05111機械設計課程設計軸的設計過程

1、機械設計課程設計軸的設計學院：機電學院姓名：學號：指導老師：軸的設計計算（一）高速軸的設計計算確定軸的最小直徑先按教材式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為40Cr調質處理。根據教材表15-3，取Ao=106，于是得dmin=A。3旦VOGX；：25?=14.74mm，因為開了一個鍵n1960槽，所以dmin14.74（10.07）=15.77mm軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使軸的直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tea二KaT1，查教材表14-1取KA=1.3，又T,=2.567104N代入數據得Tca=3.34104N.mmca查機

2、械設計課程設計表9-21（GB/T4323-1984），選用TL4型彈性柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的孔徑d=22mm所以dmin=22mm軸的機構設計（1）根據軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，在12段的右邊加了一個軸套，所以d12=dmin二22mm2）初步選取軸承，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據軸的結構和最小軸的直徑大小查機械設計課程設計表9-16（GB/T297-1994）選用30205型軸承dDT=25mm52mm16.25mm所以，d23=25mm，根據軸承的右端采用軸肩定位，從表中可知d34=30mm,45斷的直徑為齒輪的齒頂圓直徑，

3、所以d45=41.66mm，d56=d34=30mm,d67=d23=25mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以長度應取短些，先取L=36mm。軸承的端蓋的總寬為25mm取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的距離為25mm所以12段上的軸套長L2=25+25=50mm，所以L12=50362=88mm在確定軸承的位置時應距離箱體內壁S=8mm取齒輪距離箱體內壁a=12mm所以，L23=16.25-28-2=24.25mm取24mm，L34可由中間軸算出來L34=12-26512-1一2二83mm，L45=B<|=45mm，軸肩的高度h&#

4、39;0.07d，軸環(huán)的寬度b_1.4h，所以取56段1的長度為L56=10mm，所以L67=16.25(12-10)82=26.25，取26mm（二）中間軸的設計計算1.確定軸的最小直徑先按教材式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為40Cr調質處理。根據教材表15-3，取A=106，于是得dmin15-3，取A=106，于是得dmin叵=106漢n1192=24.77mm，因為開了一個鍵槽，所以dmin24.77(10.07)=26.5mm2.軸的機構設計（1）各段的直徑：因為軸的最小軸與軸承相配合，所以應該先確定軸承的型號從而確定軸的最小值，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾

5、子軸承。查機械設計課程設計表9-16（GB/T297-1994），根據上面計算的dmin26.5mm，選擇軸承的型號為30206，其尺寸為dDT=30mm62mm17.25mm所以，d12二d67=30mm軸肩高度h=0.07d=2.1所以23段的直徑d23=2h30=35mm,d56=d23=35mm,34段的直接即為齒輪的齒頂圓直徑d34=59.84mm,45段的軸肩高h=0.0735=2.45mm,所以d45=2hd56=40mm。(2)確定各段的長度先確定23段的長度：軸環(huán)的寬度bT.4h，取b為10mm即卩L23=10mm。確定12段的長度：因為安裝軸承應距離箱體內壁為8mm齒輪距離

6、箱體內壁的距離為16mm所以L12=17.258(12-10)=27.25mm，取L12=27mm。確定34的長度：34的長度等于齒輪的寬度，所以L34=65mm。確定45段的長度：軸環(huán)的寬度b-1.4h，取b為10mm即L45=10mm。確定56段的長度：56的長度原本應該等于齒輪的寬度B，但為了定位作用該段的軸應小于齒寬B，L56=40-3=37mm確定67段的長度：L67=17.258123(45-40)/2=43.75取L67=47mm輸出軸的設計計算1.確定軸的最小直徑先按教材式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼，調質處理。根據教材表15-3，取105，于是得dmi

7、n=A。3旦二卩厶彰!"226=39.1mm，因為開了兩個鍵槽，所'hV43.68以dmin-39.1(10.12)=43.7mm軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使軸的直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tea二KaT1，查教材表14-1取KA=1.5，又T,=5.0942105N代入數據得Tea=7.6413105N.mm查機械設計課程設計表9-21(GB/T4323-1984)，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的孔徑d=45mm所以dmin=45mm2.軸的機構設計(1)根據軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度1) 為了滿足聯(lián)軸

