低速轴的设计计算文档格式.docx
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ddmin查表GB/T5014-1985
(《机械设计课程设计指导手册》
183rmin,
P133表15-5)
选用HL4型弹性联轴器T125000ONmm,n4000rmin。
半联轴器长度LL112mm
与轴配合毂孔长度L|L|84mm
半联轴器孔径d2d245mm
4.轴的结构设计
(1)设计I段轴的结构
I段轴直径应与联轴器孔径相同,所以I段轴直径选取di45mm
因为联轴器左端由轴端挡圈固定,为保证挡圈只压在半联轴器上而不压在轴上,所以使i段
轴长度略小于联轴器与轴配合毂孔长度L!
,则选Li82mm
(2)设计II段轴的结构
因为小链轮右端通过轴肩固定,而轴肩的高度应满足h(0.07~0.1)d(《机械设计课程设
计手册》P17表1-31)所以h3.2~4.5mm,则dHd]2h51.4~54mm,所以II
轴直径应选du52mm
(3)初选滚动轴承
因为齿轮无轴向力,所以轴承不受轴向力,可选深沟球轴承。
查表得fp1.0~1.2(《机
械设计》P321表13-6)取fp1.2
代入式子(《机械设计》P320式(13-9a))
得当量动载荷PfpFr1.21260N1512N
基本额定动载荷CP6(《机械设计》P319式(13-6))
V10
查书得球轴承3(《机械设计》P319),
60呻15123
6018330000N
106
10.442KN
查表得Lh30000h(《机械设计》P318表13-3)
参照工作要求并根据du52mm,由轴承产品目录中初步选取61911
查手册知轴承可选Cr15.9KN
(4)轴承的校核
因为轴承不受轴向力,所以
Y0仍成立,则P1500N
验算61911轴承的寿命Lh
6363
卫®
1015900105909h30000h
60nP601831512
所以61911轴承满足要求
61911轴承尺寸dDB
558013
查表知该轴承应选择脂润滑。
(5)II段轴的长度为便于轴承盖的拆卸及对轴承加润滑脂的要求,取端盖的外断面与联轴器右端面距离为30mm轴承盖宽度为20mm所以—3020mm50mm
dm55mm考虑箱体的铸造误差,使轴承与箱体内表面距离为8mm
箱体内表面与齿轮间距为16mm,为使套筒端面可靠的压紧轴承,使IV轴略短于齿轮4mm
所以LIII138164mm41mm
箱体壁厚为29mm(8+13+8)
(6)IV轴尺寸
IV轴长度短于齿轮齿宽4mm,则LIV66mm
取齿轮安装直径为dIV60mm
(7)V段轴尺寸
因为齿轮右端通过轴肩固定
轴肩的高度应满足h(0.07~0.1)d(《机械设计课程设计手册》P17表1-31)所以h4.2~6mm,则取h5mm
则dVdIV2h70mm
轴环长度b1.4h,取Lv10mm
(8)VII段轴尺寸
轴承固定在VII轴上
所以取LVII15mmdVII55mm
(9)VI段轴的尺寸
8mm
所以
61mm
箱体内表面与齿轮间距为16mm,考虑箱体的铸造误差,使轴承与箱体内表面距离为
所以LVI16108mm14mm
因为右边轴承的左端通过轴肩固定,轴肩的高度应满足h(0.07~0.1)d
h3.85~5.5mm,轴肩应小于轴承内圈外径,则取h3mm则dvidvii2h
5.轴上零件的轴向定位
齿轮、联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。
查表6-1得两键尺寸如下
联轴器选用键型号为
14970选用配合为
H7
16
齿轮选用键型号为bhL
1811
56选用配合为
n6
滚动轴承与轴的轴向定位由过渡配合保证,故选轴的直径尺寸公差为m6
6.
参考《机械设计课程设计手册》
P16表1-27取轴两端倒角为C2圆角均为
R2
确定轴上圆角与倒角尺寸
二、轴的校核
1.求轴上的载荷根据轴的结构图做出计算简图如下图,各部分长度如图所示
270nm
由上面计算知圆周力F=3462N,径向力Fr=1260N齿轮节圆直径d?
