机械方案课程方案轴方案过程

1、机械设计课程设计轴的设计学院：机电学院姓名：学号：指导老帅：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 A =106，于是得 dmin州10叫960258 .14.74mm，由于开了一个键槽，所以 dmin 14.74 （1 0.07） = 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, = 2.567 104 N代入数据得 Tca =3.3

2、4 104N.mmca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dmin =22mm2. 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d D T = 25mm 52mm 16.25mm所以，d23 =25mm，根据轴承的右端采用轴

3、肩定位，从表中可知d34 = 30mm, 45断的直径为齿轮的齿顶圆直径，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 = 50 36 2 = 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 =16.25-2 8-2 =24.25 mm

4、 取 24mm， L34 可由中 间 轴 算出来L34 =12-2 65 12-1一2 二 83mm， L45 = B<| = 45mm，轴肩的高度 h ' 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) 8 2 =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 dmin3245、192=24.77mm，由于开了一个键槽，所以 dmin24.77 (1 0.07)

5、= 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d D T = 30mm 62mm 17.25mm所以，d12二d67 = 30mm轴肩高度h =0.07d =2.1 所以23段的直径d23 = 2h 30 = 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

6、h = 0.07 35 = 2.45mm ,所以 d45 =2h d56 = 40mm。(2 )确定各段的长度先确定23段的长度：轴环的宽度b T.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齿轮距离箱体内壁的距离为16mm所以L12 =17.25 8 (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

7、宽B，L56 = 40 -3 = 37mm确定67段的长度：L67 =17.25 8 12 3 (45 - 40)/2 =43.75取 L67 = 47mm(三) 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dmin = A°3空=105塔空6 = 39.1mm,由于开了两个键槽，所v n1 43.68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 T

8、ea二KaT1，查教材表14-1取KA =1.5，又T, =5.0942 105N代入数据得 Tea =7.6413 105 N.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 = 45mm2) 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

9、用30210型轴承d D T = 50mm 90mm 21.75mm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h启0.07d =3.85取4mm所以d34 = 63mm, d45 = 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 L1 = 82mm。轴承的端盖的总宽为 20m m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 = 82 20 30 2 =

10、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 = 21.75 8 12 (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 -10 40 12 (65-60)/2 (45 - 40)/2 -2 -10 =55mmL56 = 21.75 8 2-2 = 29.75mm取 L56 = 30mm八轴的校核（一）输入轴的校核Fti2Tl =1328N

11、,Fndi= 498NFa1 =Ft1ta n 1 =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。: 1 nlTlIlHHllllmm将计算出的危险截面处的 M H , M V , M的值列入下表:载荷水平面H垂直面V支反力FFNH, =391NFNH 2 =937NFNV, =178NFNV2 = 320N玩矩MM H = 51184N.mmM V1 = 23340N .mmMV2 =17560N.mm总弯矩Mj = J51

12、1842 +233402 =56258N.mmI22M2 =P511842 +175622 =54141N.mm扭矩T =25670N.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15 1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 +Q T2)2轴的计算应力 -ca =W22-562582(0.6 25670)20.仆 34.913=14.23MPa 70MPa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Ft! =1328N,Fr2 二Fn =4

13、98NFa2 =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 M H , 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MM H3 =210708N.mmM V3 = -52653N.mmM H2

14、 =135520N.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15 1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 ca3M(: T2)21398402(0.6 121860)20.1 55.843= 13.96MPa 70MPa"-'ca3 M12(： T2)2_ W139840

15、2(0.6 121860)20.1 353=39.1MPa 70MPa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Ft4 = Ft3 = 4365N, Fr4 = Fr3 = 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。1 .rrTTlIlinill 1IlllTnillrn-rTv,.|SH I 1J 1J L I J I J L 1 1 k .“mill川Illi将计

16、算出的危险截面处的 M H , M V , M的值列入下表:载荷水平面H垂直面V支反力fFNH1 =2751NFNH2 =1614NFNV1 =1751NFNV2 = -113N玩矩MMH =224650N.mmMV1 =13263N.mmMV2 =120600N.mm总弯矩M1 =J1895302 +132632 =190380N.mmM2 = J1895302 +1206002 =224650N.mm扭矩T =509420 N.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15 1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

17、15-5以上表中的数据，并取=0.6Jm, +（G T2）22246502 +（0.6X509420）2；ca 一-3W0.1 553=22.8MPa 60MPa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校核轴承的预期计算寿命 L； = 2 300 8 = 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, Fnv 2 - 320N所以 Fr1 = F2nh1 FNV1 二 3912 1782 二 429.6NFr2 - F2nh2 FNV? = .93723202 =

