输入花键轴和花键设计校核
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第四部分 轴的设计与校核
4.1输入花键轴设计与校核
4.1.1材料、性能参数选择以及输入花键轴的设计计算
(1)已经确定的运动学和动力学参数假设转速
min /900r n =;轴所传递的扭矩mm N T ⋅⨯=31018.3
(2)轴的材料选择:因为花键轴齿轮左端同样是和花键齿轮啮合,所以由表选用45(调质),根据材料主要性能表查得:抗拉强度极限MPa b
640=σ,屈服强度
极限MPa s
355=σ,弯曲疲劳极限MPa 2751
=-σ
,剪切疲劳
极限MPa 1551
=-τ
,屈服许用弯曲应力为[]MPa 601
=-σ
(3)根据机械设计手册式12.3-1计算轴的最小直径:
[]
3
min 5τT
d ≥
根据表12.3-2取[]MPa 35=τ 代入数据得:
[]
mm T
d 69.735
3180
553
3
min =⨯=≥τ (4)因为轴上有花键,所以采用增大轴径的方法来增加轴的强度。根据选用的轴承为94276/-T GB 深沟球轴承16003,根据轴承标准件查的其轴径是17mm ,长度是7mm ;借鉴双踏板设计,此处的定位右边是利用矩形花键的外轴径定位,左端是定位是箱体孔,采用过盈配合夹紧。矩形花键长度是57.5mm ,为了便于加工与左端轴承的配合,直接将左
端轴承处一起加工,总长为64.5mm 。根据所选用的花键为420166⨯⨯⨯=⨯⨯⨯B D d N ,其轴径为20mm ,,右端为94276/-T GB 深沟球轴承16005,所以它的轴径为25mm 长度为8mm ,定位是靠右端大轴花键828246⨯⨯⨯=⨯⨯⨯B D d N 的长度为7mm ,有段突出部分轴径12mm ,长度也是12mm ,最后轴的设计总长为98.5mm 。其中齿轮定位采用弹性挡圈定位。 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
4.1.2输入花键轴二维图标注和三维图如下:
4.1.3输入花键轴的校核
(1)最小轴径校核公式
[]MPa MPa d W T 3538.914.31216318016
πT 3
3min max =<=⨯⨯===
ττ 满足条件,所以设计合理。
(2)进一步校核轴的的强度,其中轴向力不考虑,径向力求解
N d T F t 57.11356
31802222=⨯==
N F F t r 49.32786.0364.057.113cos tan 122=⨯⨯=⨯⨯=σα
这里两个锥齿轮的设计是一模一样的,具有变向的作用,所以俩锥齿轮的力都是32.49N ,由于该径向力所产生的弯矩很小,故此处不用考虑,仅需校核扭转强即可。此处需要校核两花键部分。 右边花键:
()()[]
12
42
16.6203236
4641614.33180
324-<=⨯⨯⨯⨯+⨯=+-⋅+=
=
σπσMPa D d D d D N B d M W M l 右
左边花键:
()()[]
12
42
99.12832524642414.33180
324-<=⨯⨯⨯⨯+⨯=
+-⋅+=
=
σπσMPa D d D d D N B d M W M l 右 同样满足强度。
(3)最后校核轴的扭转刚度,根据公式:
m I l T LG pi
i i z i /)(11037.514
=∑⨯=ϕ
式中:T —轴所受的扭矩,mm N ⋅;
G —轴的材料的剪切弹性模量,MPa ,对于45钢,4101.8⨯=G ;
I p —轴截面的极惯性矩,4
mm ,对于圆轴,32
4
d I p π=
L —阶梯轴受扭矩作用的长度,mm ;
T i 、l i 、I pi —分别代表阶梯轴第i 段上所受的扭矩、长度和极惯性
矩;
z —阶梯轴受扭矩作用的轴段数。
轴的扭转刚度条件为:对于一般传动轴,可取[]m /)(15.0 -=ϕ
[]m /)( ϕϕ≤
经计算轴的扭转刚度满足要求。
4.1.4花键的校核
左边花键是和内外花键齿轮套相配合,并且可以自由滑动,一直在工作的工作长度是34mm ,而且花键采用的是中系列,其中主要配合是:
10
11
41110207716
6d H a H f H B D d N ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯ 计算它的名义切向力为: ()N d F m t 3.3532
/16203180
2T 2=+⨯==
名 可以求出它的单位载荷,
()mm N l z F W t /73.134
63
.353=⨯=⋅=
名 (1)齿面压应力:
MPa h W w H 865.02
73.1===
σ 计算齿面许用压应力:
[]()
()
MPa K K K K S u b
H 5.1195.115.175.14.1640
4321=⨯⨯⨯⨯=
⨯⨯⨯⨯=
σσ
计算结果[]H H σσ<,满足要求。
(2)齿根弯曲应力的计算公式:
MPa S hW Fw F 30.14
73
.12662
2=⨯⨯==
σ 按照设计手册,计算齿根许用弯曲应力为:
[]()
MPa K K K K S F b
F 26.815
.115.175.10.2640
4321=⨯⨯⨯⨯=
=
σσ
计算结果[]F F σσ<,设计安全。 (3)齿根剪切应力的校核:
()mm D
d D Kd d d k 6.17204165.016=÷⨯⨯+=-+
=
MPa d T k
m 97.26.1714.3318016163
3
=÷÷⨯==
πτ []MPa F 63.402
26.81==τ
因为 []F m ττ< ,所以满足条件。 (4)扭转与弯曲强度校核:
MPa m Fa v 14.597.2303222=⨯+=+=τσσ
许用应力:
[]()
MPa K K K K S F b
v 26.815
.115.175.12640
4321=⨯⨯⨯⨯=
=
σσ
计算结果[]v v σσ<,因此安全。 (5)静连接静应力校核:
MPa Zhld T m F 15.118
342675.03180
22=⨯⨯⨯⨯⨯==
ϕσ
计算得知[]MPa F 6401
=<-σ
σ 所以设计满足要求。