=
轴BD端扭矩为
T=T2
467.3Nm
支座反力Fnhb
FNHD
E1731N,
2
FNVB
FNVD
Fr
匚630N
C节面处Mh
FNVB1
63059Nmm37170Nmm
Mv
FNHB1
173159Nmm102129Nmm
所以C节面为弯矩最大截面
MmHv'
1021292371702Nmm108683Nmm
millll川11丨1〕1山|4
2.弯矩合成强度校核
通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度,即
C截面强度。
考虑启动,停机影响,单向循环,扭矩为脉动循环变应力,根据《机械设计》P373式(15-5)
JM2T2J10868320.64673002
取0.6,caW
0.1603
13.9MPa
45钢调质处理,由表查得
160MPa(《机械设计》P362表15-1)
ca1,所以轴弯矩合成强度满足要求
3.疲劳强度安全系数校核
1)判断危险截面
截面ab只受扭矩作用,ef面只受弯矩作用,所以均不是最大危险截面,而
e截面比c
截面直径大,所以最大危险截面只可能在c截面或齿轮中间对称面g,虽然g面所受的
弯矩最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)且该处轴直径较大,
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面左侧弯矩
故最大危险截面为c截面。
所以只需校核c截面两侧即可。
2)截面左侧截面校核
W0.1d30.160321600mm3
Wt0.2d30.260343200mm3
5931
M108683Nmm51578Nmm
59
截面左侧弯曲应力
截面左侧扭转切应力
M
51578
b
MPa
2.39MPa
W
21600
T
467300
tWt
10.82MPa
43200
平均应力
1082
宁丁MPa测沁,m0
应力幅
ab2.39MPa
5.41MPa
查材料的力学性能
45钢调质查表(《机械设计》P362表15-1)
B640MPa,1275MPa,1155MPa
轴肩理论应力集中系数-—0.036,D色1.091查表(《机械设计》P40附表
d55d55
材料的敏感系数
由r2mm,
640MPa查图(
《机械设计》P41附图3-1)
3-2)并经插值计算2.001.28
并经插值得q0.82,q0.85
有效应力集中系数
k
1
q
10.82
21
1.82
10.85
1.28
1.24
尺寸及截面形状系数
杳图
(
《机械设计》
P42附图
3-2)
得
0.67
扭转剪切尺寸系数
P43附图
3-3)
0.81
表面质量系数
轴按磨削加工,由B
640MPa查图(《机械设计》P44附图3-4
表面强化系数
疲劳强度综合影响系数
等效系数
0.9
轴未经表面强化处理
45
钢:
仅有弯曲正应力时计算安全系数
0.1~0.2
0.05~0.1
12.83
11.64
0.1
0.05
2.83
275
2.39
寸44^6
155
1.645.4410.055.441
16.86
弯扭联合作用下的计算安全系数
44.66
15.78
44.66216.862
设计安全系数
材料均匀,载荷与应力计算精确时:
S1.3~1.5取S1.5
疲劳强度安全系数校核ScaS所以左侧疲劳强度合格
3)截面右侧疲劳强度校核
W0.1d3
21600mm3
Wt0.2d3
0.2603
43200mm3
108683N
mm51578Nmm
M51578
W21600
过盈配合处的
Wt
max
467300MPa10.82MPa
min1082MPa5.41MPa,m022
b2.39MPa
m5.41MPa
查表(《机械设计》P43附表3-8)并经插值得
k小“…kk
3.16,并取0.82.53
轴按磨削加工,由
640MPa查图(《机械设计》P44附图3-4)
3.16
13.27
2.53
12.64
3.272.390.1035.19
仅有扭转切应力时计算安全系数
10.65m2.645.410.055.41
弯扭联合作
下的计算安全
SS
S2s2
35.1910.65
35.19210.652
10.19S1.5
疲劳强度安全系数校核ScaS右侧疲劳强度合格
4.故轴在c截面两侧均满足强度要求,即整根轴均满足强度要求。
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