精品中职 机械基础（汽车专业）案例13 轴的结构设计.docx

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1、轴的结构设计轴是非标准零件，它没有固定的、一层不变的结构形式。轴的结构设计就是根据具体的工作条件，确定出轴的合理结构和结构尺寸。一、安装蜗轮的轴设计计算1、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45刚，调质处理。根据机械设计式15-3,取A。=110,于是得dmin=AjF=2911103=45.92/?oV40由于轴上要有键槽，故取小向二50111111,查课程设计表6.8,选联轴器型号为H14的弹性联轴器，孔直径D=50,轴孔长84mm。2、求作用在蜗轮上的力已知蜗轮的分度圆直径为4=226.8mm,所以得0二三分二2x709090=6253N,22226.8Fay=F11=也=468.93N

2、，NIjdxFr2=Fr1=F12tana=2276.42No3、蜗轮轴的设计蜗轮轴草图确定各段直径和长度为满足半联轴器的轴向定位要求，VII-Vin安装联轴器，其左端要制成一轴肩，VFVn段安装轴承端盖，采用毡油封，故VFVIII段直径为d=50mm,11应比轴孔长1=84mm略短一些，故取1=82mm,VI-Vn段直径为d2=58mm0初选滚子轴承，因轴承同时承受径向和轴向的力作用，故选圆锥滚子轴承,从课程设计表5.12中选轴承30312,其基本尺寸dDT=60m13033.5mm,故d3-d7=6Omm,而1-33.5mm。左端滚子轴承采用轴肩进行轴向定位，查表5.12得h=72-60=

3、12mm,因此d6=72mio轴承端盖总宽度为16mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖与半联轴器左端面的距离为1=30mm,故12=16+30=46mm取安装蜗轮处的轴段IV-V的直径d4=65mm,蜗轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位，为使套筒端面可靠的压紧蜗轮，则此段长度应略短于蜗轮宽度，故取18InInb蜗轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1)d4,则取d5=75mm,宽度b21.4h,则15=10mm取蜗轮距箱体为a=25mm,考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s,取s=8mm,轴承宽度T=33.5mm,则16=25+

4、8T0=23mm,13=T+s+a+(85-81)=70.5mm0I-IIII-III11I-IVIV-VV-VIV1-VUV-VIB直径d7=60d6=72d55d4=65d3=60d2=58d1=50长度17=33.5嘱=23I5=IO14=113=70.512=4611=82轴上零件的周向定位为了保证良好的对中性，蜗轮与轴选用A型普通平键联接，键的型号为b*h=18*11GBIO96-79,键槽用键槽铳刀加工，键长为60mm；同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，所以选择蜗轮与轮毂的配合为迫；联轴器与轴采用r6A型普通平键联接，键的型号为b*h=14*9GB1096-79,键长为70m

5、m；轴与轴承内圈配合轴径选用H7m6的配合。为保证30312轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1.5mm。其他轴肩圆角半径分别由具体轴径而定。根据标准轴的左端倒角均为2*45,右端倒角均为16*45。求轴上的载荷根据结构图做出计算简图，简支梁1=13+14+15+16+172265=165mm0分别对B、D在水平面和垂直面求弯矩和,小三分二FHJX709090=6253N22226.82TFa=Ft=468.93%/11jd、Fr2=Fr1=F12tana=2276,422V可得到如下结果:载荷水平面H垂直面V支反力(N)FNH1=3050.7FNH2=320

6、2.3NFNV1=I110.6FNV2=1165.8弯矩(N.mm)M=257785M=93845.7M2=26032.5扭矩(N.mm)MQM%+Mji=274336M2=259096总弯矩(N.mm)T3=694763由计算可以作出如下弯矩图和扭矩图M1S从轴的结构图及弯扭图可知C为危险截面，故只需对C截面进行校核，查机械设计表15-1和15-4,=55MPayM2+(aT3YJ2743362+(0.6694763)2ca=-=18.17W匕_=55网强w0.1x65度够精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面VII、V1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

7、度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以它们均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面V和IV处过盈处配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面IV的应力集中的影响和截面V的相近，但截面IV不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，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，故截中心面也不必校核。由第三章附录可知，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V左右即可。截面V左侧：抗扭截面系数w,=0.2/=0.2x603=43200mn384.5.肛弯矩M=M1X

8、2_=142849.5N.mm84.5扭矩7；=694763N.mMb-弯曲应力二卬二6.6MParr=A扭转切应力r=16.1MPa轴的材料为45钢，调质处理查机械设计表15-1得二640MPa,口1=60P6Z,1=275,r.1=155截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数%及4按机械设计附表3-2查取，因二=变=0.033,=1.08d60d60查机械设计附表3-2得%=2.0,%=13又由附图3-1可知轴的材料敏性系数%=0.82,/=0.85故有效应力集中系数k=i+qr(a-1)=.2k=+qa-1)=1.26由附图3-2尺寸系数=0.67,J=O.82附图3-4=0.92k1K

9、r=-+-1=1.66号A又由附表3-1与表3-2的碳钢的特性系数%=0.10.2取%=0.1；=0.05-0.1,r=0.05计算安全系数S=cr=?=6Ka+m2.760.166+0.10Sca=Jbr=5.592S=1.5收+S；故该轴在截面左侧强度是足够的同理算得截面右侧SM=7.532S=15也安全二、蜗杆轴设计计算蜗杆上的功率P3.69kW,转速n1440r/min,转矩分T26260N.mm。1、按扭矩初算轴最小直径选用45钢调值，硬度为217-255/7BS查机械设计表15-3,取A=UO一八/3.961UA1103/=15AmmV14402、求蜗杆的受力=6253N27；_2

10、x709090%226.8Fn=马=468.93N,d1r1=%tan=2276.42N3、轴的结构设计nd，确定各轴段的直径和长度由于蜗杆啮合段的直径已在蜗杆设计时确定，为避免轴直径变化过大，现在以蜗杆直径为准确定该轴其他部分的直径大小，而各段的长度则是根据确定涡轮轴的方法来确定的。由于电机伸出端直径为28mm,查表6.6选取Y15型凸缘联轴器，轴孔长度1=62,故取d=28mm,1=580IITII安装端盖，d2起固定作用，定位轴肩高度可在(0.070.1)d1范围即取d2=33mm,轴承端盖的总宽度为16mm,根据端盖便于装拆及添加润滑脂，取其间间隙为30mm,则12=30+16=46m

11、m。IH-IV段安装轴承，从表5.12中选取轴承30307,其基本尺寸为dXDXT=35X80X22.75,故MZd3=d7=35mm,13=17=22.75mm,可取d4=c=d3+(0.070.1)d3=38mm;为使蜗杆蜗轮正确啮合，可取J略短于蜗轮宽度，可取=16=8Omm。c为蜗杆齿顶圆直径，=da1=124.6mm,I5为蜗杆轴向齿宽，15=b11.38,15=105mmoI-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIV1-VUv-vn直径d1=28d2=33d3=35d4=38d5=124.6d6=38d7=35长度11=5812=4613=22.75I4=SO15=10516=8017=22.75求轴上的载荷并校核根据结构简图，简支梁跨距1=13+14+15+16+172168=276.9mm,FNHI=FNH2=3126.5NMH=432864N.mmMV1=26133.5N.mmFNVI=FpQV2=1138.2NMv2=92648.6N.mmM2=JMj+A1=442668M产yMj+Mj=433652N.mmN.mmT=TI=26260N.mm可知，截面C为危险截面,故只需校核C截面，查机械设计表15-1和15-4,可得匕=55MRz,=16.19274332+(0.6X694763)20.1653,1=55MPa强度够。