轴碗计算

轴碗计算
轴碗计算

杭州万向职业技术学院

课程设计

题目轴碗拉深模设计

系别应用工程系

专业机电一体化技术

班级机电084班

姓名黄伟

指导教师叶爱娟

2010年11 月15 日

1、工艺分析

此零件为无凸缘圆筒形件,要求内形尺寸,没有厚度不变的要求。此零件的形状满足拉深的工艺要求,可用拉深工序加工。

零件底部圆角半径mm r 5.5=,去拉深凹模的圆角半径

mm r r 5.5==凸,按式凹凸)(r r 1~7.0=的mm r 8=凹,满足拉深对圆角半径的

要求。尺寸mm 11

.007.058-φ,按冲压设计资料中公差表查得为 IT11 级,满

足拉深工序对工件公差等级的要求。 (1)计算坯料直径D

按中性层计算尺寸:mm h 131142=-=,mm d 602622=-=,零件的相对高度216.0601322==d h 。根据相对高度的要求从表4-1中查得修边余量mm h 2.1=?。查有关设计资料得无凸缘圆筒形拉深工作尺寸计算公式为

2

222256.072.14r rd h d d D --+=

将mm r mm h h h mm d 5.615.5,2.612.160,6022=+==+=?+==代入上式,即得坯料的直径为

)

(80)5.6(56.0605.672.12.146046022mm D =?-??-??+=

(2)判断拉深次数

零件总的拉深系数75.080602===D d m 。 坯料相对厚度5.2100)802(100=?=?D t 。

判断拉深时是否需要压边,查表4-14,因,6.0,21001???m D t ,故不需要压边圈。

有相对厚度可以从表4-7中查得首次拉深的极限拉深系数

55.0~53.01=m 。因1m m ?, 故零件只需一次拉深。 2、确定工艺方案

本零件首先需要落料,制成直径mm D 80=的圆片,然后以

mm D 80=的圆板料为毛坯进行拉深,拉深成为内径为mm 11

.007.058-φ、内圆

角r 为mm 5.5的无凸圆筒形,最后按mm 14进行修边。 (1)计算压边力、拉深力 压边力的计算公式为

p

r d D Q ]2([4

2

12)凹+-=

π

式中,omm d mm D mm r mm r 6,80,5.5,81====凸凹,查表4-15,取M p a p 5.2=。

把已知数据代入上式,得压边力为

)

