轴结构设计和强度校核Word文档下载推荐.docx

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构形式。

设计时，必须针对不同情况进行具体的分析。

但是，不论何种具体条件，轴的结构都应满足：

轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；

轴上的零件应便于装拆和调整；

轴应具有良好的制造工艺性等。

下面讨论轴的结构设计中的几个主要问题。

拟定轴上零件的装配方案

轴上零件的定位

提高轴的强度的常用措施

轴的结构工艺性

为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件除了

有游动或空转的要求者外，都必须进行必要的轴向和周向定位，以保证其正确的工作位置。

零件的轴向定位

轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、圆螺母、轴端挡圈和轴承端

盖等来保证的。

轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩两类，利用轴肩定位是最方便可靠的方法，但采用轴肩就必然会使轴的直径加大，而且轴肩处将因截面突变而引起应力集中。

另外，轴肩过多时也不利于加工。

因此，轴肩定位多用于轴向力较大的场合。

定位轴肩的高度h一般取为h=（〜）d,d为与零件相配处的轴径尺寸。

滚动轴承的定位轴肩高度必须低于轴承内圈端面的高度，以便拆卸轴承，轴肩的高度可查手册中轴承的安装尺寸。

为了使零件能靠紧轴肩而得到准确可靠的定位，轴肩处的过渡圆角半径r必须小于与之相配的零件毂孔端部的圆角半径R或倒角尺寸C。

轴和零件上的倒角和圆角尺寸的常用范围见下表。

非定位轴肩是为了加

工和装配方便而设置的，其高度没有严格的规定，一般取为1〜2mm

零件倒角C与圆角半径R的推荐值（mm

直

径

6〜10

10〜

18

18〜30

30〜50

50〜80

80〜

120

120〜

180

d

C

或

R

套筒定位结构简单，定位可靠，轴上不需开槽、钻孔和切制螺

纹，因而不影响轴的疲劳强度，一般用于轴上两个零件之间的定位。

如两零件的间距较大时，不宜采用套筒定位，以免增大套筒的质量及材料用量。

因套筒与轴的配合较松，如轴的转速较高时，也不宜采用套筒定位。

圆螺母定位可承受大的轴向力，但轴上螺纹处有较大的应力集中，会降低轴的疲劳强度，故一般用于固定轴端的零件，有双圆螺母和圆螺母与止动垫片两种型式。

当轴上两零件间距离较大不宜使用套筒定位时，也常采用圆螺母定位。

轴端挡圈适用于固定轴端零件，可以承受较大的轴向力。

轴承端盖用螺钉或榫槽与箱体联接而使滚动轴承的外圈得到轴向定位。

在一般情况下，整个轴的轴向定位也常利用轴承端盖来实现。

利用弹性挡圈、紧定螺钉及锁紧挡圈等进行轴向定位，只适用于零件上的轴向力不大之处。

紧定螺钉和锁紧挡圈常用于光轴上零件的定位。

此外，对于承受冲击载荷和同心度要求较高的轴端零件，也可采用圆锥面

定位。

零件在轴上的定位和装拆方案确定后，轴的形状便大体确定。

各轴段所需的直径与轴上的载荷大小有关。

初步确定轴的直径时，通常还不知道支反力的作用点，不能决定弯矩的大小与分布情况，因而还不能按轴所受的具体载荷及其引起的应力来确定轴的直径。

但在进行轴的结构前，通常已能求得轴所受的扭矩。

因此，可按轴所受的扭矩初步估算轴所需的直径。

将初步求出的直径作为承受扭矩的轴段的最小直径dmin,然后

再按轴上零件的装配方案和定位要求，从dmin处起逐一确定各段轴的直

径。

在实际设计中，轴的直径亦可凭设计者的经验取定，或参考同类机械用类比的方法确定。

有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径。

安装标准件（如滚动轴承、联轴器、密封圈等）部位的轴径，应取为相应的标准值及所选配合的公差。

为了使齿轮、轴承等有配合要求的零件装拆方便，并减少配合表面的擦伤，在配合轴段前应采用较小的直径。

为了使与轴作过盈配合的零件易于装配，相配轴段的压入端应制出锥度；

或在同一轴段的两个部位上采用不同的尺寸公差。

