机械设计课程设计轴的设计过程

七 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mm
n
P
Ad74.14
960
58.2
1063
3
1
1
0min
由
于开了一个键槽所以mm
d77.15)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1T
KTAca查教材表14-1取3.1AK又NT
4
110
567.2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 mm
d22min
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mm
dd22min12
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mm
mmmmTDd25.165225所以mmd2523根据
轴承的右端采用轴肩定位从表中可知mm
d303445断的直径为齿轮的齿顶
圆直径所以mm
d66.4145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mm
L361。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mm
L5025252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h
b4.1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mm
n
P
Ad77.24
192
45.2
1063
3
1
1
0min
由
于开了一个键槽所以mm
d5.26)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mm
d5.26min
选择轴承的型号为30206

其尺寸为mm
mmmmTDd25.176230
所以mm
dd306712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h
b4.1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 mm
L25.27)1012(825.1712取mmL2712。
确定34的长度
34的长度等于齿轮的宽度所以mm
BL65134。
确定45段的长度
轴环的宽度h
b4.1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mm
L3734056
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mm
n
P
Ad1.39
68.43
26.2
1053
3
1
1
0min
由于
开了两个键槽所以mm
d7.43)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1T
KTAca查教材表14-1取5.1AK又NT
5
110
0942.5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 mm
d45min 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mm
dd45min67
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mm
mmmmTDd75.219050所以mmd5012根据
轴承的右端采用轴肩定位从表中可知mm
d5523轴肩的高度85.307.0dh
取4mm所以mm
d6334 mmddmmdd50,5512562345。
半联轴器与轴配合的毂孔长度mm
L847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mm
L821。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mm
L5030206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mm
L5736023所以 mmL25.472/)6065(12875.2112取mmL4712
轴环的宽h
b4.1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 NFF
NFFN
d
T
Ft
a
n
trt331
tan
498
cos
tan
,1328
21
1
11
1
1
1




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M
MMVH,,的值列入下表

载荷
水平面H 垂直面V 支反力
F N
FNH
NFNH
937
39121 N
FNV
NFNV
320
1782
1

玩矩M mm
NMH.51184 mmNM
mmNMV
V.
17560
.233402
1

总弯矩 mm
NM
mmNM
.541411756251184
.5625823340511842
2
2
22
1


扭矩 mm
NT.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 MPa
701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MPa
MPa
W
TMca70
23.14
91.341.0
)256706.0(56258
)(3
22
2
2
2
1






 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 N
FF
NFFNFF
aa
rrtt331498,1328
12
1212


NFF
NFN
D
T
Ft
a
n
rt
1088tan
1638
cos
tan
,4365
23
33





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。


2
3将计算出的危险截面处的M
MMVH,,的值列入下表 载荷 水平面H 垂直面V
支反力
F N
FNH
NFNH
2458
35322
3
 N
FNV
NFNV
31
3412
3


玩矩M mm
NM
mmNMHH.
135520
.21070823 mm
NM
mmNMVV.
32230
.5265323
总弯矩 mm
NM
mmNM
.13984032230135520
.217530526532107082
2
2
22
3


扭矩 mm
NT.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 MPa
701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 MPaMPa
W
TMca70
96.13
84.551.0
)1218606.0(139840
)(3
22
2
2
2
1
3






 MPa
MPa
W
TMca70
1.39
351.0
)1218606.0(139840
)(3
22
2
2
2
1
3







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 N
FF
NFFNFF
aa
rrtt10881638,4365
34
3434


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M
MMVH,,的值列入下表
载荷 水平面H 垂直面V
支反力
F N
FNH
NFNH
1614
27512
1
 N
FNV
NFNV
113
175121


玩矩M mm
NMH.224650 mmNM
mmNMV
V.
120600
.132632
1

总弯矩 mm
NM
mmNM
.224650120600189530
.190380132631895302
2
2
22
1


扭矩 mm
NT.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 MPa
601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 MPaMPa
W
TMca60
8.22
551.0
)5094206.0(224650
)(3
22
2
2
2
1







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h
Lh480083002'
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 N
Fae331 NFNF
NFNF
NVNV
NHNH320
,178
937,391
21
21


所以N
FFFNV
NH
r6.429178391222
1
1
2
1

N
FFFNV
NH
r1.990320937222
2
2
2
2


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N
Y
F
Fr
d25
.134
)6.12(
6.429
)2(1
1

 N
Y
F
Fr
d41
.309
)6.12(
1.990
)2(2
2

 NFFFF
NFFFF
aedda
daeda41
.309),max(
41.64041.309331),max(
122
211


3求轴承的动载荷 e
F
F
e
F
Fr
a
r
a

31.0
1.990
41.309
49.1
6.429
41.6402
2
1
1


查教材表13-5得
对轴承1 6
.1,4.011YX
对轴承2 0
,122YX
查教材表13-6取冲击载荷因数2
.1pf
四计算轴的寿命 N
F

YFXfPa
rp9.1423
)41.6406.16.4294.0(2.1)(1
1111
 N
FYFXfParp12.11881.99012.1)(22222
所以h
hLh
P
C
n
L'595016)
9.1423
32200
(
96060
10
)(
60
10
3
10
6
1
6
1


 hhLh
P
C
n
L'1230847)
12.1188
32200
(
96060
10
)(
60
10
3
10
6
1
6
2


 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 N
Fae7573311088 NFNF
NFNFNV
NV
NHNH2458
,3235
31,3412
1
21


所以N
FFFNV
NH
r9.32523235341222
1
1
2
1
 NFFFNV
NH
r2.2458245831222
2
2
2
2

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N
CYer41200,6.1,37.0
所以N
Y
F
Fr
d5
.1016
)6.12(
9.3252
)2(1
1