(48.12015.2])5.5860(80[422N Q =?++-=

π

(2)计算拉深力

由式b dt K F σπ=,已知75.0=m ,由表4-13查得5.075.01==K m 、,10号钢的强度极限Mpa b 440=σ。

将5.0=K 、mm d 58=、mm t 2=、Mpa b 440=σ代入上式,即

)(8.80132

44025814.35.0N F =????= (3)压力机的公称压力为

)56.10573480132.81202.481.3)3.1N F Q F ()((压=+?=+≥

故压力机的公称压力要大于110kN 。 3、模具工作部分尺寸的计算

(1)拉深模的间隙

查得拉延的单边间隙为mm t Z 2.221.11.1=?==。 (2)拉深模的圆角半径

凹模的圆角半径凹r ,选取mm r 8=凹,凸模的圆角半径mm r 5.5=凸 (3)凸、凹模工作部分的尺寸和公差

由于工作要求内形尺寸,则以凸模为设计基准。凸模尺寸的计算为

0)4.0凸

(凸δ-?+=d d

将模具公差按IT11级选取,则mm 16.0=凸δ

将mm mm mm d 16.075.058==?=凸、、δ代入上式,则凸模尺寸为

)(3.58)75.04.058(016.0016.0mm d --=?+=凸

间隙取在凹模上,则凹模的尺寸计算为

凹凹δ++?+=0)24.0(Z d d

将mm mm Z mm mm d 16.02.275.058===?=凹、、、δ,代入上式,则凹模尺寸为

16.0016.007.62)4.475.04.058(++=+?+=凹d

(4)确定凸模的通气孔

由有关资料查表得,凸模的通气孔直径为mm 5.6φ 4、模具的中体设计

模具的总装图见图。拉深模具在单动压力机上安装,压边力用弹性元件控制,模具

采用倒装结构,出件时用卸料螺钉顶出。

由于此拉深膜为非标准形式,需计算模具闭合高度。其中各模板的尺寸需标准化。

模具闭合高度为

mm H H H H m 25321+++=

式中,1H 为上模高度;2H 为固定板厚度;3H 为下模座高度;25mm

是模具的闭合时,压边圈与固定板之间的距离。

取mm H mm H mm H 202080321===、、,则模具的闭合高度为 mm H m 155= 5、设备的选择

设备工作行程需要考虑工件成形和方便取件,因此,工件行程

mm h S 5.1555.22.625.2=?=≥

确定选择压力机型号为61021-J 。

轴的设计计算

七、轴的设计计算 (1) 高速轴的设计高速轴上的功率、转速和转矩 (2) 作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为d =98.75mm ,根据《机械设计》(轴的设计计算部分未作说明皆查此书)式(10-14),则 3 2119.8 2/2426.3398.7510 tan tan 202426.33913.89cos cos15tan 2426.33tan15650.13t t n r a t F T d N F F N F F N αββ-?== =??==?=? ==??= N F p 1622= (3) 初步确定轴的最小直径 的最小直径。选取轴的材料为45钢。根据表15-3,取C=113,于是得 3min 11316.19d C mm === 轴上存在两个键槽,加大10% min 1.117.81d mm ?= 标准的轴的直径有20、22、24、25、28等 故 m i n 20d mm = 第一、首先确定个段直径 A 段:1d =20mm 由最小直径算出) B 段:2d =25mm ,根据油封标准,选择毡圈孔径为25mm 的 C 、G 段:3d =30mm ,与轴承(圆锥滚子轴承30206)配合,取轴承内径 D 段:4d =36mm , 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm

E 段:5d =45.58mm ,将高速级小齿轮设计为齿轮轴,考虑依据《课程设计指 导书》p116 F 段:6d =36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm 第二、确定各段轴的长度 A 段:1L =1.6*20=32mm,圆整取1L =30mm B 段:2L =54mm ,考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mm C 、G 段:3L =31mm, 与轴承(圆锥滚子轴承30206)配合,加上挡油盘长度(参 考《减速器装配草图设计》p24)3L =B+△2+2=16+10+2=31mm F 段:mm 86=L ,6L =△2-2=10-2=8mm E 段:mm 505=L ,齿轮的齿宽mm 501=B D 段:4L =90mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离,箱体内壁宽度减去箱体内已定 长度后圆整得4L =90mm 轴总长L=30+54+31*2+8+90=244mm

轴的设计计算

轴的设计计算 【一】能力目标 1.了解轴的功用、分类、常用材料及热处理。 2.能合理地进行轴的结构设计。 【二】知识目标 1.了解轴的分类,掌握轴结构设计。 2.掌握轴的强度计算方法。 3.了解轴的疲劳强度计算和振动。 【三】教学的重点与难点 重点:轴的结构设计 难点:弯扭合成法计算轴的强度 【四】教学方法与手段 采用多媒体教学(加动画演示),结合教具,提高学生的学习兴趣。【五】教学任务及内容 任务知识点 轴的设计计算 1. 轴的分类、材料及热处理 2. 轴的结构设计 3. 轴的设计计算 (一)根据承受载荷的情况,轴可分为三类 1、心轴工作时只受弯矩的轴,称为心轴。心轴又分为转动心轴(a)和固定心轴(b)。 2、传动轴工作时主要承受转矩,不承受或承受很小弯矩的轴,称为传动轴。

3、转轴工作时既承受弯矩又承受转矩的轴,称为转轴。 (二)按轴线形状分: 1、直轴 (1)光轴 作传动轴(应力集中小) (2)阶梯轴 优点:1)便于轴上零件定位;2)便于实现等强度 2、曲轴 另外还有空心轴(机床主轴)和钢丝软轴(挠性轴)——它可将运动灵活地传到狭窄的空间位置。如牙铝的传动轴。 二、轴的结构设计 轴的结构设计就是确定轴的外形和全部结构尺寸。但轴的结构设计原则上应满足如下要求: 1)轴上零件有准确的位置和可靠的相对固定; 2)良好的制造和安装工艺性; 3)形状、尺寸应有利于减少应力集中; 4)尺寸要求。

(一)轴上零件的定位和固定 轴上零件的定位是为了保证传动件在轴上有准确的安装位置;固定则是为了保证轴上零件在运转中保持原位不变。作为轴的具体结构,既起定位作用又起固定作用。 1、轴上零件的轴向定位和固定:轴肩、轴环、套筒、圆螺母和止退垫圈、弹性挡圈、螺钉锁紧挡圈、轴端挡圈以及圆锥面和轴端挡圈等。 2、轴上零件的周向固定:销、键、花键、过盈配合和成形联接等,其中以键和花键联接应用最广。 (二)轴的结构工艺性 轴的结构形状和尺寸应尽量满足加工、装配和维修的要求。为此,常采用以下措施: 1、当某一轴段需车制螺纹或磨削加工时,应留有退刀槽或砂轮越程槽。 2、轴上所有键槽应沿轴的同一母线布置。 3、为了便于轴上零件的装配和去除毛刺,轴及轴肩端部一般均应制出45o的倒角。过盈配合轴段的装入端常加工出带锥角为30o的导向锥面。 4、为便于加工,应使轴上直径相近处的圆角、倒角、键槽、退刀槽和越程槽等尺寸一致。 (三)提高轴的疲劳强度 轴大多在变应力下工作,结构设计时应尽量减少应力集中,以提高其疲劳强度。 1、结构设计方面轴截面尺寸突变处会造成应力集中,所以对阶梯轴相邻轴段直径不宜相差太大,在轴径变化处的过渡圆角半径不宜过小。尽量避免在轴上开横孔、凹槽和加工螺纹。在重要结构中可采用凹切圆角、过渡肩环,以增加轴肩处过渡圆角半径和减小应力集中。为减小轮毂的轴压配合引起的应力集中,可开减载槽。 2、制造工艺方面提高轴的表面质量,降低表面粗糙度,对轴表面采用碾压、喷丸和表面热处理等强化方法,均可显著提高轴的疲劳强度。

