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 Ao =106，于是得 dmin =A。3 旦 VOGX；：25? =14.74mm，因為開了一個鍵 n1 960槽，所以 dmin 14.74 （10.07） = 15.77mm軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑。為了使軸的直徑和聯軸器的孔徑相適應，故 需同時選聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩Tea二KaT1，查教材表14-1取KA =1.3，又T, = 2.567 104 N

2、代入數據得 Tca =3.34 104N.mmca查機械設計課程設計表 9-21 （ GB/T4323-1984），選用TL4型彈性柱銷聯軸器。聯軸器的孔徑d=22mm所以dmin =22mm2. 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d D T = 25mm 52mm 16.25mm所以，d23 =2

3、5mm，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，所以d45 = 41.66mm，d56 =d34 = 30mm, d67 =d23 = 25mm。半聯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 的外端面與半聯軸器的距離為 25mm所以12段上的軸套長L2 =25+ 25= 50mm，所以L12 = 50 36 2 = 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

4、-2 8-2 =24.25 mm 取 24mm， L34 可由中 間 軸 算出來L34 =12-2 65 12-1一2 二 83mm， L45 = B<| = 45mm，軸肩的高度 h ' 0.07d，軸環的寬度b _1.4h ，所以取56段1的長度為L56 =10mm，所以L67 =16.25 (12 -10) 8 2 =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 dmin叵=106 漢n1 192=24.77mm，因為開了一個鍵槽，所

5、以 dmin24.77 (1 0.07) = 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d D T = 30 mm 62mm 17.25mm所以，d12二d67 = 30mm軸肩高度h =0.07d =2.1 所以23段的直徑d23 = 2h 30 = 35mm , d56 =d23 = 35mm , 34段的直 接即為齒 輪的齒頂 圓直徑d

6、34 = 59.84mm, 45 段的軸肩高 h = 0.07 35 = 2.45mm ,所以 d45 =2h d56 = 40mm。(2 )確定各段的長度先確定23段的長度：軸環的寬度b T.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齒輪距離箱體內壁的距離為16mm所以L12 =17.25 8 (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

7、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 =17.25 8 12 3 (45 - 40)/2 =43.75取 L67 = 47mm(三) 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dmin = A。3旦二卩厶彰!"226 = 39.1mm，因為開了兩個鍵槽，所 'hV 43.68以 dmin - 39.1 (10.12) = 43.7mm軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑。為了使軸的直徑和聯軸器的孔

8、徑相適應，故 需同時選聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩 Tea二KaT1，查教材表14-1取KA =1.5，又T, =5.0942 105N代入數據得 Tea =7.6413 105N.mm查機械設計課程設計表 9-21 ( GB/T4323-1984)，選用HL4型彈性柱銷聯軸器。聯軸器 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) 為了滿足聯軸器的軸向定位要求，在67段的左邊加了一個軸套， 所以d67二dmin = 45mm2) 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

9、課程設計表9-16 (GB/T297-1994 )選用 30210型軸承d D T = 50mm 90mm 21.75mm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。軸承的端蓋的總寬為 20mm取端蓋的外端面與半聯軸器的距離為30mm所以12段上的軸套長L6 =20+ 30 = 50mm，所以L67 =

10、82 20 30 2 = 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 = 21.75 8 12 (65 -60)/2 = 47.25mm取 L12 = 47mm軸環的寬 b_1.4h 取 b=11mml即 L34 = 10mmL45可由中間軸確定L45 -10 40 12 (65-60)/2 (45 - 40)/2 -2 -10 =55mmL56 = 21.75 8 2-2 = 29.75mm取 L56 = 30mm八軸的校核（一）輸入軸的校核

11、2TitannFti- =1328N,Fri = Fti =498Nd1cosPFa1 =Ft1ta 1 =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 M H ,MV ,M的值列入下表:載荷水平面H垂直面V支反力FFNHj =391NFNy =178NFNH 2 =937NFNV2 = 320N玩矩MM H = 51184N.mmM V1 = 23340N

12、.mmMV2 =17560N.mm總彎矩Mj = J511842 +233402 =56258N.mmI22M2 =P511842 +175622 =54141N.mm扭矩T =25670N.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15 1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 +Q T2)2軸的計算應力 -ca =W22-562582(0.6 25670)20.仆 34.913=14.23MPa 70MPa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

13、校核Ft2 二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 M H , 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MM H3 =210

14、708N.mmM V3 = -52653N.mmM H2 =135520N.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15 1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 ca3M(: T2)21398402(0.6 121860)20.1 55.843= 13.96MPa 70MPa"-

15、'ca3M2 c T2)21398402(0.6 121860)20.1 353=39.1MPa 70MPa結論：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。lllllllfflllll Illium.11 1 1 1 1 1 L 1 J 1 J L > 1