8、器的軸向定位要求，在67段的左邊加了一個軸套，所以d67二dmin=45mm初步選取軸承，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據軸的結構和最小軸的直徑大小查機械設計課程設計表9-16(GB/T297-1994)選用30210型軸承dDT=50mm90mm21.75mm所以，=50mm，根據軸承的右端采用軸肩定位，從表中可知d23=55mm,軸肩的高度h0.07d=3.85取4mm所以d34=63mm，d45二d23=55mm,d56=d12=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L7=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以長度應取短些，先取=82mm。軸承

9、的端蓋的總寬為20mm取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的距離為30mm所以12段上的軸套長L6=20+30=50mm，所以L67=8220302=135mm在確定軸承的位置時應距離箱體內壁S=8mm取齒輪距離箱體內壁a=16mm23段的長度原本等于齒輪的寬，但為了齒輪能夠軸向定位應短一些，所以L23=60-3=57mm，所以L12=21.75812(65-60)/2=47.25mm取L12=47mm軸環(huán)的寬b_1.4h取b=11mml即L34=10mmL45可由中間軸確定L45-104012(65-60)/2(45-40)/2-2-10=55mmL56=21.7582-2=29.75mm取L56=30

10、mm八軸的校核（一）輸入軸的校核2TitannFti-=1328N,Fri=Fti=498Nd1cosPFa1=Ft1ta1=331N1.畫軸的空間受力圖將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。_1JfJL1lllllllllllllII川將計算出的危險截面處的MH,MV,M的值列入下表:載荷水平面H垂直面V支反力FFNHj=391NFNy=178NFNH2=937NFNV2=320N玩矩MMH=51184N.mmMV1=23340N.mmMV2=17

11、560N.mm3.按彎矩合成應力校核軸的強度總彎矩Mj=J511842+233402=56258N.mmI22M2=P511842+175622=54141N.mm扭矩T=25670N.mm已知材料為40Cr鋼調質，由教材表151查得J-70MPa，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。根據教材式15-5以上表中的數據，并取=0.6JM12+QT2)2軸的計算應力-ca=WJM12+QT2)2軸的計算應力-ca=W22-562582(0.625670)20.仆34.913=14.23MPa70MPa結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠。(二) 中間軸的校核Ft2二

12、Ft!=1328N,Fr2二Fn=498NFa2=Fa!=331N2Ttan乂Ft34365N,Fr3-=1638NDcosPFa3二Fttan：=1088N1.畫軸的空間受力圖將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。將計算出的危險截面處的MH,Mv,M的值列入下表:載荷水平面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總彎矩M3=J2107082+526532=217530N.mmM2=訥355202+322302=139840N.mm扭矩T=121860N.mm3.按彎矩合成應力校核軸的強度已知材料為40Cr鋼調質，由教材表151查得J-70MPa，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。根據教材式15-5以上表中的數據，并取=0.6二ca3二ca3M(:T2)21398402(0.6121860)23=13.96MPa70MPa"-'ca3M2cT2)21398402(0.6121860)20.1353=39.1MPa70MPa結論：

14、按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠（三）輸出軸的校核Ft4二Ft3二4365N,Fr4二Fr3二1638NFa4二Fa3=1088N1.畫軸的空間受力圖將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；2作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。lllllllfflllllIllium.1111111L1J1JL>1.7屮|川IIu將計算出的危險截面處的MH,MV,M的值列入下表:載荷水平面H垂直面V支反力fFNH2751NFNH2=1614NFNy=1751NFNV2=-113N玩矩MMV1

15、=13263N.mmMV2=120600N.mmMH=224650N.mm總彎矩M1=J1895302+132632=190380N.mmM2=J1895302+1206002=224650N.mm扭矩T=509420N.mm3.按彎矩合成應力校核軸的強度已知材料為45鋼調質，由教材表151查得卜J-60MPa，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。根據教材式15-5以上表中的數據，并取=0.6口Jm,+（GT2）2_j2246502+（0.6X509420）2'ca-W_.0.1553二22.8MPa60MPa結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠九軸承的