制动计算公式 (2)

平板台制动计算公式 一、前轴 1、前轴行车制动率=(最大行车制动力左+最大行车制动力右)÷【(动态轮荷左+动态轮荷右)×0.98】×100% 2、前轴不平衡率=(过程差值大-过程差值小)÷最大行车制动力中大的值×100% 二、后轴 1、后轴行车制动率=(最大行车制动力左+最大行车制动力右)÷【(动态轮荷左+动态轮荷右)×0.98】×100% 2、两种情况算法 (1)后轴行车制动率>60%时 后轴不平衡率=(过程差值大-过程差值小)÷最大行车制动力中大的值×100% (2)后轴行车制动率<60%时 后轴不平衡率=(过程差值大-过程差值小)÷【(动态)轮荷之和×0.98】×100% 滚筒制动台计算公式 一、前轴 1、前轴行车制动率=(最大行车制动力左+最大行车制动力右)÷【(轮荷左+轮荷右)×0.98】×100% 2、前轴不平衡率=(过程差值大-过程差值小)÷最大行车制动力中大的值×100% 二、后轴 1、后轴行车制动率=(最大行车制动力左+最大行车制动力右)÷【(轮荷左+轮荷右)×0.98】×100% 2、两种情况算法 (1)后轴行车制动率>60%时

后轴不平衡率=(过程差值大-过程差值小)÷最大行车制动力中大的值×100% (2)后轴行车制动率<60%时 后轴不平衡率=(过程差值大-过程差值小)÷【轮荷之和×0.98】×100% 注:(1)机动车纵向中心线位置以前的轴为前轴,其他轴为后轴; (2)挂车的所有车轴均按后轴计算; (3)用平板台测试并装轴制动力时,并装轴可视为一轴 整车制动率 整车制动率=最大行车制动力÷(整车轮荷×0.98)×100% 驻车制动率 驻车制动率=驻车制动力÷(整车轮荷×0.98)×100% 台式检验制动率要求(空载) 台式检验制动力要求(加载)

轴的强度校核方法

第二章 轴的强度校核方法 常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时,应根据轴的具体受载及应力情况,采取相应的计算方法,并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算: 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度,对于轴上还作用较小的弯矩时,通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时,常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为: 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力,MPa 式中: T 为轴多受的扭矩,N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数,3mm n 为轴的转速,r/min P 为轴传递的功率,KW d 为计算截面处轴的直径,mm 为许用扭转切应力,Mpa ,][r τ值按轴的不同材料选取,常用轴的材料及] [r τ值见下表: 表1 轴的材料和许用扭转切应力 空心轴扭转强度条件为: d d 1 = β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比,通常取β=这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如,在设计一级圆柱齿轮减速器时,假设高速轴输入功率P1=,输入转速n1=960r/min ,则可根据上式进行最小直径估算,若最小直径轴段开有键槽,还要考虑键槽对轴的强度影响。 T τ[]T τ

根据工作条件,选择45#钢,正火,硬度HB170-217,作为轴的材料,A0值查表取A0=112,则 因为高速轴最小直径处安装联轴器,并通过联轴器与电动机相连接,设有一个键槽,则: 另外,实际中,由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结,则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大,否则难以选择合适的联轴器,取电动机轴d d 8.0'min =,查表,取mm d 38=电动机轴,则: 综合考虑,可取mm d 32'min = 通过上面的例子,可以看出,在实际运用中,需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算: 由于考虑启动、停车等影响,弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中: M 为轴所受的弯矩,N ·mm W 为危险截面抗扭截面系数(3mm )具体数值查机械设计手册~17. ][1σ为脉动循环应力时许用弯曲应力(MPa)具体数值查机械设计手册 2.2.3按弯扭合成强度条件计算 由于前期轴的设计过程中,轴的主要结构尺寸轴上零件位置及外载荷和支反力的作用位置均已经确定,则轴上载荷可以求得,因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。 一般计算步骤如下: (1)做出轴的计算简图:即力学模型 通常把轴当做置于铰链支座上的梁,支反力的作用点与轴承的类型及布置方式有关,现在例举如下几种情况: 图1 轴承的布置方式 当L e d L 5.0,1≤/=,d e d L 5.0,1/=>但不小于(~)L ,对于调心轴承e=0.5L 在此没有列出的轴承可以查阅机械设计手册得到。通过轴的主要结构尺寸轴上零件位置及外载荷和支反力的作用位置,计算出轴上各处的载荷。通过力的分解求出各个分力,完成轴的受力分析。 ][7.1][≤1-0σσσ== W M ca

