轴的计算设计

轴的计算设计=323.6r/min;1，A=115;O，小齿轮1、轴套、轴的设计与校核高速轴的计算。选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下：硬度为HBS=220抗拉强度极限oB=650MPa屈服强度极限os=360MPa弯曲疲劳极限o—1=270MPa剪切疲劳极限t-1=155MPa许用弯应力[(—1]=60MPa二初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知np1=6.5184(KW);查 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 可取机械设计第八版370页表15-3dA115J6i5l8=31.26mmminoyn1v323.6三.轴的机构设计(1)拟定轴上零件的装配 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 如图(轴1),从左到右依次为轴承、轴承端盖、轴承、带轮。\会的IU:iiIVvVivirvi【i根据轴向定位的 要求 对教师党员的评价套管和固井爆破片与爆破装置仓库管理基本要求三甲医院都需要复审吗 确定轴的各段直径和长度轴的最小直径显然是安装带轮处的直径d1，取d=32mm,为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，，故I段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为50mm，现取I尸47mm。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h0.07d~0.1d,取117h=2.5mm，贝Ud皿=37mm。轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离1=30mm，故取I=50mm.2•初步选责滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴d皿=37mm，故轴承的型号为6208,其尺寸为d40mm,D80mm,B18mm.所以d皿卞=d皿-.=40mm,1皿卞=1皿-嘔=18mm取做成齿轮处的轴段V-W的直径d“=45mm,I…=64mm取齿轮距箱体内壁间距离a=10mm,考虑到箱体的铸造误差，4•在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=4mm，贝卩hvvs+a=4mm+10mm=14mmd_v=48mm同理「-皿=s+a=14mm,d-皿=43mm至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径（3）轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸参考课本表15-2,取轴端倒角为1X5°各轴肩处的圆角半径R=1.2mmIRIJF.—3_[亠-llllItiL.（四）计算过程1•根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6208深沟球滚轴承的a9mm,简支梁的轴的支承跨距：L=皿-WIV-VV-可可-皿-2a=18+14+64+14+18-29=120mmLi=47+50+9=106mm,L2=55mm，L3=65mm作用在齿轮上的力2「2195.3csQNit1==916.6N厂d2420tanFrFtn333.6N1tcosFaFt916.6N计算支反力水平方向的EM=0,所以FhN2・110Ft.550,Fhn2=458.3NFNH1.110Ft.650,Fnh1=541.6N垂直方向的艺M=0,有FnvJ10Fr.650,Fnv1=197NFnV2・110Fr.550,Fnv2=166.8N计算弯矩水平面的弯矩MCHFNH2L3=458.365=29789.5Nmm垂直面弯矩MCV11975510840NmmMci=,M2chM2cvi=31700NmmMC2=vM2chM2cv2=31700Nmm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算出的截面C处的Mv、Mh及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反Fnh1541.6NFhv1197N力Fnh2458.3NFhv2166.8N弯矩MH=29789.5NmmMV1MV210840Nmm总弯M1=31700NmmM2=31700Nmm矩扭矩T=195300NmmMCV2合成弯矩FNV2L3166.86510840Nmm按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面(即危险截面C)的强度。根据课本式15-5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力、：‘Mc2(T)2ca31.72(0.6195.3)31000=3=13.51QMPad3~32已由前面查得许用弯应力[(T—1]=60Mpa,因[][1]，故安全。精确校核轴的疲劳强度截面A，n,m,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面a,n,rn,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和v和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用，同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。2)截面V左侧抗弯截面系数：W=0.1d3=0.1453=9112.5mm3抗扭截面系数：WT=0.2d3=0.2M53=18225mm3截面V左侧的弯矩为5532M31700竺竺13256.3655截面V上的扭矩为T3=195300截面上的弯曲应力13256.3691125=1.45Mpa截面上的扭转切应力T工^=21.45MpaWt轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得B=640MPa,产155MPa,1=275Mpa过盈配合处的k/的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取k/0.8k/,k/=2.18则k/0.8218=1.744TOC\o"1-5"\h\z轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数=0.92故得综合系数值为：k11k=匚丄1=2.18—1=2.2670.92k11k=——1=1.744丄1=1.8310.92又由课本§3—1及§—2得炭钢得特性系数=0.1〜0.2，取=0.1=0.05〜0.1，取=0.05所以轴在截面V左侧的安全系数为2752.2671.451.8310.=7.681.83121.45/20.0521.45/2Sa宀8需爲7.652>>S=1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s=1.6）故该轴在截面V左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。