18、 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Fd2F= 309.41N1.6厂134缈Fa1 = max(Fd1, Fae 亠 Fd2) = 331 亠 309.41 = 640.41 NFa2 = max(Fd 2 , Fd1 _ Fae = 309.41N(3 )求轴承的动载荷a1Fr 1640.41429.6= 1.49 - ea2Fr2309.41990.1= 0.31查教材表13-5得对轴承 1 X1 =0.4,Y1 =1.6对轴承2 x2 =1,琏=0查教材表

19、13-6取冲击载荷因数fp =1.2(四) 计算轴的寿命R 二 fp(X1Fr1 ¥Fa1)=1.2 (0.4 429.6 1.6 640.41)= 1423.9NP2 二 fp(X2Fr2 丫2Fa2) =1.2 1 990.1 =1188.12N所以Lh110660n6(C)；_10(32200)103(P1) _60 960(1423.9)= 595016hLh210660n基(逊)"360 960 1188.12=1230847h -L'hh所以轴承满足寿命要求。2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 =7

20、57NFNH1 =-341N,Fnh2 =-31NFnv1 =3235N,Fnv2 =2458N所以 Fr1 f：F2NH1 FNv1 二 <3412 32352 =3252.9N(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,Cr =41200N所以 Fdi = %丫)=3252.%如.6) =10165NFd2= F%y)二2458%辺I。-768.2 NFa1 =max(Fd1,FaeFd2) =757 768.2 = 1525.2NFa2 = maX(Fd2 , Fd1 -Fae)=768.2N(

21、3 )求轴承的动载荷Fa1Fr 11525.23252.9= 0.47 ea2r2768.22458.2= 0.31 e查教材表13-5得 对轴承 1 X0.4,Y1 1.6对轴承 2 X2 =1,丫2 =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(X1Fr1 Y1Fa1) =1.2 (0.4 3252.9 1.6 1525.2)= 4489.8NP2 =fp(X2Fr2 %Fa2)=1.2 1 2458.2 = 2949.8N所以Lh1 = 2 =60n10641200 10=问(融宀 139323h»L'hLh2_ 106-60 192

22、9;2949.8_ 106 _-60n -(41200)103 =564583h» L；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 =1614NF nv1 =1751N,Fnv2 =_113NFr2 F2nh2 fNU = 175121132 =1618N(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e =0.42,Y =1.4,G =72200N所以F Fd1Fd 2= 161/(1.4577.9Nr 1.4厂 116阿=

23、FFa1Fa2(3)求轴承的动载荷Fa1Fr 1Fa2Fr2遁罕0.51-e3261577J0.36 e1618查教材表13-5 得对轴承1X1 =0.4" =1.6对轴承2X2 =1，Y. =0查教材表13-6取冲击载荷因数fp =1.2= max(Fd1, Fae Fd2)=1088 577.9 =1665.9N= max(Fd2,Fd1 -Fae) =577.9N所以 P 二 fp(X1Fr1 丫侃1)=1.2 (0.4 3261 1.4 1665.9)4753.8NfP(X2Fr2 Y.Fa21.2 1 1618=1941.6N(四)计算轴的寿命Lh110660n=(C)10

24、660 43.68 47538(72200% = 3257655! - L'hLh210610660n60 43.68 1941.6(72200% 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d =22mm时键取为b h =6 6。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 ） ；一- p；pp dlk p式中 T =2.

25、567 104 N mmd = 22mml = L_b=28_6 = 22mmk = 0.5h = 0.5 6=3由教材表15-1查取许用挤压应力为匚p=110MPaF 2.567 10 MPa =35.4MPa ： tp I，满足强度要求。3 x 22 乂 222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d = 35mm时键取为b h =10 8。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2T由教材式（6-1 ） ；p；pp dlk p

26、式中 T =1.21 "05N mmd = 35mml 二 L -b =28 -10 =18mmk =0.5h =0.5 8=4由教材表15-1查取许用挤压应力为二p=110MPa52 1.2186 104 18 35= 96.7MPa ：，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d = 55mm时键取为b h =14 9。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 ）二p二pp dlk pc式中 T =5.0942 105 N mmd = 55mml = L - b = 50 -14 = 36mmk =0.5h =0.5 9 =4.55MPa = 104.3MPa ： p满足强度要求。2 5.0942 104.5 36 552）联轴器处（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d = 45mm时键取为b h =14 9。参照齿轮与轴的配合长度为丨=82mm和普通平键的长度