机械设计—轴计算题

2.轴的强度计算 弯扭合成强度条件: W T M W M ca ca 22)(ασ+==≤1][-b σ MPa α是根据扭剪应力的变化性质而定的应力校正系数。用来考虑扭矩T 产生的扭剪应力τ 与弯距M 产生的弯曲应力b σ的性质不同。 对轴受转矩的变化规律未知时,一般将τ按脉动循环变应力处理。 疲劳强度安全系数的强度条件: 22τσστ S S S S S ca += ≥ [ S ] 如同一截面有几个应力集中源,则取其中最大的一个应力集中系数用于计算该截面的疲劳强度。 例11-3 例11-3图1为轴上零件的两种布置方案,功率由齿轮A 输入,齿轮1输出扭矩T 1,齿轮2输出扭矩T 2,且T 1>T 2。试比较两种布置方案各段轴所受的扭矩是否相同? a b 例11-3 图1 答:各轴段所受转矩不同,如例11-3图2所示。方案a :T max = T 1,方案b :T max = T 1+ T 2 。 a b 例11-3 图2 11-31.分析图a )所示传动装置中各轴所受的载荷(轴的自重不计),并说明各轴的类型。若将卷筒结构改为图b )、c )所示,分析其卷筒轴的类型。

题11-31图 11-32.图示带式输送机有两种传动方案,若工作情况相同,传递功率一样,试分析比较: 1.按方案a )设计的单级齿轮减速器,如果改用方案b ),减速器的哪根轴的强度要重新验算?为什么? 2.若方案a )中的V 带传动和方案b )中的开式齿轮传动的传动比相等,两方案中电动机轴所受的载荷是否相同?为什么。 a ) b ) 题11-32图 11-33.一单向转动的转轴,危险剖面上所受的载荷为水平面弯矩M H = 4×105 Nmm ,垂直面弯矩M V = 1×105 Nmm ,转矩T = 6×105 Nmm ,轴的直径d =50 mm ,试求: 1.危险剖面上的的合成弯矩M 、计算弯矩M ca 和计算应力ca σ。 2.危险剖面上弯曲应力和剪应力的应力幅和平均应力:a σ、m σ、m τ、a τ。 11-34 指出图中轴系的结构错误,并改正。 题11-34 图1 11-31 答题要点: Ⅰ轴:只受转矩,为传动轴; Ⅱ轴:除受转矩外,因齿轮上有径向力、圆周力等,还受弯矩,是转轴; Ⅲ轴:不受转矩,只受弯矩,是转动心轴; Ⅳ轴:转矩由卷筒承受,轴不受转矩,只受弯矩,是转动心轴; 卷筒结构改为图b ,Ⅴ轴仍不受转矩,只受弯矩,轴不转动,是固定心轴; 卷筒结构改为图c ,Ⅵ轴除了受弯矩外,在齿轮和卷筒之间轴受转矩,是转轴; 11-32 答题要点:

轴的强度计算

轴的强度计算 一、按扭转强度初步设计阶梯轴外伸端直径 由实心圆轴扭转强度条件 τ= 33102.09550?=n d P W T ρ≤[τ] 式中,τ为轴的剪应力,MPa ;T 为扭矩,N ·mm ;ρW 为抗扭截面系数,mm 3;对圆截面,ρW =π3d /16≈0.23d ;P 为轴传递的功率,KW ;n 为轴的转速,r/min ;d 为轴的直径,mm ;[τ]为许用切应力,MPa 。 对于转轴,初始设计时考虑弯矩对轴强度的影响,可将[τ]适当降低。将上式改写为设计公式 d ≥ []3 33 32.0109550n P A n P =?τ (16.1) 式中,A 是由轴的材料和承载情况确定的常数。见表16.7;P 为轴传递的功率,KW ; n 为轴的转速,r/min ;d 为轴径,mm 。 注:1.轴上所受弯矩较小或只受转矩时,A 取较小值;否则取较大值。 2.用Q235、3SiMn 时,取较大的A 值。 3.轴上有一个键槽时,A 值增大4%~5%;有两个键槽时,A 值增大7%~10%。 可结合整体设计将由式(16.1)所得直径圆整为按优先数系制定的标准尺寸或与相配合零件(如联轴器、带轮等)的孔径相吻合,作为转轴的最小直径。 二、按弯扭组合强度计算 轴系结构拟定以后,外载荷和轴的支点位置就可确定,此时可用弯扭组合强度校核。如图16.39(a),装有齿轮的传动轴,切向力P 作用在齿轮的节圆上,通过齿轮的受力分析(图16.39(b)),可知齿轮作用于轴上的是一个通过轴线并与之轴线垂直的力P 和一个作用面垂直于轴线的力偶PR m = (图16.39(c))。力P 使轴产生弯曲变形(图16.39(d)),力偶PR m =则产生扭转变形(图16.39(e)),所以此轴是弯扭组合变形。 分别考虑力P 与力偶m 的作用,画出弯矩图(图16.39(f))和扭矩图(图16.39(g)),其危险截面上的弯矩和扭矩值分别为 l Pab M = T =PR m = 危险截面上的弯曲正应力和扭转剪应力的分布情况如图(16.40(a)),由于C 、D 两点是危险截面边缘上的点,扭转剪应力和弯曲正应力绝对值最大,故为危险点,其正应力和剪应力分别为 σ=W M τ= ρ W T

