111机械设计课程设计轴的设计过程

机械设计课程设计轴的设计学院：机电学院姓名：学号：指导老师：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1060A，于是得mmnPAd74.1496058.210633110min，由于开了一个键槽，所以mmd77.15)07.01(74.14min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1TKTAca，查教材表14-1取3.1AK，又NT4110567.2代入数据得mmNTca.1034.34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mmd22min2.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mmdd22min122）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mmmmmmTDd25.165225所以，mmd2523，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知mmd3034，45断的直径为齿轮的齿顶圆直径，所以mmd66.4145，mmddmmdd25,3023673456。半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL381，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mmL361。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mmL5025252，所以mmL882365012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，25.2428225.1623Lmm取24mm，34L可由中间轴算出来mmL8321126521234，mmBL45145，轴肩的高度dh07.0，轴环的宽度hb4.1，所以取56段1的长度为mmL1056，所以25.2628)1012(25.1667L，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1060A，于是得mmnPAd77.2419245.210633110min，由于开了一个键槽，所以mmd5.26)07.01(77.24min2.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mmd5.26min，选择轴承的型号为30206，其尺寸为mmmmmmTDd25.176230所以，mmdd306712轴肩高度1.207.0dh所以23段的直径mmhd3530223，mmdd352356，34段的直接即为齿轮的齿顶圆直径mmd84.5934，45段的轴肩高mmh45.23507.0，所以mmdhd4025645。（2）确定各段的长度先确定23段的长度：轴环的宽度hb4.1，取b为10mm即mmL1023。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mmL25.27)1012(825.1712，取mmL2712。确定34的长度：34的长度等于齿轮的宽度，所以mmBL65134。确定45段的长度：轴环的宽度hb4.1，取b为10mm即mmL1045。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宽B，mmL3734056确定67段的长度：75.432/)4045(312825.1767L取mmL4767(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mmnPAd1.3968.4326.210533110min，由于开了两个键槽，所以mmd7.43)12.01(1.39min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1TKTAca，查教材表14-1取5.1AK，又NT51100942.5代入数据得mmNTca.106413.75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mmd45min2.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mmdd45min672）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30210型轴承mmmmmmTDd75.219050所以，mmd5012，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知mmd5523，轴肩的高度85.307.0dh取4mm，所以mmd6334，mmddmmdd50,5512562345。半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL847，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mmL821。轴承的端盖的总宽为20mm,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mmL5030206，所以mmL135230208267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=16mm。23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mmL5736023，所以mmL25.472/)6065(12875.2112取mmL4712轴环的宽hb4.1取b=11mm即mmL103445L可由中间轴确定mmL551022/)4045(2/)6065(12401045mmL75.2922875.2156取mmL3056八轴的校核（一）输入轴的校核NFFNFFNdTFtantrt331tan498costan,1328211111111．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MMMVH,,的值列入下表：载荷水平面H垂直面V支反力FNFNHNFNH93739121NFNVNFNV32017821玩矩MmmNMH.51184mmNMmmNMVV.17560.2334021总弯矩mmNMmmNM.541411756251184.562582334051184222221扭矩mmNT.256703．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MPa701，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6.0轴的计算应力MPaMPaWTMca7023.1491.341.0)256706.0(56258)(3222221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NFFNFFNFFaarrtt331498,1328121212NFFNFNDTFtanrt1088tan1638costan,436523331．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。23将计算出的危险截面处的MMMVH,,的值列入下表：载荷水平面H垂直面V支反力FNFNHNFNH2458353223NFNVNFNV3134123玩矩MmmNMmmNMHH.135520.21070823mmNMmmNMVV.32230.5265323总弯矩mmNMmmNM.13984032230135520.21753052653210708222223扭矩mmNT.1218603．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MPa701，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6.0MPaMPaWTMca7096.1384.551.0)1218606.0(139840)(32222213MPaMPaWTMca701.39351.0)1218606.0(139840)(32222213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NFFNFFNFFaarrtt10881638,43653434341．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MMMVH,,的值列入下表：载荷水平面H垂直面V支反力FNFNHNFNH1614275121NFNVNFNV113175121玩矩MmmNMH.224650mmNMmmNMVV.120600.1326321总弯矩mmNMmmNM.224650120600189530.19038013263189530222221扭矩mmNT.5094203．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MPa601，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6.0MPaMPaWTMca608.22551.0)5094206.0(224650)(3222221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hLh480083002'1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NFae331NFNFNFNFNVNVNHNH320,178937,3912121所以NFFFNVNHr6.4291783912221121NFFFNVNHr1.9903209372222222（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NCYer32200,6.1,37.0所以NYFFrd25.134)6.12(6.429)2(11NYFFrd41.309)6.12(1.990)2(22NFFFFNFFFFaeddadaeda41.309),max(41.64041.309331),max(122211（3）求轴承的动载荷eFFeFFrara31.01.99041.30949.16.42941.6402211查教材表13-5得对轴承16.1,4.011YX对轴承20,122YX查教材