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1、轴的设计计算Last revision on 21 December 2020第七章 轴 的 设 计 计 算一、初步确定轴的尺寸1、高速轴的设计及计算已知：高速轴功率匕二2.11kw，转速=710r/min o选取轴的材料为40Cr、调质处理、由机械设计教材表15-3,取A0二100，得考虑轴上开有一个键槽对轴强度的削弱，轴径增大5%7%，并圆整后d二15mm，轴承选用 角接触球轴承7205C，B=15mm,综合减速器其他零件的布置和减速器箱体的轮廓，高速轴初步设计 如下：2、中间轴的设计及计算已知：中间轴功率P2二2.03kw，转速n2二161.4r/min。选取轴的材料为40Cr、调质处理
2、、由机械设计教材表15-3, 取A0二105，得考虑轴上开有两个键槽对轴强度的削弱，轴径增大10%15%，并圆整后d二25mm，轴承选 用角接触球轴承7205C，B=15mm，综合减速器其他零件的布置和减速器箱体的轮廓，中间轴初步设 计如下：安装大齿轮处的键型号为：键10 x 36GB1096-79安装小齿轮处的键型号为：键10 x 70GB1096-793、低速轴的设计及计算已知：低速轴功率P3二L95kw，转速3 = 434r/min。选取轴的材料为40Cr、调质处理、由机械设计教材表15-3, 取A。二97，得考虑轴上开有两个键槽对轴强度的削弱，轴径增大10%15%，并圆整后d二35mm
3、，轴承选 用角接触球轴承7209C，B=19mm，综合减速器其他零件的布置和减速器箱体的轮廓，低速轴初步设 计如下：安装大齿轮的键型号为:键 18x 65GB 1096-97安装联轴器处的键为:键 16x125GB1096-97二、轴的校核以中间轴的校核为代表，已知中间轴的功率为P2二2.03kw，转速为n2二161.4厂/min，转矩T 二 120.11 Nm。21、中间轴的受力分析如下：大齿轮的分度圆直径为d= 173.029mm，螺旋角0二15.79。，受力分析如图所示，则：F 二 F tan 0 =1388.322 x tan15.790N 沁 392.594N a 1t 1小齿轮的分
4、度圆直径为d2二62.018mm，螺旋角0二14.655。，受力分析如图所示，则：F 二 F tan 0 =3873.392xtan14.655N 沁 1012.915Na2t 2轴端受力：由上数据得轴的载荷分析图如下：载荷水平面H垂直面V支反力FF = 2395 21N ； F = 170.662N1 2F = 761.422N ；3F = 2866.503N3弯矩MM = 200655.21N mmHM = 5329954N mmV总弯矩M 200655.212 + 53299.542 N mm 207613.473N m 总转矩TT = 120110 mm2、按弯扭合成应力校核轴的强度进
5、行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据扭转切应力为脉动循环变应力，取a= 0.6，轴的计算应力ca:M 2 +(aT)2 总W207613.4732 + (0.6 x 120110)0.1 x 503MPa 沁 17.581MPa由选定的材料45Cr，调质处理，由机械设计教材表15-1查得t = 70MPa1 因此C ，故安全。ca13、精确校核轴的疲劳强度(1)、判断危险截面由轴的载荷分析图知：弯矩最大为M总处为危险截面，因而只需要校核该截面即可。(2)、危险截面X = 120mm抗弯截面系数：W = 0.1d3 = 0.1x 503mm3 = 12500mm3抗扭截面
6、系数：W = 0.2d3 = 0.2 x 503 mm3 = 25000mm3M 207613.473截面上的弯曲应力：b b = _W总=12500 MPa沁16.609MPaT 120110截面上的扭矩切应力：e广 W二25000 MPa Q 4,804MPaT轴的材料为45Cr，调质处理。由机械设计教材表15-1查得b B二735MPa ,Bb 二 355MPa t 二 200MPa。-i-i由机械设计教材图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为：q = 0.82， q = 0.85bT故有效应力集中系数按式为：由机械设计教材图3-2得尺寸系数*二0.67，由机械设计教材图3-3得扭转尺寸系
7、数O 二 0.82。T轴按磨削加工，由机械设计教材图3-4得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即0 = 1，则得综合系数为：q由机械设计教材E 3 -1及g 3 - 2得材料的特性系数为：于是，计算安全系数S值，得：ca故可知其安全。第八章 轴承的计算及校核已知：所有轴承的寿命为 8年，并以中间轴的轴承为代表进行校核，初选轴承型号为：角接触球轴承7205C，B=15mm，基本额定动载荷。=，基本额定静载荷C。二20kN。轴上两齿轮受力如下图，轴转速n2二161.4厂/min，运转平稳。1、求两轴承受到的径向载荷2、求两轴承受到的轴向载荷对于7000C型轴承，按机械设计教材表13-7,轴承派生
8、轴向力Fd二eF，其中e为机械drF设计教材表13-5中的判断系数，其值由g的大小来确定，但现轴承轴向力仃未知，故先取e=，0因此可估算：轴所受轴向力：因此靠近大齿轮的轴承被压紧。因为：F -F 二(741.477 -620.321)N 二 121.156N Fd12aed34所以：F 二 F + F 二(600.321 + 620.321)N 二 1220.642Na 34a 12ae600.32120000沁 0.030F1220.64234 =沁 0.061C200000由机械设计教材表13-5进行线性插值计算，得，抵二0.401, e34二.433因为：F -F 二(1284.238-
9、620.321)N 二 663.917N Fd12ed34所以：F 二 F + F 二(962.914 + 620321)N 二 1583.235N3412 e3、求轴承当量动载荷p和p1234F因为匚尹F12962.9142401.283沁 0.401 = e12F1583.235二一F2965.90734沁 0.534 e34由机械设计教材表 13-5进行线性插值计算径向载荷系数和轴向系数为：对轴承 1： X12 - 1，Y12 二 0对轴承 2 : X34 二 0.44 ,Y = 1.2934d =1.1。则d因轴承运转中有轻微冲击载荷，按机械设计教材表13-6， fd =1.01.2d
10、4、验算轴承寿命轴承预期寿命L = 8 x 300 x 24h = 57600hh因为P12 P34，所以按P34验算故所选轴承满足寿命要求第九章 键联接的选择及校核计算已知：大齿轮的材料为45钢，调质处理，轮毂宽度为40mm；小齿轮和轴的材料都为40Cr，调 质处理，小齿轮轮毂宽度为75mm；齿轮的精度为7级；装齿轮处的轴径d=30mm；需要传递的转矩 T2 = 120.11 Nm；载荷平稳。初选键的型号为：安装大齿轮处的键型号为10x 36GB1096-79,安装 小齿轮处的键型号为10x 70GB1096-79。1、校核大齿轮处键连接的强度从机械设计教材表6-1查得键的截面尺寸为：宽度b
11、=8mm，高度h=7mm，由轮毂宽度并参考 键的长度系列，取键长L=36mm (比轮毂宽度小些)。从机械设计教材表6-2查得许用应力匚L100 120MPa，取L=110Mpa，键的工pp作长度 l = L - b = (36 - 8)mm = 28mm。得：故所选键符合要求。2、校核小齿轮处键连接的强度从机械设计教材表6-1查得键的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm，由轮毂宽度并参考 键的长度系列，取键长L=63mm (比轮毂宽度小些)。从机械设计教材表6-2查得许用应力匸L100 120MPa，取L L 110Mpa，键的工pp作长度 l = L - b = (63 - 8)mm = 55mm。得：故所选键符合要求。