轴的设计计算

第四章:轴的设计计算 第一节:输入轴的设计 :输入轴的设计: :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240=HB 。 :初步估算轴的直径: 30min n P A d ≥ 根据选用材料为45钢,0A 的范围为103~126,选取0A 值为120,高速轴功率kW P 81.7=,min /500r n =, 代入数据: mm d .85.41500 81.71203min =?≥ 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 。 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mm 45,长为mm 78。 (2)密封段:

密封段与油封毡圈5019974406/-ZQ JB 配合,选取密封段长度为mm 60,直径为mm 50。 (3)齿轮段: 此段加工出轴上齿轮,根据主动轮mm B 70=,选取此段的长度为mm 100,齿轮两端的轴颈为mm 5.12,轴颈直径为mm 63。 (4)左右两端轴颈段: 左右两端轴颈跟深沟球轴承6309配合,采用过度配合k6,实现径向定位,根据轴承,25mm B =端轴颈直径为mm 60,长度左端为mm 30和右端为mm 28。 (5)退刀槽: 为保证加工到位,和保证装配时相邻零件的端面靠紧,在齿轮段两端轴颈处加工退刀槽,选取槽宽为mm 5,槽深为mm 2。 (7)倒角: 根据推介值(mm ):50~30>d ,6.15.1或取C 。 80~50>d ,2取C 。 输入轴的基本尺寸如下表:

轴的强度校核方法

第二章 轴的强度校核方法 常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时,应根据轴的具体受载及应力情况,采取相应的计算方法,并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算: 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度,对于轴上还作用较小的弯矩时,通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时,常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为: 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力,MPa 式中: T 为轴多受的扭矩,N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数,3mm n 为轴的转速,r/min P 为轴传递的功率,KW d 为计算截面处轴的直径,mm 为许用扭转切应力,Mpa ,][r τ值按轴的不同材料选取,常用轴的材料及][r τ值见下表: T τn P A d 0≥[]T T T d n P W T ττ≤2.09550000≈3=[]T τ

空心轴扭转强度条件为: d d 1=β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比,通常取β=这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如,在设计一级圆柱齿轮减速器时,假设高速轴输入功率P1=,输入转速n1=960r/min ,则可根据上式进行最小直径估算,若最小直径轴段开有键槽,还要考虑键槽对轴的强度影响。 根据工作条件,选择45#钢,正火,硬度HB170-217,作为轴的材料,A0值查表取A0=112,则 mm n P A d 36.15960 475.2112110min =?== 因为高速轴最小直径处安装联轴器,并通过联轴器与电动机相连接,设有一个键槽,则: mm d d 43.16%)71(36.15%)71(min ' min =+?=+= 另外,实际中,由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结,则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大,否则难以选择合适的联轴器,取电动机轴d d 8.0'min =,查表,取mm d 38=电动机轴,则: mm d d 4.3038*8.08.0' min ===电动机轴 综合考虑,可取mm d 32'min = 通过上面的例子,可以看出,在实际运用中,需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算: 由于考虑启动、停车等影响,弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中: M 为轴所受的弯矩,N ·mm W 为危险截面抗扭截面系数(3mm )具体数值查机械设计手册][7.1][≤1-0σσσ==W M ca

销轴的计算

创作编号: GB8878185555334563BT9125XW 创作者:凤呜大王* 销轴连接常用于两个结构构件之间的连接,以满足构件之间的相对转动的需要,也用于一些结构构件吊装过程中。无论是构件连接节点还是吊装节点,其节点都需要进行必要的验算,以满足结构安全及吊装安全的需要。 销轴连接方式多种多样,最常采用的连接的结构方式为单剪连接、双剪连接和多耳板连接。而建筑结构销轴连接的结构形式受到加工精度的限制比较单一,多为三耳板(下二上一或下一上二)组成的双剪结构,这种结构形式由一根销轴将一侧耳板与另一侧耳板连接起来,销轴与耳板之间可以发生相对转动,相互间的荷载通过销轴和耳板的接触面来传递。 以吊装耳板为例(图中数值为假定,并不一定为常规数值),简要说明一般常用的计算方法及公式,以供大家讨论。

