五 轴的设计计算

五 轴的设计计算

1、高速轴的设计 所用参数：轴的转速nm2mm963r/min，传递功率p273.84kW，轴上齿轮参数：法面模数

，分度圆螺旋角16，齿数z，齿宽b70mm(1)选择轴的材料

减速器功率不大，又无特殊要求，故选最常用的45钢并作正火处理。由表10-1查得B600MPa。

（2）按转矩估算轴的最小直径

由表10-3取A=107~118（因轴上受较大弯矩），于是得

P3.84(107~118)3(107~118)0.159(16.98~18.71)mmn963考虑键槽对轴强度的影

dA3响（轴径增大4%~7%）和联轴器标准，取d=20mm (3)轴的结构设计

根据轴的结构设计要求，轴的结构草图设计如图（1）所示。轴1、2之间应有定位轴肩；轴段2、3及3、4之间应设置台阶以利于装配；轴4、5及5、6之间

应有定位轴肩。各轴段得具体设计如下。

轴的结构设计图（1）

轴段1：考虑轴的输出端有联轴器，取d120mm,l186mm

轴段2：取轴肩高2.5mm,坐定位作用，故d225mm，该尺寸还应满足密封件的

直径系列要求。该段长度可根据结构和安装要求最后确定。

轴段3：齿轮两端对称安装一轴承，选择6206（深沟球轴承），宽度为16mm,取d330mm。左轴承用套筒定位，根据轴承对安装的要求，轴肩高度取

2.5mm。

该轴段的长度l3的确定：齿轮两侧端面至箱体内壁的距离取10mm（箱体铸造精度的要求）。根据润滑方式中和考虑取l335mm。

轴段2 的长度l2：根据箱体箱盖的加工和安装要求，取箱体轴承孔的长度为35mm，轴端盖和箱体之间应有调整垫片，取其厚度为2mm，轴承端盖厚度10mm，端盖和联轴器之间应有一定的间隙，取10mm。中和考虑，取l2轴段4、5：考虑设置装配轴肩，取d430mm。

35mm，该长度应小于齿轮轮毂宽度，取

l468mm。由于采用抽环定位，轴肩高2.5mm，作定位面，选取最小过渡圆角半

径，r=2mm，取d5轴段6：取d6虑，取l640mm,l5145mm。

d330mm。为使齿轮相对壳体对称布置，基于和轴段3同样的考

20mm。这轴承跨距为235mm，由此可进行轴和轴承的计算。

（4）弯矩和扭转复合强度对轴进行强度计算 绘出轴的计算简图（图（a））,结构设计参数

齿轮的受力计算：

p3.849.551063.81104N•mmn963mz227d56.18mmcoscos162T23.81104Ft1356.35Nd56.18tantan200FrFt1356.35513.57N0coscos16FaFttan1356.35tan160388.93NT9.55106

水平面支反力（图(b)）：

Fad/2FrlCD388.9356.18/2513.57179437.68NlBD235RHBRHDFrRHB513.57437.6875.89N

水平面弯矩图（图（c））

MHC1RHBlBC437.685824510.08N•mmMHC2MHC1Fad388.9356.1824510.0813585.04N•mm22

垂直面支反力（图（d））

FtlCD1356.351791033.13NlBD235RVBRVDFtRVB1356.351033.13323.22N

垂直面弯矩图（图（e））

MVCRVBlBC1033.135657855.28N•mm

合成弯矩（图（f））

M221MHC1MVC24510.08257855.28262832.93N•mmM22222MHC2MVC13585.0457855.2859428.84N•mm

扭矩图（图（g））

T3.81104N•mm

当量弯矩图（见图（h））：根据B650MPa，查表得[0]b110MPa。由于转矩变化不大，取0.3

T0.33810011430N•mmM2ecM1(T)262832.93211430263864.09N•mmecMeMe63864.W0.1d30940.135314.90MPa

校核结果：

ec[0]b110MPa

故强度满足要求

2．中速轴的设计

所用参数:轴的转速为n=256r/min，传递功率p=3.69kw。轴上齿轮的参数为：法面模数m12mm,m23mm，分度圆螺旋角16,齿数z1102,z230，齿宽

b165mm,b2110mm。

（1）选择轴的材料。

减速器功率不大，又无特殊要求，故选常用的45钢并作调质处理。有表查的

B650MPa。

（2）按转矩估算轴的最小直径。

Pn估算。由表取A=107~118，于是得

应用式

dA3dA3P5.02(107~118)3(107~118)0.28(29.48~32.5)mmn240

考虑到键槽对轴强度的影响，取d=32mm。

（3）轴的结构设计。

根据轴的结构设计要求，轴的结构草图设计如下图所示。各轴段的具体设计如下。

轴段1：齿轮两侧对称安装一对轴承，选择6208，宽度为18mm，取d140mm，该轴段的长度的确定：齿轮两侧端面至箱体内壁之间的距离取10mm，轴承采用脂润滑，为使轴承和箱体内润滑油隔绝，应设挡油环，为此取轴承端面至箱体内壁的距离为10mm，故挡油环的总宽度为20mm，综合考虑，取l145mm

轴段2：轴肩高(0.07~0.1)d1(0.07~0.1)40(2.8~4)mm，取轴肩高3mm，故d246mm，

该段长度应小于齿轮轮毂宽度，取l2146mm。

轴段3、5：由于采用轴环定位，取轴肩高4.5mm，做定位面，选取最小过度圆角半径，r=2mm，取d3d555mm，取l3l56.3mm。

轴段4：综合考虑，取l410mm,d446mm。

轴段6：该段长度应小于齿轮轮毂宽度，取l687mm， d646mm

轴段7：取d7d140mm，取l745mm。

（4）按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度计算。

绘出轴的计算简图如下图所示，结构设计参数lAB95.5mm,lBC139.1mm,lCD66mm

齿轮的受力计算：

p5.029.551062105N•mmn240d1mz360180mmd2mz425100mm2T22105Ft12222.2Nd11802T22105Ft24000Nd2100Fr1Ft1tan2222.2tan200808.8NFr2Ft2tan4000tan2001455.9NT9.55106

水平面支反力（见图(b)）：

RHAFr1lBDFr2lCD808.8205.11455.966871.5NlAD300.6RHDFr1Fr2RHA808.81455.9871.51393.2N

水平面弯矩图（见图（c））

MH1RHAlAB871.595.583228.3N•mmMH2RHAlACFr1lBC871.5234.6808.8139.191949.9N•mm

垂直面支反力（见图（d））

Ft1lBDFt2lCD2222.2205.14000662394.5NlAD300.6RVBRVDFtFt2RVA2222.240002394.53827.7N

垂直面弯矩图（见图（e））

MV1RVAlAB2394.595.5228674.8N•mmMV2RVAlACFt1lBC2394.5234.62222.2139.1252641.7N•mm

合成弯矩（见图（f））

22M1MH83228.32228674.82243349.8N•mm1MV122M2MH91949.92252641.72268854.3N•mm2MV2

扭矩图（见图（g））

T2105N•mm

当量弯矩图（见图（h））：根据B650MPa，查表得[0]b110MPa。由于转矩变化不大，取0.6

T0.621051.2105N•mmMecM2(T)2268854.321200002294419.1N•mm2ecMe294419.130.25MPa3W0.146

校核结果：

ec[0]b110MPa

故强度满足要求。