八.低速轴的计算1.轴的材料选取选取45钢，调制处理，参数如下：硬度为HBS=220抗拉强度极限oB=650MPa屈服强度极限cs=360MPa弯曲疲劳极限(T—1=270MPa剪切疲劳极限l1=155MPa许用弯应力[（—1]=60MPa2初步估计轴的最小直径轴上的转速p2功率p2由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知p2=47.7r/min；P2=6.25kw取ao=115dA3minoI6.2558.4mm47.7p2115n2输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dIII.为了使所选的轴的直径d|||与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TeaKaT2,查表14-1,考虑到转矩变化小，故取TeaST?=1.51307.2=1906800Nmm按照计算转矩J应小于联轴器公称转矩的条件。查机械设计手册(软件版)R2.0，选HL5型弹根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。选取di=60mm,h=i07mm。因I-II轴右端需要制出一个定位轴肩，故取d川=70mm初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，，故选用深沟球轴承，参照工作要求，由轴知其工作要求并根据dH-m=70mm,选取单列圆锥滚子轴承33015型，由机械设计手册(软件版)R2.0查得轴承参数：轴承直径：d=75mm;轴承宽度：B=31mm,D=115mm所以，dIIIIVdVVI75mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取33215型轴承的定位轴肩高度h=2mm,因此，取dVIVII79mm取做成齿轮处的轴段W-V的直径d85mm;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为64mm,取lvvi62mm轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离I=30mm,故取IH川=50mm因为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取I皿卞=42mm.IV帀=32mm..(7)轴上零件的周向定位。齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接(详细选择过程见后面的键选择)。(8)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考课本表15—2,取轴端倒角为1^45°°各轴肩处的圆角半径为R=1.2mm参考课本表15—2,取轴端倒角为1^45°°各轴肩处的圆角半径为R=1.2mm4.计算过程1•根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。故L.!=157mmL265mmL355mm因此作为简支梁的支点跨距L2+L3=65mm+55mm=120mm.计算支反力作用在低速轴上的Ft2Tz=21307.21000=6220Nd2420FrFttan=2263.8N水平面方向艺MB=0,Fnh4120Ft65=0故Fnh4=3369NF=0,FnH3FtFnH46220N3369N2851N垂直面方向艺MB=0,Fnv4120Fr650,故Fnv41226NIF=0,FnV3FrFnV42263.8N1226N1037.8N2）计算弯距水平面弯距MchFnh4L3=336955=185295Nmm垂直面弯矩Mcv3Fnv3L21037.86567457NmmMCV4Fnv4|_312265567430Nmm合成弯矩MC1=M2chM2cv3=197190NmmMC2=.M2chM2cv4=197190Nmm根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面，现将计算出的截面C处的Mv、Mh及M的值列于下表3：载荷水平面H垂直面V支反力Fnh32851NFnh43369NFnv31037.8NFnv41226N弯距MMH185295NrimMcV367457N.mmMcV467430N.mm总弯M1197190N.mmM2197190N.mm扭距5.按T=1307.2Nm合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式15—5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力caMe2(T)2W1972(0.61307)210000.1853MPa=13.166MPaca已由前面查得许用弯应力［（—1］=60MPa，因ca＜［（T—1］，故安全。6.精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面A,n,m,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,n,rn,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和IV和V处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面IV的应力集中的影响和截面V的相近，但截面V不受扭距作用，同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最）,而且IV的右大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面侧即可，因为IV的左侧是个轴环直径比较大，故可不必校核2）截面IV右侧抗弯截面系数:W=0.1d3=0.1為53=61412.5mm3抗扭截面系数:WT=0.2d3=0.2>853=122825mm3弯矩M及弯曲应力为：M=197190^^=100112Nmm65b=M=3°970055Mpa=1.63MPaW61412.5截面上的扭矩T11307Nm截面上的扭转切力：T=W=噩=10^Pa过盈配合处的k/的值，由课本附表3-8用插入法求出,并取k/0.8k/,k/=2.20则k/0.8220=1.76轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数故得综合系数值为：=0.92k=——1=2.20-1=2.290.92TOC\o"1-5"\h\zk11k=———1=1.76-1=1.850.92又由课本§3—1及§—2得炭钢得特性系数=0.1〜0.2，取=0.1=0.05〜0.1，取=0.05所以轴在截面W的右侧的安全系数为Sa2552.291.0780.10=103.301401.855.60/20.055.60/2=26.32ssS2103.3026.3225.505>S=1.6103.30226.322（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s=1.6）故该轴在截面W右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。