机械设的计第十五章.ppt

轴的概述1 轴的概述2 轴的概述3 轴的结构设计1 轴的结构设计3 轴的计算1 对于直径为d的圆轴 弯曲应力为 扭转切应力 轴的弯扭合成强度条件为 心轴只承受弯矩，应取T=0 固定心轴许用应力取[σ0]≈1.7[σ-1] 3.按疲劳强度条件进行精确校核 在已知轴的外形、尺寸及载荷的情况下，可对轴的疲劳强度进行校核，轴的疲劳强度条件为 仅有扭转切应 力时，应满足 仅有弯曲应力时，应满足 S=1.3～1.5→材料均匀，载荷与应力计算精确时。 S=1.5～1.8→材料不够均匀，计算精确度较低时。 S=1.8～2.5→材料均匀性及计算精确度很低，或d 200 mm 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。减速器的装置简图参看图15 -21。输入轴与电动机相连，输出轴通过弹性柱销联轴器与工作机相连，输出轴为单向旋转(从装有半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: 输入端 输出端 20 75 23 95 1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3 取每级齿轮传动的效率(包括轴承效率在内)η=0. 97，则 2.求作用在齿轮上的力 因已知低速级轮的分度圆直径为 切向力 径向力 轴向力 3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，取A0=112 连轴器的选择 查标准GB/T 5014-2003或手册，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500 000Nmm，半联轴器的孔径d1=55mm，故取dI-II=55mm，半联轴器长度L=112mm 最小轴径52 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，现选用图15-22a所示的装配方案。 55 62 65 82 65 77 初步选取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d×D×T=65×140×36 与相邻轴肩高度为77 取齿轮内径处的轴的直径为70 已知齿轮轮毂的宽度为80，取相应轴段长度为76 轴肩高度取二至三倍的圆角半径，h=3R=6，轴肩直径为82 轴环宽度b≥1.4h，取12 30 轴承端盖的总宽度为20，距联轴器的距离为30 20 △=16，c=20，s=8 轴承安装宽度T=36 L=50 (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连接。 齿轮平键b×h×L = 20×12×63 半联轴器平键b×h×L =16×10×70 齿轮所在轴直径70，长度76 b×h×L = 20×12×63 半联轴器所在轴直径55，长度82 b×h×L =16×10×70 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径如图15-26所示。 5.求轴上的载荷 确定轴承的支点位置时，应从手册中查取△值。对于30313型圆锥滚子轴承，由手册中查得△=29 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2 + L3 =71 mm + 141 mm=212 mm。 水平面上受力分析： FNH1=3327N FNH2=1675N FNH1+FNH2=Ft FNH1L2=FNH2L3 力平衡 力矩平衡(以C为支点) 垂直面上受力分析： FNV1+FNV2=Fr FNV1L2=FNV2L3+Fad2/2 力平衡 力矩平衡 FNV1=1869N FNV2=-30N（表示方向向下） MV1=FNV1L2=132669N MV2=MV1-Fad2/2=-4170N a =1 a ≈0.６ a ≈0.3 弯曲应力为对 称循环变应力 对称循环变应力 脉动循环变应力 静应力 扭转切应力 轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6 轴安全 7.精确校核轴的疲劳强度 截面A、II、III、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确定的，所以截面A、1I、III、B均无需校核。 只受扭矩 截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V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(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)