确定各轴段长度时，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装配或调整空间。

轴的各段长度主要是根据各零件与轴配合部分的轴向尺寸和相邻零件间必要的空隙来确定的。

为了保证轴向定位可靠，与齿轮和联轴器等零件相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2〜

3mm

合理布置轴上零件以减小轴的载荷

为了减小轴所承受的弯矩，传动件应尽量靠近轴承，并尽可能不采用悬臂的支承形式，力求缩短支承跨距及悬臂长度等。

下图中a）方案较b）方案优。

当转矩由一个传动件输入，再由几个传动件输出时，为了减小轴上扭矩,应将输入件放在中间，而不要置于一端。

下图中，输入扭矩为Ti二T2+T3+T4,按图a布置时，轴所受的最大扭矩为T2+T3+T4，若改为图b布置时，轴所受的最大扭矩减小为T3+T4。

改进轴的结构以减小应力集中的影响

轴通常是在变应力条件下工作的，轴的截面尺寸发生突变处要产生

应力集中，轴的疲劳破坏往往在此发生。

为了提高轴的疲劳强度，应尽量减少应力集中源和降低应力集中程度。

为此轴肩处应采用较大的过渡圆角半径r来降低应力集中。

但对定位轴肩，还必须保证零件得到可靠的定位。

当靠轴肩定位的零件的圆角半径很小时，为了增大轴肩处的圆角半径，可采用内凹圆角或加装隔离环。

用盘状铣刀加工的键槽比用键槽铣刀加工的键槽在过渡处对轴的截面削弱较为平缓，因而应力集中较小；

渐开线花键比矩形花键在齿根处的应力集中小，在作轴的结构设计时应予以考虑；

由于切制螺纹处的应力集中较大，故应尽量避免在轴上受载较大的区段切制螺纹。

当轴与轮毂为过盈配合时，配合边缘处会产生较大的应力集中。

为了减小应力集中，可在轮毂上或轴上开卸载槽；

或者加大配合部分的直径。

由于配合的过盈量愈大，引起的应力集中也愈严重，因而在设计中应合理选择零件与轴的配合。

改进轴上零件的结构以减小轴的载荷

通过改进轴上零件的结构也可减小轴上的载荷。

下图的两种结构中

b）方案（双联）均优于a）方案（分装），因为a）方案中轴I既受弯矩又受扭矩，而b）方案中轴I只受扭矩。

改进轴的表面质量以提高轴的疲劳强度

轴的表面粗糙度和表面强化处理方法也会对轴的疲劳强度产生影

响。

轴的表面愈粗糙，疲劳强度也愈低。

因此，应合理减小轴的表面及圆角处的加工粗糙度值。

当采用对应力集中甚为敏感的高强度材料制作轴时，表面质量尤应予以注意。

表面强化处理的方法有：

表面高频淬火等热处理；

表面渗碳、氰化、氮化等化学热处理；

碾压、喷丸等强化处理。

通过碾压、喷丸进行表面强化处理时可使轴的表层产生预压应力，从而提高轴的抗疲劳能力。

轴的结构工艺性是指轴的结构形式应便于加工和装配轴上零件，并且生产率高，成本低。

一般地说，轴的结构越简单，工艺性越好。

因此，在满足使用要求的前提下，轴的结构形式应尽量简化。

为了便于装配零件并去掉毛刺，轴端应制出45°

的倒角；

需要磨削加工的轴段，应留有砂轮越程槽；

需要切制螺纹的轴段，应留有退刀槽。

它们的尺寸可参看标准或手册。

为了减少装夹工件的时间，在同一轴上，不同轴段的键槽应布置（或投影）在轴的同一母线上。

为了减少加工刀具种类和提高劳动生产率，轴上直径相近的圆角、倒角、键槽宽度、砂轮越程槽宽度和退刀槽宽度

等应尽可能采用相同的尺寸。

通过上面的讨论可以进一步明确，轴上零件的装配方案对轴的结构形式起着决定性的作用。

现以圆锥一圆柱齿轮减速器输出轴的两种装配方案为例进行对比，显然，第二种方案较第一种方案多了一个用于轴向定位的长套筒，使机器零件增多，质量增大，故不如第一种方案好。

图一

轴的计算

轴的计算通常都是在初步完成结构设计后进行校核计算，计算准则

是满足轴的强度和刚度要求。

（一）轴的强度校核计算

进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。

对于仅仅承受扭矩的轴（传动轴）,应按扭转强度条件计算；

对于只承受弯矩的轴（心轴），应按弯曲强度条件计算；

对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭合成强度条件进行计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。