销轴大样如下: P1=400KN,P2=300KN (合力Ta=500KN) 其中销轴采用45号钢,耳板采用Q345B 销轴连接计算分为销轴的强度计算和耳板的强度计算。 一、销轴计算:

1、销轴弯曲强度验算 把销轴当作简支梁进行分析销轴弯曲强度验算 最大弯矩值: 销轴弯曲强度计算

计算满足。 公式中:M——把销轴作为简支梁分析所求得的最大弯矩值W——销轴截面的抗弯模量, ——销轴的许用弯曲应力,这里采用45号钢 2、销轴剪切强度验算 把销轴当作简支梁进行分析 销轴剪切强度计算 最大剪应力值(取在中和轴位置,此位置剪应力最大):

计算满足。 公式中:Q——把销轴作为简支梁分析所求得的最大剪力值d——销轴直径 ——销轴的许用剪切应力,这里采用45号钢 3、平均剪应力复核: 将销轴按双剪进行平均剪应力计算 计算满足。 二、耳板强度验算

轴的强度校核方法

第二章 轴的强度校核方法 2.2常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时,应根据轴的具体受载及应力情况,采取相应的计算方法,并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算: 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度,对于轴上还作用较小的弯矩时,通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时,常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为: 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力,MPa 式中: T 为轴多受的扭矩,N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数,3m m n 为轴的转速,r/min P 为轴传递的功率,KW d 为计算截面处轴的直径,mm 为许用扭转切应力,Mpa ,][r τ值按轴的不同材料选取,常用轴的材料及][r τ值见下表: T τn P A d 0 ≥[]T T T d n P W T ττ≤2.09550000≈3=[]T τ

空心轴扭转强度条件为: d d 1 = β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比,通常取β=0.5-0.6 这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如,在设计一级圆柱齿轮减速器时,假设高速轴输入功率P1=2.475kw ,输入转速n1=960r/min ,则可根据上式进行最小直径估算,若最小直径轴段开有键槽,还要考虑键槽对轴的强度影响。 根据工作条件,选择45#钢,正火,硬度HB170-217,作为轴的材料,A0值查表取A0=112,则 mm n P A d 36.15960 475 .2112110 min =?== 因为高速轴最小直径处安装联轴器,并通过联轴器与电动机相连接,设有一个键槽,则: mm d d 43.16%)71(36.15%)71(min ' min =+?=+= 另外,实际中,由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结,则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大,否则难以选择合适的联轴器,取电动机轴d d 8.0'min =,查表,取mm d 38=电动机轴,则: mm d d 4.3038*8.08.0' min ===电动机轴 综合考虑,可取mm d 32'min = 通过上面的例子,可以看出,在实际运用中,需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算: 由于考虑启动、停车等影响,弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中: M 为轴所受的弯矩,N ·mm ][7.1][≤1-0σσσ== W M ca

销轴的计算

销轴连接常用于两个结构构件之间的连接,以满足构件之间的相对转动的需要,也用于一些结构构件吊装过程中。无论是构件连接节点还是吊装节点,其节点都需要进行必要的验算,以满足结构安全及吊装安全的需要。 销轴连接方式多种多样,最常采用的连接的结构方式为单剪连接、双剪连接和多耳板连接。而建筑结构销轴连接的结构形式受到加工精度的限制比较单一,多为三耳板(下二上一或下一上二)组成的双剪结构,这种结构形式由一根销轴将一侧耳板与另一侧耳板连接起来,销轴与耳板之间可以发生相对转动,相互间的荷载通过销轴和耳板的接触面来传递。 以吊装耳板为例(图中数值为假定,并不一定为常规数值),简要说明一般常用的计算方法及公式,以供大家讨论。 销轴大样如下:

P1=400KN,P2=300KN (合力Ta=500KN) 其中销轴采用45号钢,耳板采用Q345B 销轴连接计算分为销轴的强度计算和耳板的强度计算。 一、销轴计算: 1、销轴弯曲强度验算 把销轴当作简支梁进行分析 销轴弯曲强度验算

最大弯矩值: 销轴弯曲强度计算 计算满足。 公式中:M——把销轴作为简支梁分析所求得的最大弯矩值W——销轴截面的抗弯模量, ——销轴的许用弯曲应力,这里采用45号钢 2、销轴剪切强度验算 把销轴当作简支梁进行分析

销轴剪切强度计算 最大剪应力值(取在中和轴位置,此位置剪应力最大): 计算满足。 公式中:Q——把销轴作为简支梁分析所求得的最大剪力值d——销轴直径 ——销轴的许用剪切应力,这里采用45号钢 3、平均剪应力复核:

