课程设计WD型轴计算 方法.docVIP

5 轴的设计计算及校核 5.1蜗轮轴的设计 5.1.1初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。按《机械设计》式（15-2）初步估算轴的最小直径。根据《机械设计》表15-3，取A0=120，于是得 dmin= A0 (P2/n2)1/3= 120 ×(3.1/40)1/3=51.2mm 考虑键槽的影响，取dmin=51.2×1.05mm=53.76 mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d0，为了使所选的轴直径d0与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca=KAT2’，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则： Tca=KAT2’=1.3×725322.5 N·mm =942919.25 N·mm 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-1995，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000 N·mm，半联轴器的孔径d=55mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度LⅠ=84mm。 5.1.2轴的结构设计 1）轴承部分的结构形式：因传递功率较小，蜗轮长度较短，因蜗轮蜗杆减速有轴向力，采用一对正安装的圆锥滚子轴承以减小影响，故采用双支点各单向固定的轴承配置，由此，所设计的轴的结构形式如图1所示。然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。 2）轴段①：根据联轴器的直径可知，轴段①的直径d1=55mm，轴端长度应比毂孔长度略短, 故取l1=80mm。 轴段②：在设计轴段②时要综合考虑联轴器的固定和密封圈的尺寸两个方面。联轴器右端用轴肩固定，有公式h=(0.07~0.1) d1=3.85~5.5mm，相应的轴段②的直径d2取值范围为58.85~60.5mm。轴段②的直径d2最终由密封圈决定。查《机械零件设计手册》，选用毡封圈JB/ZQ 4606-1997中轴径为60mm，则轴段②的直径d2=60mm。取l2=30mm 轴段③：为便于轴承安装及区分轴加工表面，轴段③直径d3应略大于轴段②的直径d2，并结合轴承尺寸进行设计。查《机械设计手册》，选取轴承代号为32913，内径d=65mm，外径D=90mm，宽度B=17mm，定位轴肩da=71mm。故轴段③直径d3=65mm。考虑套筒及挡油环的安装，取l3=50mm，轴承采用脂润滑。 轴段④：轴段④上安装蜗轮，为了便于安装蜗轮，d4应略大于d3，可取d4=69mm，蜗轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段④的长度l4应比蜗轮毂略短，故取l4=70mm。 轴段⑤：蜗轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段⑤的直径。按公式h=(0.07~0.1) d4=4.83~6.9 mm，取d5=80mm，轴环宽度 l5≥1.4h，取l5=6mm。 轴段⑥：轴段⑥上安装挡油环及轴承，故其直径应与轴段③相等，于是取d6=66mm，考虑制造及维护方便，轴段⑥安装阶梯套筒，又有轴承b=17mm，取l6=40mm 3）键连接：联轴器及蜗轮与轴的连接均采用A型普通平键，查《机械零件设计手册》，分别为键A16×10×70 GB/T 1096-2003和键A20×12×60 GB/T 1096-2003。 5.1.3轴的受力分析 1）画轴的受力见图（图2（b）） 2）计算蜗轮的圆周力、径向力及轴向力 Ft2=2T2/d2=2×740125/302.4N=4895N Fr2= Ft2tanα=4895×tan20°N=1781.64N Fa2= Ft1=2T1/d1=2×39393.75/63N=1250.60N 蜗轮蜗杆右旋，根据链轮的运动方向可判断出蜗轮所受轴向力指向链轮端。 3）计算支撑反力 取联轴器轮毂及滑动轴承中点为力作用点，则可得跨距L1=78.5mm， L2=78mm，L3=78mm（图2） 在水平面上 R1H=（Fr2·L3+ Fa2·d2/2）/( L2+L3) =( 1781.64×78+1250.60×302.4/2)/(78+78)N =2102.94N R2H= Fr2-R1H=(1781.64-2657.89)N=-321.3N 负号表示力R2H的方向与受力简图中所设方向相反。