此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖载荷校核其静强度，以免产生过量的塑性变形。

下面介绍几种常用的计算方法：

按扭转强度条件计算。

按弯扭合成强度条件计算。

按疲劳强度条件进行精确校核。

按静强度条件进行校核。

1.按扭转强度条件计算

该方法只按轴所受的扭矩来计算轴的强度，如果轴还受有不大的弯

矩，则用降低许用扭转切应力的方法予以考虑。

在作轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴径。

对于不大重要的轴，也可作为最后计算结果。

轴的扭转强度条件为：

式中：

一一扭转切应力，MPa

T轴所受的扭矩，mm

wt—轴的扭转截面系数，m

n轴的转速，r/min；

P――轴传递的功率，kW；

d——计算截面处轴的直径，mm

――许用扭转切应力，MPa见下表；

轴常用几种材料的[T]T及A0直

轴的材料

Q235-A20

Q27535

（1Cr18Ni9Ti）

45

40Cr、35SiMn

38SiMnMo3Cr13

（MPa）

15~25

20~35

25~45

35~55

A0

149~126

135~112

126~103

112~97

2）在下述情况时，取较大值，A0取较小值：

弯矩较小或只受扭矩作用、载荷较平稳、无轴向载

荷或只有

较小的轴向载荷、减速器的低速轴、轴只作单向旋转；

反之，取较小值，Ao

取较大值。

由上式可的轴的直径：

式中，查上表。

对于空心轴，贝V：

式中di/d，即空心轴的内径di与外径d之比，通常取〜。

应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的

强度的削弱。

对于直径d>

100mm勺轴，有一个键槽时，轴径增大3%有两个键槽时，应增大7%对于直径d<

100mm勺轴，有一个键槽时，轴径应增大5%〜7%有两个键槽时，应增大10%〜15%然后将轴径圆整为标准直径。

应当注意，这样求出的直径，只能作为承受扭转作用的轴段的最小直径dmin。

按弯扭合成强度条件计算

通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置、以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。

一般的轴使

用这种方法计算即可。

其计算步骤如下：

作出轴的计算简图（即力学模型）

轴所受的载荷是从轴上零件传来的。

计算时，常将轴上的分布载荷简化为集

中力，其作用点取为载荷分布段的中点。

作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂

宽度的中点算起。

通常把轴当作置于铰

链支座上的梁，支反力的作用点与

有关。

在作计算简图时，应先求出轴上受力

零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂

直分力，然后求出各支承处的水平

反力R和垂直反力RK

图二

轴承的类型和布置方式图

作出弯矩图

根据上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩MH图和垂直面上的弯矩MV图，然后按下式计算总弯矩并作出M图：

作出扭矩图

作出轴所受的扭矩图（为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中

把T折算为aT）。

作出计算弯矩图

根据已作出的总弯矩和扭矩图，求出计算弯矩Mca并作出Mca图,Mca的计算公式为：

式中a是考虑扭转和弯矩的加载情况及产生应力的循环特征差异的系数。

因通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭转所产

生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。

即当扭转切应力为静应力时取a~；

扭转切应力为脉动循环变应力时，取a~；

若扭转切应力亦为对称循环变应力时，则取a=1。

校核轴的强度

已知轴的计算弯矩后，即可针对某些危险截面（即计算弯矩大而直

径可能不足的截面）作强度校核计算。

按第三强度理论，计算弯曲应力：

w――轴的抗弯截面系数m各种截面计算公式见表。

［（T-1］——轴的许用弯曲应力，其值按表选用。

（轴的常用材料及其主

要机械性能表）

由于心轴工作时只承受弯矩而不承受扭矩，所以在应用上式时，应取T

=0,亦即Mca二M转动心轴的弯矩在轴截面上所引起的应力是对称循环变应力；

对于固定心轴，考虑起动、停车等的影响，弯矩在轴截面上所

引起的应力可视为脉动循环变应力，所以在应用上式时，其许用应力应

为［（T0］（［（T0］为脉动循环变应力时的许用弯曲应力）,［（T0］-［［（T-1］。

12.轴设计示例

例题：

某一化工设备中的输送装置运转平稳，工作转矩变化很小，以圆锥-圆柱齿轮减速器作为减速装置。

试设计该减速器的输出轴。

减速器的装置简图如下。

输入轴与电动机相联，输出轴通过弹性柱销联轴器与工作机相联，输出轴为单向旋转（从装有联轴器的一端看为顺时针方

向）。

已知电动机功率P=10kV，转速ni=1450r/min，齿轮机构的参数列

于下表：

级别

Z1

Z2

m（mm）

an

齿宽（mm）

咼速级

20

75

1

大圆锥齿轮轮毂长

L=50

低速级

23

95

4

B1=85,B2=80

解：

1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3

若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）n=，则

又

于是

2.求作用在齿轮上的力

因已知低速级大齿轮的分度圆直径为

而

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图二。

3.初步确定轴的最小直径

先初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45号钢，调质处理。

取

加=112，于是得

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径di-n。

为了使所选的轴直径di-n与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩Tca=KAT3,考虑到转矩很小，故取KA=,则：