将销轴按双剪进行平均剪应力计算 计算满足。 二、耳板强度验算 首先耳板的尺寸必须满足构造要求(这里我们可以参照螺栓构造要求其满足1.5~2d,在此构造满足的情况下,可不进行耳板孔周的抗拉验算,直接进行抗剪验算,此理解可供大家讨论,此处仅为笔者个人理解),在满足这一条件下进行计算。 1、耳板孔壁承压应力验算 上耳板: 计算满足。

轴的强度计算与设计A

§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 : Mpa (11-1) 件 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R H1、R H2作水平内弯矩图; 3、求垂直平面内支反力R V1、R V2,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环变应力 ∴与扭矩变化情况有关: ——扭矩对称循环变化 ——扭矩脉动循环变化 ——不变的扭矩 ,,分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用弯曲应力。 7、校核轴的强度——M emax处;M e较大,轴径d较小处。 Mpa (11-4) W——抗弯截面模量mm3,见附表11不同截面的W。 设计公式:(mm)(11-5) 如果计算所得d大于轴的结构设计d结构,则应重新设计轴的结构。 对于心轴:T=0,Me=M:转动心轴,许用应力用; 固定心轴,许用应力用——弯曲应力为脉动循环。 三、轴的安全系数校核计算 1、疲劳强度校核——精确计算(比较重要的轴) 要考虑载荷性质、应力集中、尺寸因素和表面质量及强化等因素的影响。根据结构设计选择Me较大,并有应力集中的几个截面,计算疲劳强度安全系数

轴设计计算和轴承计算实例

【轴设计计算】

的跨度。 L =80+2×15+2×5+2×(23/2)=143mm L1= 58+82/2+23/2=111.5mm =45mm l 4 =80-2=78mm l 5 =10mm l 6 =10mm l 7 =23mm L =143mm L1=111.5mm (4)考虑轴的结构工艺性 4. 强度计算 (略) 考虑轴的结构工艺性,在轴的左端与右端均制成2×45o 倒角;左端支撑轴承的轴径为磨削加工,留有砂轮越程槽;为便于加工,齿轮、半联轴器处的键槽布置在同一母线上,并取同一剖面尺寸。 先作出轴的受力计算图(即力学模型)如图中(a )所示,取集中载荷作用于齿轮及轴承的中点。 【轴承计算】 已知一单级圆柱齿轮减速器中,相互啮合的一对齿轮为渐开线圆柱直齿轮,传动轴轴颈直径为d =55mm ,转速n =1450rpm ,拟采用滚动轴承,轴承所承受的径向载荷Fr =2400N ,外传动零件传递给轴的轴向载荷为 Fa =520N ,载荷平稳,工作温度正常要求预期寿命25000h ,试确定轴承型号。 计算项目 计算过程 计算结果 1.选择轴承类型 依题意,轴承主要承受径向载荷且转速较高,故选用深沟球轴承 深沟球轴承 2.预选型 号、查参数Cr 、C0r 因d =55mm ,预选轴承6211,查轴承手册知:基本额定动载荷Cr = 43.2kN ,基本额定静载荷C0r =29.2kN (P228) 预选轴承6211 Cr =43.2kN C0r = 29.2kN 3.计算当量动载荷P Fa /C0r =0.018,用内插法由表12-16知, 判断系数e =0.20 Fa/Fr =0.22>e ,由表12-16查得X =0.56,Y =2.211,由表12-14知f p =1,由公式 知P =2494N P =2494N 4.计算轴承受命L h 查表12-13取温度系数f t =1,由公式12-12知轴承寿命 且接近于预期寿命,故选用6211轴承合适。 L h =59737h 选用6211轴 承合适 5.说明 也可以用公式12-13计算实际动载荷C’, 故选择6211轴承合适。 C’=32422N 选择6211轴 ) (a r p YF XF f P +=

经轴容量和长度的计算

经轴容量和长度的计算【分享】 经轴容量和长度的计算: 一、先求出经纱体积 经纱体积(cm3)= πC(A2-B2)/4=3.14*180(80*80-30*30)/4=777150(立方厘米) A:是经轴轴盘直径(cm)=80cm B:是经轴轴芯直径(cm)=30cm C:是经轴内宽长(cm)=180cm 二、求经纱重量 经纱重量(kg)=经纱体积(cm3)*经纱密度(g/cm3)/1000=777150*0.5/1000=388(公斤) 经纱密度选取0.5 经轴上经纱密度随经纱号数(支数),卷绕速度,张力装置型式及整经型式而定.