 N
Y
F
Fr
d2
.768
)6.12(
2.2458
)2(2
2

 NFFFF
NFFFF
aedda
daeda2
.768),max(
2.15252.768757),max(
122
211


3求轴承的动载荷 e
F
F
e
F
Fr
a
r
a

31.0
2.2458
2.768
47.0
9.3252
2.15252
2
1
1


查教材表13-5得
对轴承1 6
.1,4.011YX
对轴承2 0
,122YX
查教材表13-6取冲击载荷因数2
.1pf
四计算轴的寿命 N
FYFXfPa
rp8.4489
)2.15256.19.32524.0(2.1)(1
1111
 N
FYFXfParp8.29492.245812.1)(22222
所以h
hLh
P
C
n
L'139323)
8.4489
41200
(
19260
10
)(
60
10
3
10
6
1
6
1


 hhLh
P
C
n
L'564583)
8.2949
41200
(
19260
10
)(
60
10
3
10
6
1
6
2



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 N
Fae1088 NFNF
NFNF
NVNV
NHNH113
,1751
1614,2751
21
21


所以N
FFFNV
NH
r326116142751222
1
1
2
1
 NFFFNV
NH
r16181131751222
2
2
2
2

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N
CYer72200,4.1,42.0
所以N
Y
F
Fr
d6
.1164
)4.12(
3261
)2(1
1

 N
Y
F
Fr
d9
.577
)4.12(
1618
)2(2
2

 NFFFF
NFFFF
aedda
daeda9
.577),max(
9.16659.5771088),max(
122
211


3求轴承的动载荷 e
F
F
e
F
Fr
a
r
a

36.0
1618
9.577
51.0
3261
9.16652
2
1
1


查教材表13-5得
对轴承1 6
.1,4.011YX
对轴承2 0
,

122YX
查教材表13-6 取冲击载荷因数2
.1pf
所以N
FYFXfPa
rp8.4753
)9.16654.132614.0(2.1)(1
1111
 N
FYFXfParp6.1941161812.1)(22222
四计算轴的寿命 h
hLh
P
C
n
L'3257655)
8.4753
72200
(
68.4360
10
)(
60
10
3
10
6
1
6
1


 hhLh
P
C
n
L'6470229)
6.1941
72200
(
68.4360
10
)(
60
10
3
10
6
1
6
2



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mm
d22时键取为66hb。参照半联轴器
与轴配合的毂长mm
l36和普通平键的长度系列取键长mmL28。
2强度验算
由教材式6-12
[ ]p pT
dlk  
式中mm
NT410567.2
mm
d22
mm
bLl22628 365.05.0hk
由教材表15-1查取许用挤压应力为[ ] 110pMPa   p
FMPaMPa 


4.35
22223
10567.224满足强度要求。
2 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mm
d35时键取为810hb。参照齿轮与
轴的配合长度为mm
l37和普通平键的长度系列取键长mmL28。
2强度验算
由教材式6-12
[ ]p pT
dlk  
式中mm
NT51021.1
mm
d35
mm
bLl181028 485.05.0hk
由教材表15-1查取许用挤压应力为[ ] 110pMPa 
 pFMPa 


7.96
35184
102186.125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mm
d55时键取为914hb。参照齿轮与
轴的配合长度为mm
l37和普通平键的长度系列取键长mmL50。 2强度验算
由教材式6-12
[ ]p pT
dlk  
式中mm
NT5100942.5
mm
d55
mm
bLl361450 5.495.05.0hk  pFMPaMPa 


104.3
55365.4
100942.525满足强度要求。
2 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mm
d45时键取为914hb。参照齿轮与
轴的配合长度为mm
l82和普通平键的长度系列取键长mmL70。
2强度验算
由

教材式6-12
[ ]p pT
dlk  
式中mm
NT5100942.5
mm
d45
mm
bLl561470 5.495.05.0hk  pFMPaMPa 


89.8
45565.4
100942.525满足强度要求。 十一 减速器箱体的设计 由《机械设计课程设计表》4-17
箱座壁厚mm
mm10,6.83138025.0 取
箱盖壁厚mm
mm818.08.01 
箱座凸缘厚度mm
b155.1 
箱盖凸缘厚度1 11.5 1.5 8 12
b mm   
箱座底凸缘厚度mm
b25105.25.22 
地脚螺钉直径mm
df16
地脚螺钉通孔直径mm
df20'
地脚螺钉数目6
n
沉头座直径mmD450
底座凸缘尺寸=mm
cc4821
箱体箱盖连接处凸缘尺寸=15+12=27mm
轴承旁凸台处的半径mm
cR1211
轴承旁联接螺栓直径 1 1d 0.75 0.75 16 12 ; d 12fd mm mm
    取
机盖与机座联接螺栓直径 mm
dmmddf86.9~8)6.0~5.0(22取
定位销直径mm
dmmdd64.6~6.5)8.0~7.0(2取
大齿顶圆与内机壁距离mm
mm15,122.111取
齿轮端面与内机壁距离mm
mm12,1022取
箱座肋板的尺寸mm
mm9,85.085.0取
吊耳环直径mm
d18)5.28.1(1 
mm
b1621 宽
钓钩半径mm
Br625.0
油塞5
.118M
窥视孔长mm
l1801
宽mm
b1401
视孔盖mm
4
通气孔5
.116M
视孔盖上的螺钉8
n
直径 mm
d7
压配式圆形油标 视孔16
d A型压配式
箱座的高度
mmHmm
mmHdHa
180180163
)53()5030(125
)53(1
2



取