轴的设计计算软件

第四章：轴的设计计算 第一节：输入轴的设计

4.1：输入轴的设计：

4.1.1：选取轴的材料和热处理方法：

选取轴的材料为45钢，经过调质处理，硬度HB?240。 4.1.2：初步估算轴的直径：

dmin?A03P n根据选用材料为45钢，A0的范围为126~103，选取A0值为120，高速轴功率P?7.81kW，n?500r/min， 代入数据：

dmin?120?37.81?41.85.mm 500考虑到轴的外伸端上开有键槽，将计算轴颈增大3%～7%后，取标准直径为45mm。

4.1.3:输入轴的结构设计：

输入轴系的主要零部件包括一对深沟球轴承，考虑到轴的最小直径为45mm，而差速器的输入齿轮分度圆为70mm，设计输入轴为齿轮轴，且外为了便于轴上零件的装卸，采用阶梯轴结构。 （1）外伸段：

输入轴的外伸段与带轮的从动齿轮键连接，开有键槽，选取直径为

45mm，长为78mm。

（2）密封段：

密封段与油封毡圈50JB/ZQ4406?1997配合，选取密封段长度为

60mm，直径为50mm。

（3）齿轮段：

此段加工出轴上齿轮，根据主动轮B?70mm，选取此段的长度为

100mm，齿轮两端的轴颈为12.5mm，轴颈直径为63mm。

（4）左右两端

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=10kW，转速n1=1450r/min，齿轮机构的参数列于下表： 级 别 z1 高速级 20 低速级 23 z2 75 95 mn(mm) mt(mm) 4 3.5 4.0404 β αn 1 齿 宽(mm) 大圆锥齿轮轮毂长L=50 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）η＝0.97，则

又

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

于

是

而

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图。

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A0=112，于是得

输出轴的最小直径显然是安

轴的设计、计算、校核

轴的设计、计算、校核

以转轴为例，轴的强度计算的步骤为：

一、轴的强度计算

1、按扭转强度条件初步估算轴的直径

机器的运动简图确定后，各轴传递的P和n为已知，在轴的结构具体化之前，只能计算出轴所传递的扭矩，而所受的弯矩是未知的。这时只能按扭矩初步估算轴的直径，作为轴受转矩作用段最细处的直径dmin，一般是轴端直径。

根据扭转强度条件确定的最小直径为：

式中：P为轴所传递的功率（KW） n为轴的转速（r/min） Ao为计算系数，查表3

（mm）

若计算的轴段有键槽，则会削弱轴的强度，此时应将计算所得的直径适当增大，若有一个键槽，将dmin增大5％，若同一剖面有两个键槽，则增大10％。

以dmin为基础，考虑轴上零件的装拆、定位、轴的加工、整体布局、作出轴的结构设计。在轴的结构具体化之后进行以下计

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§8-3 轴的计算

一、轴的强度计算1、按扭转强度计算 、按扭转强度计算T τ = = WT

9 . 55 × 10 0 .2 d3

6

P n ≤ [ τ

]

传动轴直径 P d ≥ A0 3 n 转轴的最小直径 轴端有弯矩时， 取大值。 轴端有弯矩时，A0 取大值。 2、按弯扭合成强度计算 、按弯扭合成强度计算 弯矩M 弯矩 转轴M σ= W T τ= WT

{扭矩T

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σ ca = σ 2 + 4τ 2 = 按第三强度理论： 按第三强度理论：

σ

M 2 +T 2 ≤ [σ ] W

t

转轴弯曲应力的循环特性 r = -1 扭转剪应力的循环特性取决于扭矩作用性质： 扭转剪应力的循环特性取决于扭矩作用性质： 应力的循环特性取决于扭矩作用性质 当扭矩频繁正反作用时， 当扭矩频繁正反作用时， = -1 ; r 当扭矩单向不连续作用时， = 0 ; 当扭矩单向不连续作用时， r 当扭矩不变化时， 当扭矩不变化时， r = +1 ; T

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中间轴的设计与计算 1、已知条件

中间轴传递的功率p2?3.69KW，转速n2?176.15r/min，齿轮分度圆直径

d2?182.990mm,d3?115.74mm，齿轮宽度b2?63mm,b3?72mm，

2、选择轴的材料

因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查文献【3】中表8-26选常用的材料45钢，调质处理 3、初算轴径

查文献【3】中表9-8得A?106~135考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值A?115，则 dmin?A?3P2n2?115?33.69176.15mm?31.74mm

4、轴的结构想图如图1-1所示

（1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计

（2）轴承的选择与轴段①及轴段⑤的设计 该段轴段上安装轴承，起设计应与轴承的设计同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球齿轮。轴段①、⑤上安装，其直径应便于轴承安装。又应符合轴承内径系列。经过综合计算和考虑取7210C进行设计计算，由文献【3】中11-9得轴承内径

d?50mm,外径D?90mmda?57mm,外径定位直径a3?19.4mm,故d1?5

§11—4-1 轴的强度计算

一、按扭转强度条件计算

适用：①用于只受扭矩或主要承受扭矩的传动轴的强度计算；

②结构设计前按扭矩初估轴的直径d min 强度条

件

： Mpa （11-1）

设计公式：

mm （11-2）

轴上有键槽需要按一定比例修正：一个键槽轴径加大3～5%；二个键槽轴径加大7～11%。 ——许用扭转剪应力（N/mm2）

C——轴的材料系数，与轴的材料和载荷情况有关。

对于空心轴： （mm）（11-3）

， d1—空心轴的内径（mm）

二、按弯扭合成强度条件计算：

条件：已知支点、扭距，弯距可求时

步骤：

1、作轴的空间受力简图（将分布力看成集中力，）轴的支承看成简支梁，支点作用于轴承中点，将力分解为水平分力和 垂直分力； 2、求水平面支反力RH1、RH2作水平内弯矩图；

