轴的计算设计.doc

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1、轴的设计与校核高速轴的计算。（1）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σB＝650MPa屈服强度极限σs＝360MPa弯曲疲劳极限σ－1＝270MPa剪切疲劳极限τ－1＝155MPa许用弯应力[σ－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=323.6r/min;=6.5184(KW)；查表可取=115；机械设计第八版370页表15-3=31.26mm三．轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图（轴1），从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。（2）根据轴向定位的要求确定

2、轴的各段直径和长度1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取=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。带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度，取=2.5mm，则=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=30mm，故取=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=37mm，故轴承的型号为6208，其尺寸为40mm，80mm,m

3、m.所以==40mm，==18mm3.取做成齿轮处的轴段Ⅴ–Ⅵ的直径=45mm，=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，则s+a＝4mm＋10mm＝14mm=48mm同理=s+a=14mm，=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1×45°，各轴肩处的圆角半径R=1.2mm(四)计算过程1.根据轴的结

4、构图作出轴的计算简图，如图，对于6208深沟球滚轴承的，简支梁的轴的支承跨距：L==-2a=18+14+64+14+18-29=120mm=47+50+9=106mm，=55mm,=65mm2.作用在齿轮上的力==916.6N333.6N计算支反力水平方向的ΣM=0，所以，=458.3N0,=541.6N垂直方向的ΣM=0，有0，=197N0,=166.8N计算弯矩水平面的弯矩==29789.5垂直面弯矩1084010840合成弯矩==31700==31700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处的及M的值列于下

5、表：载荷水平面H垂直面V支反力541.6N458.3N197N166.8N弯矩=29789.510840总弯矩=31700=31700扭矩T=3.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α＝0.6，轴的计算应力==13.51QMPa已由前面查得许用弯应力[σ－1]=60Mpa,因，故安全。4.精确校核轴的疲劳强度截面A，Ⅱ，Ⅲ，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

6、较为宽裕地确定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，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＝0.1×453＝9112.5mm3抗扭截面系数：WT

7、＝0.2d3＝0.2×453＝18225mm3截面V左侧的弯矩为13256.36截面V上的扭矩为=截面上的弯曲应力=1.45Mpa截面上的扭转切应力=21.45Mpa轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得=640MPa,=155MPa,=275Mpa过盈配合处的的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取，＝2.18则0.8×2.18＝1.744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：＝＝＝2.267＝＝＝1.831又由课本§3－1及§3－2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

8、在截面V左侧的安全系数为=83.6==7.687.652>>S=1.6（因计算精