Tca=KAT3=x960000N•mm=1248000Nmm

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5014-85或

手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N-mm半联轴器I的孔径di=55mm故取di-n=55mm半联轴器长度L=112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=84mrm

4.轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

本题的装配方案已在前面分析比较，现选用如图一所示的第一种

装配方案。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

⑴为了满足半联轴器的轴向定位要求，i-n轴端右端需制出一

轴肩，故取n-川段的直径dii-iii=62mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=65mm半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=84mm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，故I-n段的长

度应比Li略短一些，现取丨i-ii=82mm

⑵初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用。

故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据di-ii=62mm由轴承产品目录中选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313,其

尺寸为dxDXT=65X140X36,故d皿-iv=65mrp而丨皿呱=36mm

右端滚动轴承采用轴肩进行定位。

由手册上查到30313型轴承的

定位轴肩高度h=6mm因此，取d%皿=77mm

⑶取安装齿轮处的轴段V-V的直径dv-v=70mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮轮毂的宽度为80mm为了使套筒端

面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lv-v=76mm齿轮

的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>

，取h=6mm则轴环处的直径

dv-可=82mm轴环宽度b>

取

丨v-迥=12mm

⑷轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取lii-iii=50mm

⑸取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm圆锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm已知滚动轴承宽度T=36mm大圆锥齿轮轮毂长L=50mm则

liii-iv二T+s+a+（80-76）=36+8+16+4mm=64mm

lvi-vii=L+c+a+s-lv-vi=50+20+16+8-12mm=82mm

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

3）轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。

按div-v由手册

查得平键截面bxh=20X12（GB1095-79）,键槽用键槽铣刀加工，长为

63mm标准键长见GB1096-79）,同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合为

H7/n6;

同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为16X10X70,半联轴器与轴的配合为H7/k6。

滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m&

4）确定轴上圆角和倒角尺寸。

取轴端倒角为2X45°

各轴肩处的圆角半径见图三。

轴的图图三

5.求轴上的载荷

首先根据轴的结构图，作出轴的计算简图。

在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取图示中的a值。

对于30313型圆锥滚子轴承。

由手册中查得a=29mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=71+141=212mm

根据轴的计算简图作出轴的弯矩、扭矩图和计算弯矩图见图二

从轴的结构图和计算弯矩图中可以看出截面C处的计算弯矩最大，是轴的危险截面。

现将计算出的截面C处的MH、MV>

M及Mca的值列于表中。

6.按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即危险截面

C）的强度。

则由公式及上表中数值可得

前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得

［（T-1］=60MPa因此（Tca<

［（T-1］，故安全。

7.精确校核轴的疲劳强度

1）判断危险截面

截面A,n，川,b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的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，川,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W和V处过盈配合引

起的应力集中最严重；

从受载的情况来看，截面C上MCai最大。

截面V

的应力集中的影响和截面W的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径

也较大，故不必作强度校核。

截面C上虽然MCai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），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。

截面W和四显然更不必校核。

键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面W左右两侧即可。

2）截面W左侧

抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面W左侧的弯矩M为

截面W上的扭矩T3为T3=960000N-mm

截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

轴的材料为45号钢，调质处理，由轴常用材料性能表查得

erB=640MPa（T-i=275MPat-i=155MPa

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数

a°

及aT按手册查

取。

因，，经插值后可查得，

又由手册可得轴的材料的敏性系数为

故有效应力集中系数为

由手册得尺寸系数；

扭转尺寸系数。

轴按磨削加工，由手册得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，即，则按手册得综合系数为

又由手册得材料特性系数

I<

T二〜,

WT=~,

于是，计算安全系数Sea值，按公式则得公式：

故可知其安全。

3）截面W右侧

抗弯截面系数W胺表中的公式计算

抗扭截面系数W为弯矩M及弯曲应力为

过盈配合处的k訂£

。

值，由手册用插入法求出，并取kT/£

T二舁£

b,于是得

故得综合系数为

所以轴在截面W右侧的安全系数为

故该轴在截面W右侧的强度也是足够的。

本题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。

至此，轴的设计计算即告结束（当然，如有更高的要求时，还可作进一步的研究）。

10.绘制轴的工作图