高速轴的设计与计算

第二节.高速轴的设计与计算、轴承选择与校核和键的选择与验算高速轴的设计与计算见表7-2表7-2高速轴的设计与计算计算项目计算过程及说明计算结果1.已知条件中间轴传递的功率kWP17.31，转矩min/4801rn，齿轮分度圆直径为：mm5.621d，齿轮宽度为：mm751b。2.选择轴的材料因为传递的功率不大，并对重量及结果尺寸五特殊要求，所以由8-26查得，该轴选用的材料为45号钢，调质处理3.初算轴的最小直径由机械设计手册查得C=106~135，考虑到轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，所以取较小值C=125，则：mm45.23mm48017.31253311minnPCd轴与带轮连接，有一个键槽，轴径增大3%~5%，轴端最小处直径为24.62mm~15.24)05.0~03.0(45.2345.231d取mm25mind4.轴的结构设计轴的结构构想如图7-3所示1）轴承部件的结构设计为了方便轴承部件的装卸，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小、轴不长，所以轴承采用两端固定方式。按轴上零件安装顺序，从轴的最小段开始设计。2）轴段①轴段①上安装带轮，此段轴的设计要与带轮轮毂轴孔设计同步进行。根据第三步初步计算的结果，考虑到这段轴径太小，轴承的寿命可能满足不了减速器的预期寿命的要求，初步确定轴段①的直径为mm301d，带轮轮毂的宽度为mm60~45mm30)0.2~5.1()0.2~5.1(1d结合带轮的结构mm56~42带轮L，取带轮轮毂的宽度为带轮L=50mm，轴段①的长度略小于轮毂孔宽度，取mm481L3）密封圈与轴段②在确定轴段②的轴径是时，应考虑带计算项目计算过程及说明计算结果4.轴的结构设计轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮有轴肩定位，轴肩高为mm3~1.2mm30)1.0~07.0()1.0~07.0(1dh轴段②的轴径mm36~1.34mm)3~1.2(212dd，其最终由密封圈确定，该轴的圆周速度小于3m/s，可用毡圈油封，由机械设计手册选毡圈35JB/ZQ4606—1997，则mm352d。4）轴承与轴段③及轴段⑦齿轮无轴向力，则选用深沟球轴承。轴段③上安装轴承，直径应该与轴承内经系列相符，可暂取为6208，由机械设计手册查得轴承的内经为D=80mm，宽度B=18mm，内圈定位轴肩为mm47ad，外圈定位直径为mm72aD，在轴上力的作用点与外圈大端面的距离mm173a，所以取轴段③的直径mm403d。轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的挡油凸缘凸出箱体1~2mm，挡油环的宽度初定为mm151B，则mm33mm151813BBL通常一根轴上的两个轴承型号应相同，则mm407d，mm33mm18157L5）齿轮与轴段⑤该段上安装齿轮，为方便齿轮安装，5d应大于3d，可初定为mm425d，则由表8-31查得该处的截面尺寸为812hb，轮毂键槽深度为mm3.31t，则该处齿轮上齿根圆与轮毂孔的距离为)3.3242225.56(22131tddefmmmm25.6mm5.25.2mm825.3e，所以此轴设计为齿轮轴，则轴段⑤的轴径可初定为mm555d，mm7515bL。6）轴段④和轴段⑥的设计这段轴直径可略大于轴承定位计算项目计算过程及说明计算结果4.轴的结构设计轴肩的直径，则mm5064dd，齿轮右端面距离箱体内壁的里为1，则轴段⑥的长度为mm151012116BL7mm。轴段④的长度为1012207111x4BbBLmm119mm15757）轴段②的长度该段的长度除了与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关，轴承座的宽度为mm)8~5(21ccL，由表4-1可知，下箱体壁厚mm5.9mm3260025.0mm3025.02a,9.5mm8mm取mm5.9，mm5.428mm26075.16821aa600mm，取轴承旁连接螺栓为M20，则mm24mm2821cc，，箱体轴承座宽度69.5mm~66.5mm)8~5(24285.9L，取L=68mm；可取箱体凸缘连接螺栓为M16，地脚螺栓为dM30，则有轴承端盖螺钉为0.4mm12mm304.0d，由表8-30得轴承端盖凸缘厚度取为mm10dB，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为mm2t，端盖连接螺钉查表8-29采用螺钉GB/T5781M825，为方便不拆卸带轮的条件下，可以装卸轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm，带轮采用腹板式，螺钉的拆卸空间足够。