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1、第 7 章 轴的设计及计算7.1 低速轴的设计7.1.1 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mm438146344 而NdTFt6 .774143816954002243NFFtr7 .2817tan圆周力，径向力的方向参考图 7-2.tFrF7.1.2 轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为 45 优质碳素结构钢，调质处理。7.1.3 轴的最小直径根据文献【1】中 12-2 式可初步估算轴的最小直径，333 minnPAd式中：最小直径系数，根据文献【1】中表 12-3 按 45 钢查得A112A低速轴的功率（KW） ，由表 5.1 可知：3PKWP9
2、84. 63低速轴的转速（r/min） ，由表 5.1 可知：3nmin/34.393rn 因此： mmnPAd9 .6234.39984. 61123333 min输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径-d相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中 11-1 式查得，mNKTTc1 .25434 .16955 . 13式中：联轴器的计算转矩（）cTmN 工作情况系数，根据文献【1】中表 11-1 按转矩变化小查得，K5 . 1K低速轴的转矩（） ，由表 5.1 可知：3TmN )(4 .16953mNT按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 5
3、014-2003 或cT根据文献【2】中表 16-4 查得，选用 HL6 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度为)(mN mmd631mmd63-172mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为。mmL13217.1.4 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。选用装配方案如图 7-1 所示。图 7-1 轴的结构与装配(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取- 段的直径mmhdd7352632-式中：轴处轴肩的高度（mm)，根据文献【1】中 P283 中查得定位hI I轴肩的高度故取6.3mm41. 463
4、0.107. 01 . 007. 0）（）（dhmmh5左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与mmD75挡圈 轴配合的毂孔的长度,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压mmL1321在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一些，现取1Lmml130-初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表 10-2 可选 6 型深沟球轴承轴承。根据文献【2】中表 15-3 中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取 0 基本游隙组、标mmd73-准精度级的单列圆锥滚子轴承 60315，其基本尺寸为,故；而。mmmmmmBDd3716075mmdd75-mml3
5、7-右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。根据文献【2】中表 15-3 中查得60315 型轴承的定位轴肩高度，因此，取mmh6mm87-d取安装齿轮处的轴段-的直径；齿轮左端与左轴承之间mm80-d采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 93mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮轮毂宽度，故取；齿轮的右端采用轴肩定位，mm90-l轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度0.07dhmmh6mm92-d，取。hb4 . 1mm12-l轴承端盖的宽度为 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，
6、故取。mml30mm50-l取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚mma16动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离 ，取，已知滚动轴承宽度smms8，则mmB36mm6390-93as-）（Blmm30-l至此，已初步确定了轴的各直径和长度。(3)轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接。按由文献【1】中表 4-1 查得平键截面，键槽长为-dmmmmhb1422，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配mm80合为 H7/n6；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为，mmmmmm1251118半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周
7、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 m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸。参考文献【1】中表 12-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径如图所示。4525.求轴上的载荷(1)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。因此作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算mmLLL2005 .1095 .9032简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。 根据轴系机构图绘制轴的计算简图，如图 7-2图 7-2 轴的强度计算轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力，圆周力和径向力，方tFrF向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴
8、段上的扭矩为。3T已知：)(4 .16953mNTNdTFt6 .774143816954002243NFFtr7 .2817tan（2）将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算。垂直面的支反力NFtFFBVAV8 .38702水平面上的支反力NFrFFBHAH85.14082（3)作弯矩图作垂直弯矩图垂直面上截面的 D 处的弯矩(L 为轴支承跨距)mmNLFMAVV3870802 作水平面弯矩图(L 为轴支承跨距)mmNLFMAHH1408852把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为mmNMMMHVD7 .41192122扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面
9、之间的一段轴上。6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只要校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C 的 强度。因为单向旋转，旋转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力6 . 0MPaWTMDca4 .21801 . 0)16954006 . 0(7 .411921)(3222 32 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，参考文献【1】表 12-1 查得，因此，故安全。MPa1801 1 -ca7.精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和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 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面
10、的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不要校核。其他截面显然也不要校核，由机械手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而只要校核截面左右两侧即可。8.截面左侧抗弯截面系数 3335 .42187751 . 01 . 0mmdW抗扭截面系数 33384375752 . 02 . 0mmdWT截面左侧的弯矩 M 为mmNM2 .2139265 .905 .435 .907 .411921截面上的扭矩 mmNT16954003 截面上的弯曲应力MPaWMb1 . 55 .421872 .213
11、936截面上的扭转切应力MPaWTTT1 .208437516954003轴的材料为 45 钢，调质处理。由参考文献【1】表 12-1 查得MPaMPaMPaB155,265,65011截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数及,由机械设计手册查取。KK因，经插值后可查的;027. 0750 . 2dr5 . 20 . 2 7580 rdD43. 1,69. 1KK查得尺寸系数；扭转尺寸系数。78. 074. 0轴按车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面强化，即92. 0，则综合影响系数为1q355. 292. 078. 069. 1)( KKD1 . 292. 074. 043. 1)( K
12、KD又由机械设计手册查得应力折算系数。2 . 0,34. 0于是，计算安全系数值caS23034. 086. 4355. 2265 )(1maDKS7 . 72/48.172 . 048.171 . 2155 )(1maDKS5 . 13 . 722 S SSSSSca故可知其安全。（1）截面右侧抗弯截面系数 33351200801 . 01 . 0mmdW抗扭截面系数 333102400752 . 02 . 0mmdWT截面左侧的弯矩 M 为mmNM2 .2139265 .905 .435 .907 .411921截面上的扭矩 mmNT16954003 截面上的弯曲应力MPaWMb2 . 4
13、512002 .213936截面上的扭转切应力MPaWTTT6 .1610240016954003过盈配合处由手册查得过盈配合处的;89. 1,63. 2KK查得尺寸系数；扭转尺寸系数。78. 074. 0轴按车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面强化，即92. 0，则综合影响系数为1q67. 392. 078. 063. 2)( KKD78. 292. 074. 089. 1)( KKD又由机械设计手册查得应力折算系数。2 . 0,34. 0于是，计算安全系数值caS9 .18034. 02 . 467. 3265 )(1maDKS7 . 72/6 .162 . 06 .1678. 2155 )(1maDKS5 . 17 . 622 S SSSSSca故可知其安全。