16、.7屮|川IIu將計算出的危險截面處的 M H , M V , 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 =13263N.mmMV2 =120600N.mmMH =224650N.mm總彎矩M 1 = J1895302 +132632 =190380N.mmM2 = J1895302 +1206002= 224650N .mm扭矩T =509420 N.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

17、校核。根據教材式15-5以上表中的數據，并取=0.6口 Jm, +（G T2）2 _ j2246502 +（0.6X509420）2'ca - W _ .0.1 553二 22.8MPa 60MPa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校核軸承的預期計算壽命 L； = 2 300 8 = 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, Fnv 2 = 320N所以 Fr1 二 F2nh1 fNV1 = 39121782 = 429.6NR2 二 F2nh

18、2 FNV2 = 9372 3202 =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(2 1.6廠 309仆Fd2 =Fa1 = max(Fd1, Fae 亠 Fd2) = 331 亠 309.41 二 640.41 NFa2 二 max(Fd2,Fd1 - Fae) =309.41N(3)求軸承的動載荷Fa1Fr 1竺化1.49 e429.6Fa2Fr2309化0.31 e990.1查教材

19、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(XiFri YiFai) =1.2 (0.4 429.6 1.6 640.41) = 1423.9NP2 = fp(X2Fr2 Y2Fa2)=1.2 1 990.1 = 1188.12N所以106 =(C)10660nP|60 960 1423.9(32200% =595016h - L'hLh210660n_（ 32200 ）10 1230847 L'h所以軸承滿足壽命要求。60 960 1188.122中間軸的校核（

20、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 , Fnh 2= _31 NFnv1 =3235N,Fnv2 =2458N所以 Fr1 =F2nh1 FNV1 h；341232353252.9NFr2 f ：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%疋I。=1016.5NFd2 二 F/(2Y 2458/(2 <1.6)= 768.2

21、NFa1 二 max(Fd1,FaeFd2) =757 768.2 = 1525.2NFa2 = maX(Fd2 , Fdi - Fae - 768.2N(3 )求軸承的動載荷Fa1Fr 11525.23252.9= 0.47 ea2r2768.22458.2= 0.31 e查教材表13-5得對軸承 1X1 =0.4, ¥ =1.6對軸承2X2 7% =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(X1Fr1 Y1Fa1) =1.2 (0.4 3252.9 1.6 1525.2)= 4489.8N= fP(X2Fr2 Y.Fa21.2 1 2458.2 =

22、 2949.8 N所以Lh1106c106(41200)10360n _(P1) _ 60 192(4489.8，-139323h - L'hLh210660n兒(哼0360 192 2949.8= 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 Fr1F2NH1 FNv1 二 2751216142 = 3261NFr2 二.F2NH2 fN/2 二.17512 1132 =1618N(

23、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, Fae Fd2) = 1088 577.9 二 1665.9NFa2 =max(Fd2,Fd1 -Fae) -577.9N(3 )求軸承的動載荷Fa1F r 11665.93261-0.51 - eFa2Fr2577.91618二 0.36 e查教材表13-5得對軸承 1 X1 =0.4,Y； =1.6對軸承2X2 =1,% =

24、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 (0.4 32611.4 1665.9)4753.8NP2 =fp(X2Fr2 £Fa2)=1.2 1 1618=1941.6N(四)計算軸的壽命Lh110660n遡3257655b I60 43.68 47538Lh210660n嚴八60 43.68 1941.6106= 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)，

25、 查得當軸徑d =22mm時鍵取為b h =6 6。參照半聯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 ） c p二pdlk式中 T =2.567 漢 104 N mmd 二 22mml = L - b = 28 - 6 = 22mmk=0.5h=0.5 6=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 2.567 103 22 222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

26、得當軸徑d = 35mm時鍵取為b h=10 8。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105 N mmd = 35mml 二 L -b =28 -10 =18mmk=0.5h=0.5 8=4由教材表15-1查取許用擠壓應力為二p=110MPa2 1.2186 1054 18 35=96.7MPa ： bp】，滿足強度要求。3輸出軸上的鍵1）齒輪與軸聯結處（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/T109

27、5-1979 ）， 查得當軸徑d = 55mm時鍵取為b h=14 9。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pp dlk p式中 T =5.0942 105 N mmd = 55mmI = L -b = 50 -14 = 36mmk =0.5h =0.5 9 =4.52 5.0942 10；fMPa =104.3MPa ： t p 1,滿足強度要求。4.5x36 x552）聯軸器處（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 ）, 查得當軸徑d = 45mm時鍵取為b h =14 9。參照齒輪與軸的配合