则2281068B22带轮带轮LBKBLLtdmm78mm181225050轴上力作用点的距离轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离mm173a，则由图7-3可得轴的支点间距离为mm5.172mm17275119332mm120mm1778250235432321aLLLlaLLl带轮计算项目计算过程及说明计算结果4.轴的结构设计mm5.60mm17337275237653aLLLl5.键的选择带轮与轴段①间采用A型普通平键连接，查表8-31得键的型号为458GB/T1096—19906.轴的受力分析1）画轴的受力简图轴的受力简图如图7-4a所示2）计算轴承支承反力在水平面上为NFRRNRNRlllFlllRrHHHHrH61.100858.73445.117642.902Q45.11765.605.1725.6058.734)5.605.172120(42.902)(Q1121132313211式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为NNRFRNNlllFRVtVtV19.149405.52424.201805.5245.605.1725.6024.201811232311轴承1的总支承反力为NNRRRVH89.128705.52445.11762221211轴承2的总支承反力为NNRRRVH75.180219.149461.100822222223）画弯矩图弯矩图如图7-4b、c、d所示在水平面上，aa剖面右侧mmN9.61020mmN5.6061.1008`32lRMHaHaa剖面左侧为mmN9.61020`aHaHMMbb剖面为mmN4.108290mmN12042.902Q1lMbH在垂直平面为mmN63.90398mmN5.17205.52421lRMVaV合成弯矩，aa剖面左侧mmN63.903989.610202222aVaHaMMM计算项目计算过程及说明计算结果6.轴的受力分析mmN32.109066aMaa右侧等于aa左侧mmN32.109066`aaMMbb剖面为mmN4.108290mmN04.1082902222bbVbHbMMMM4)画转矩图转矩图如图7-4e所示，mmN630701T7.校核轴的强度aa剖面弯矩大，作用有弯矩，其轴径较大，而bb剖面弯矩也较大，也作用弯矩，所以同时对两个剖面进行校核。其抗弯截面系数为33335mm5.16325mm325532dWa33333mm6280mm324032dWb抗扭截面系数为33335mm1.32651mm165516dWaT33333mm12560mm164016dWbT弯曲应力为MPaMPaWMaaa68.65.1632532.109066MPaMPaWMbbb24.1762804.108290扭剪应力为MPaMPaWTaTa93.11.32651630701MPaMPaWTbTb02.512560630701bb剖面的弯曲应力和扭箭应力都比aa剖面大，所以bb剖面为危险截面。按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，取折合系数6.0，则计算项目计算过程及说明计算结果7.校核轴的强度当量应力为MPaMPaebe3.18)02.56.0(424.17)(42222由表8-26查得45号钢调质处理抗拉强度极限MPaB650，则由表8-32查得轴的许用应力MPab60][1，][1be，强度满足要求。8.校核键的强度带轮处键连接的挤压应力为MPaMPahldTP0.28)845(730630734411键、轴和带轮的材料都选为钢，由表8-33查得MPaP150~125][，PP][，强度满足要求9.校核轴承寿命1）当量动载荷由表8-28查得6208轴承的N18000CN29500C0r，r轴承的受力图如图7-5所示，应为轴承不受轴向力，轴承的1、2的当量动载荷为N75.1802N89.12872211RPRP２）轴承的寿命因为21PP，所以只需要校核轴承1，1PP。轴承在C100以下工作，由表8-34查得0.1Tf。对于减速器，2.1Pf。h81.241486)89.12872.1295000.1(4806010)(601036316hPrThLPfCfnL减速器预期寿命为h3600h925082`hLh3600`h81.241486hhLL轴承寿命足够