16、校核軸承的預期計算壽命L；=23008=4800h1輸入軸上軸承的校核（1）求兩個軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知Fae=331NFnh1=391N,Fnh2=937NFnv1=178N,Fnv2=320N所以Fr1二F2nh1fNV1=39121782=429.6NR2二F2nh2FNV2=93723202=990.1N（2）計算軸承的軸向力查機械設計課程設計表9-16（GB/T297-1994）得30205型號軸承e=0.37,Y=1.6,Cr=32200N所以Fd1=卩滄丫）=429%乂1.6）=134.25N="0-1(21.6廠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)求軸承的動載荷Fa1Fr1竺化1.49e429.6Fa2Fr2309化0.31e990.1查教材表13-5得對軸承1X_!=0.4,丫！=1.6對軸承2X2=1,%=0查教材表13-6取沖擊載荷因數fp=1.2（四）計算軸的壽命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所以軸承滿足壽命要求。609601188.122中間軸的校核（1）求兩個軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知Fae=1088-331=757NFNH1=_341N,Fnh2=_31NFnv1=3235N,Fnv2=2458N所以Fr1=F2nh1FNV1h；341232353252.9NFr2f：F2NH2fN/2二心十24582458.2N(2)計算軸承的軸向力查機械設計課程設計表9-16(GB/T297-1994)得30206型號軸承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)求軸承的動載荷Fa1Fr11525.23252.9=0.47ea2r2768.22458.2=0.31e查教材表13-5得查教材表13-5得對軸承1X1=0.4,¥=1.6對軸承2X27%=0查教材表13-6取沖擊載荷因數fp=1.2(四)計算軸的壽命=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兒(哼03601922949.8=564583h-L'h所以軸承滿足壽命要求。（三）輸出軸上軸承的校核（1）求兩個軸承受到的徑向載荷由軸的校核過程可知Fae-1088NFnh1=2751N,Fnh2=1614NFnv1=1751N,Fnv2-113N所以Fr1F2NH1FNv1二2751216142=3261NFr2二.F2NH2fN/2二.175121132=1618N(2)計算軸承的軸向力查機械設計課程設

21、計表9-16(GB/T297-1994)得30210型號軸承e=0.42,Y=1.4,Cr-72200N所以卩。1%丫)=32%如.4廠1164劭巴2盧2(2丫廠1618&1.4廠昭少Fa1二max(Fd1,FaeFd2)=1088577.9二1665.9NFa2=max(Fd2,Fd1-Fae)-577.9N(3)求軸承的動載荷Fa1Fr1Fa1Fr11665.93261-0.51-eFa2Fr2577.91618二0.36e查教材表13-5得對軸承1X1=0.4,Y；=1.6對軸承2X2=1,%=0查教材表13-6取沖擊載荷因數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)計算軸的壽命Lh110660n遡3257655bI6043.6847538Lh210660n嚴八106=6470229-L'h所以軸承滿足壽命要求。十鍵的選擇和校核1輸入軸上聯(lián)軸器處的鍵(1)確定鍵的類型和尺寸因為是靜連接，選用A型普通平鍵。由機械設計課程設計表9-14(GB/T1095-1979)，查得當軸徑d=22mm時鍵取為bh=66。參照半聯(lián)軸器與軸配合的轂長丨=36mm和普通平鍵的長度系列，取鍵長L=28mm。（2）強度驗算2T由教材式（6-1）

23、cp二pdlk式中T=2.567漢104Nmmd二22mml =L-b=28-6=22mmk=0.5h=0.56=3由教材表15-1查取許用擠壓應力為二p=：110MPa4MPa=35.4MPa:滿足強度要求。2 2.567103 22222中間軸上鍵（1）確定鍵的類型和尺寸因為是靜連接，選用A型普通平鍵。由機械設計課程設計表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑d=35mm時鍵取為bh=108。參照齒輪與軸的配合長度為l=37mm和普通平鍵的長度系列，取鍵長L=28mm。（2）強度驗算由教材式（6-1）匚p=2T乞匚pdlk式中T=1.21匯105Nmmd=35mml二L-b=2

24、8-10=18mmk=0.5h=0.58=4由教材表15-1查取許用擠壓應力為二p=110MPa21.218610541835=96.7MPa：bp】，滿足強度要求。3輸出軸上的鍵1）齒輪與軸聯(lián)結處（1）確定鍵的類型和尺寸因為是靜連接，選用A型普通平鍵。由機械設計課程設計表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑d=55mm時鍵取為bh=149。參照齒輪與軸的配合長度為l=37mm和普通平鍵的長度系列，取鍵長L=50mm。（2）強度驗算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,滿足強度要求。4.5x36x552）聯(lián)軸器處（1）確定鍵的類型和尺寸因為是靜連接，選用A型普通平鍵。由機械設計課程設計表9-14（GB/T1095-1979）,查得當軸