3、求垂直平面内支反力RV1、RV2，作垂直平面内的弯矩图；

4、作合成弯矩图；

5、作扭矩图；

6、作当量弯矩图；

——为将扭矩折算为等效弯矩的折算系数。

∵弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力往往为非对称循

编号：

传动轴设计计算书

编制： 日期： 校对： 日期： 审核： 日期： 批准： 日期：

一． 计算目的

我们初步选定了传动轴，轴径选取Φ27（详见《传动轴设计方案书》），动力端选用球面

传动轴设计计算报告

滚轮万向节，车轮端选用球笼万向节。左、右前轮分别由1根等速万向节传动轴驱动。通过计算，校核选型是否合适。 二． 计算方法

本车传动轴设计不是传统载货车上从变速器到后驱动桥之间长轴传动设计，而是半轴传

动设计。而且传动轴材料采用高级优质合金钢，且热处理工艺性好，使传动轴的静强度和疲劳强度大为提高，因此计算中许用应力按照半轴设计采用含铬合金钢，如40Cr、42CrMo、40MnB,其扭转屈服极限可达到784 N/mm2左右，轴端花键挤压应力可达到196 N/mm2。 传动轴校核计算流程：

传动轴校核计算 临界 转速ne计算 轴管直径选择 花键齿侧挤压应

第十五章 轴的设计计算习题及参考解答

一、选择题

从下列各小题给出的A、B、C、D答案中任选一个：

1 若转轴在载荷作用下弯曲较大或轴承座孔不能保证良好的同轴度，宜选用类型代号为 的轴承。

A. 1或2 B. 3或7 C. N或NU D. 6或NA

2 一根轴只用来传递转矩，因轴较长采用三个支点固定在水泥基础上，各支点轴承应选用 。

A. 深沟球轴承 B. 调心球轴承 C. 圆柱滚子轴承 D. 调心滚子轴承 3 滚动轴承内圈与轴颈、外圈与座孔的配合 。

A. 均为基轴制 B. 前者基轴制，后者基孔制 C. 均为基孔制 D. 前者基孔制，后者基轴制

4 为保证轴承内圈与轴肩端面接触良好，轴承的圆角半径r与轴肩处圆角半径r1应满足 的关系。

A.

4.3 升降轴的设计

升降轴是升降电机动力通过链轮输入的一段，它的结构如下图：

图4-2 轴的结构图

1. 估算轴的基本直径

选用45钢，热处理方式为调质处理，由《机械设计》课本表15-3查得

取A0=120，得

d?A03P2.2?120?3?51mm n27.5所求为轴的最细处，即装联轴器处（图5-2）。但因此处有个键槽，故轴颈应增大5%，即dmin?51?1.05?53.5mm。

为了使所选的直径与联轴器孔径相适应，故需同时选择与其相适应的联轴器。

由《机械设计课程设计》课本查得采用凸缘联轴器，其型号选为YLD10,取与轴配合的的半联轴器孔径55mm，故轴颈d12?55mm，与轴配合长度84mm。 2. 轴的结构设计

（1）初定各段直径，见表4-1

表4-1 升降轴各段直径 位置 轴颈/mm 说明 装联轴器与半联轴器的内孔配合，故取55mm d12=55 轴段1-2 定位轴承放置端盖处，故取115mm d23=60 段 2-3 轴承段 d34=70 选用深沟球轴承6012，其孔径为70mm 3-4 装链轮段 与链轮轮毂内孔配合 d45=80 4-5 轴环段 链轮的轴向定位 d56=90 5-6 自由锻 轴承的左端轴向定位 d67=

法兰螺栓常温计算

计算结果 螺母e 94. 螺母e=94.0 校核外径和中心园是否合适 合适 垫片平均直径 DG, 3300 垫片基本宽度 bj,mm 50 垫片有效宽度 bs,mm 5.586 垫片预紧比压 Qyj, 110.00 垫片系数 mp 2.00 密封面与中心园差值 13.5 无介质时垫片预紧力 637042.232 有介质时垫片密封力 277982.0649 垫片处介质静压力Qg=QDj, N 10263574.53 常温螺栓总计算载荷 10541556.59 螺栓总截面积 FL, mm^2 145185.6922 常温时螺栓的拉应力 72.61 螺栓间距与直径之比结论 螺栓太大或数量太多! 螺栓间距与直径之比 螺栓太大或数量太多! 2.46 计算弦长L 152. 计算弦长L= 152.67 mm 管道计算臂厚 t, mm 15.25 mm 相邻两螺栓计算弦长 法兰厚度计算 螺栓太大或数量太多!直线标准扳手空间Lo 126 法兰厚度 tf, mm 70 计算结果(右边为扳手空间校核 扳手空间合适 短管厚度 tn, mm 25 法兰圆周标准扳手空间 180 法兰颈部小端有效厚度 δ0=tn+(5~10) 30. mm 流体静压总轴向