲击比较大的场合，变载荷的轴的场合。A型用的铣刀端加工轴面，键槽固定良好，应力集中大。B型用铣刀盘加工轴面，应力集中比A面相对较小。C型键用于轴端。而联轴器的连接用的较多的是A型键，因此选用A型键。

1.3.3平键联结的强度计算平键受力简图如图所示：挤压强度（静联结）σp耐磨强度（动联结）p=2T式中T——传递的转矩，其大小根据前述计算等于计算转矩TCd——轴的直径；k——键与轮毂的接触高度；l——键的接触长度；L——键的公称长度等于轴伸长，其中大轴L1=130mm,小轴σpppp其中动联结为大小或方向随时间变化的载荷，静联结为大小或方向不随时间变化或变化极为缓慢。根据1.1中参考数据中大轴小轴的基本内径分别为∅95和∅50，然后查表2-8可得：大轴键槽的基本尺寸为：b×h=25×14，轴的深度t=9.00+0.2，小轴键槽的基本尺寸为：b×h=12×8，轴的深度t=5.50+0.2，键槽采用圆头键，则大轴：l=L−b=130mm−25mm=105mm小轴：l=L−b=82mm−12mm=70mm由于前述工作状况为轴流式鼓风机属于均匀载荷，所以考虑为静载荷（载荷均匀无冲击）。因此根据式2-8可得：对于大轴（空心轴）来说：挤压强度（静联结）σ则查表2-7后材料为钢、铸铁的σpp的静载荷分别为125MPa~150MPa、70MPa~80MPaσ对于小轴来说：挤压强度（静联结）σ则查表2-7后材料为钢、铸铁的σpp的静载荷分别为125MPa~150MPa、70MPa~80MPaσ根据2-9式可得：对于大轴（空心轴）来说：耐磨强度（动联结）p=2T则查表2-7后材料为钢的pp的静载荷为50MPap≪对于小轴来说：耐磨强度（动联结）p==13.35Mpa则查表2-7后材料为钢的pp的静载荷为50MPap≪总结：由上述1.3.3的计算可得该联轴器平键的挤压强度、耐磨强度均符合要求。表2-7不同材料工作方式键联结的应力和压强（单位：MPa）联结的工作方式联结中较弱的零件材料σpp或静载荷轻微冲击载荷冲击载荷静联结钢125~150100~12060~90铸铁70~8050~6030~45动联结钢5040301.3.4键联结的尺寸计算、粗糙度以及配合如图所示为普通平键的剖面图（图上含有表格尺寸的标注）：如上述1.3.2中所述，轴上的键槽、所用的键槽两端侧面的表面粗糙度为1.6~3.2μm；轴上键槽底面、所用键槽底面的表面粗糙度为6.3μm，键联结的键、所用键槽的尺寸如下图2-8所示。表2-8键联结的基本尺寸轴的基本直径d键的基本尺寸b×h轴的深度t毂t1基本尺寸极限偏差基本尺寸极限偏差>38~4412×85.0+0.203.3+0.20>44~5012×85.53.8>50~5816×106.04.3>58~6518×117.04.4>65~7520×127.54.9>75~8522×149.05.4>85~9525×149.05.41.4联轴器的轴的设计1.4.1联轴器设计轴的目的和必要性联轴器设计当中轴在传动件中是以其该轴心旋转的传动件和支撑件，不旋转的轴在机械当中只是起到固定支撑的作用，不是本文所讨论的范围。该联轴器所链接的轴的尺寸、联结轴的刚度和强度，直接影响该联轴器的旋转精度、工作性能和使用寿命，是各种传动系统非常重要的基础件，轴的合理设计是转动设计中必不可少的部分。联轴器所联结的轴在工作旋转过程当中会因受不同的载荷下会产生弯曲变形和扭转变形。如果该联轴器的轴发生了这种扭曲变形，将大大减少该联轴器的使用效率、工作性能和使用寿命。如果轴设计不好，刚度强度等不满足工作所需的要求的话，则使用联轴器联结该轴的时候，不管该联轴器的半联轴器体设计的多么精密，设计的材料多么优良，都是无济于事的，只是因为所联结的轴的设计没有达到联轴器的工作要求也是不行的。因此联轴器中轴的设计的必要性还是很高的，有必要给本文中设计出的联轴器体设计出其相对应的满足要求的轴出来。通常联轴器对所联结的轴的要求都比较高，对于这类危险轴来说，疲劳强度，刚度等都必须要进行计算，使得联轴器在正常工作，所联结的轴不会应为上述情况而导致在使用寿命没有到达的时候被破坏。1.4.2轴的强度校核计算按照扭转强度条件计算：这种计算方法是按照轴所受扭矩来计算轴的强度，公式如下：τT式中τT——扭转切应力，MPaT——轴所受的扭矩，NWT——轴的抗扭截面系数，mmn——轴的转速，r/min；P——轴传递的功率，kw；d——计算截面处轴的直径，mm；[τT]由上式可得轴的直径d≥3该式中，A0对于空心轴来说则有：d≥A0式中，β=d1d，即空心轴的内径d1于外径而在联轴器所连接的轴中，若使用的联结的轴上开有键槽，应增大轴径以考虑轴上有键槽而影响轴的强度的问题。对于直径d>100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大3%；有两个键槽时增大7%。对于直径d≤100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%~7%；有两个键槽时，应增大10%~15%[12]。表2-9轴常用几种材料[τT轴的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr、35SiMn、38SiMnMo、3Cr13[τ15~2520~3525~4535~55A149~126135~112126~103112~97对于上述表格，在弯矩较小或只收扭矩作用、载荷平稳、无轴向载荷或只有较小的轴向载荷、减速器的低速轴、轴只做单向旋转的情况，[τT]根据上述1.1中参考条件的要求，要设计出两种轴，其中大轴为空心轴，直径为∅95，小轴为实心轴其直径为∅50。功率为P=30kw，转速为n=2950r/min，根据式2-11对小轴（实心轴）来说：d根据表2-9A0取值为103。参考1.1中对于小轴（实心轴）的设计要求是直径d1=50mm对于大轴（空心轴）来说A0取值为103，βd参考上述1.1中对于大轴（空心轴）的设计要求是直径d2=95mm满足由于大轴（空心轴）和小轴（实心轴）都具有一个键槽，因此轴径增大5%~7%，根据上述计算结果，该两种轴均满足要求。总结：根据轴的强度校核计算，1.1中所述两种轴均满足强度和设计要求。1.4.3轴的刚度校核计算联轴器工作过程中所联结的轴，在不同载荷的作用下，会产生变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。轴的刚度校核计算是计算出该轴在用联轴器联结工作受载的过程中所发生的变形量，计算出来以后要看看该变形量是否会超过允许值。轴的弯曲刚度以挠度或偏转角来度量，扭转刚度以扭转角来度量，但在本文联轴器的设计当中并不考虑轴的弯曲变形，或者说轴的弯曲变形影响较小。本文考虑对联轴器所连接轴的刚度影响最大的是轴的扭转刚度校核计算[10]。轴的扭转刚度校核计算：大轴、小轴的扭转变形用每长的扭转角φ来表示，圆轴扭转角φ的单位为°/mφ=5.73×10式中T——半联轴器体联结的轴所受的扭矩，NG——半联轴器体联结的轴的材料的剪切弹性模量，MPa，对于钢材，G=8.1×10IP——半联轴器体联结的轴截面的惯性矩，mm4，对于圆轴，轴的扭转刚度条件为：φ≤[φ]