经纱密度;一般0.4~0.6(g/cm3);当卷绕捻线时,密度增加20~25% 三、求经纱长度 如10S;400根纱/轴计算 经纱长度(m)=经纱重量(kg)*1000*1000/经轴上经纱号数*经轴上经纱根数 =388*1000*1000/58.31/400=16635(米) 纺织常用计量单位及换算 纺织常用计量单位及换算 1、纺织常用计算公式分为定长制计算公式和定重制计算公式二种。 定长制计算公式:(1)、旦尼尔(D):D=g/L*9000 其中g为丝线的重量(克),L为丝线的长度(米) (2)、特克斯(号数)[tex(H)]: tex=g/L*1000

其中g为纱(或丝)的重量(克),L为纱(或丝)的长度(米) (3)、分特克斯(dtex): dtex=g/L*9000 其中g为丝线的重量(克),L为丝线的长度(米) 定重制计算公式: (1)、公制支数(N):N=L/G 其中G为纱(或丝)的重量(克),L为纱(或丝)的长度(米) (2)、英制支数(S):S=L/(G*840) 其中G为丝线的重量(磅),L为丝线的长度(码) 2、选择换算公式: (1)、公制支数(N)与旦尼尔(D)的换算公式:D=9000/N (2)、英制支数(S)与旦尼尔(D)的换算公式:D=5315/S (3)、分特克斯(dtex)与特克斯(tex)的换算公式:1tex=10dtex (4)、特克斯(tex)与旦尼尔(D)的换算公式:tex=D/9

轴设计计算程序编制

xxxx学院机械系机械设计教研室

轴设计计算程序的编制 1. 程序的使用范围 a) 本程序可以对转轴进行受力分析、弯扭合成校核和疲劳强度精确校核。 b) 可进行多个危险截面的校核,若校核不合格、可根据加大直径或改进材料重新计算, 直至合格为止。 2.数学模型的建立、数表和线图的公式化 a) 绝对尺寸系数σε的拟合公式 31793 .0558869364.2-?=d σε (1) 式中d 为轴的截面直径,mm. b) 圆截面钢材的扭转剪切尺寸系数 d e ??=-?-3 10867.19513.0τ ε (2) 式中d 为轴的截面直径,mm. c) 钢材的敏性系数 ??? ? ?? ?+-+=+-+=+-+=+-+=+-+=+-+=323 232323232016709.0139645.039766.033835.0)()(0139.011988.035439.041319.0)()(0179332.0142175.0377568.046663.0)()(0183968.0143857.0371525.051812.0)()(01257435.01.02711768.06547196.0)()(00886175.0069183.0176398.0814.0)()(r r r q q f r r r q q e r r r q q d r r r q q c r r r q q b r r r q q a τστστστστστσ (3) 式中r 为圆角半径,mm;序号(a)~(f)代表的材料强度极限,B σ见表1 表1 轴的材料强度极限B σ、B τ(MPa ) 若轴的材料强度极限不等于表1中的B σ值时,可按插入法计算。 d) 弯曲疲劳的表面质量系数σβ的拟合公式 ??? ??? ?= -=-=-==-)(4647815.38)()(000001825987.0)()(0002575974.0)()(000075.0963.0)()(1)(6442821499.0未加工粗车精车磨削抛光B B B B e d c b a σβσβσβσββσ σσ σσ (4)

轴的设计计算

轴的设计计算 轴的计算通常都是在初步完成结构设计后进行校核计算,计算准则是满足轴的强度和刚度要求。 一、轴的强度计算 进行轴的强度校核计算时,应根据轴的具体受载及应力情况,采取相应的计算方法,并恰当地选取其许用应力。 [] 式中:为轴危险截面的最大扭剪应力(MPa); 为轴所传递的转矩(N.mm); 为轴危险截面的抗扭截面模量();

P为轴所传递的功率(kW); n为轴的转速(r/min); []为轴的许用扭剪应力(MPa); 对实心圆轴,,以此代入上式,可得扭转强度条件的设计式: 值取较小值,[] [ 应用上式求出的 的直径可按与之相联的电机轴的直径估算: 径可按同级齿轮中心距 几种轴的材料的[]和C值

2、按弯扭合成强度条件校核计算 对于同时承受弯矩和转矩的轴,可根据转矩和弯矩的合成强度进行计算。计算时,先根据结构设计所确定的轴的几何结构和轴上零件的位置,画出轴的受力简图,然后,绘制弯矩图、转矩图,按第三强度理论条件建立轴的弯扭合成强度约束条件: 考虑到弯矩 对上式中的转矩 式中:称为当量弯矩;为根据转矩性质而定的折合系转矩不变时,; 转矩按脉动循环变化时, 转矩按对称循环变化时, 若转矩的变化规律不清楚,一般也按脉动循环处理。、、分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用应力。 为轴的抗弯截面模量()。 对实心轴,也可写为设计式:

若计算的剖面有键槽,则应将计算所得的轴径增大,方法同扭转强度计算。 轴的许用应力(MPa) 已知传递功率=10kW, =40, =5mm, N.mm 齿轮的圆周力: N

齿轮的径向力: N 齿轮的轴向力: N =300MPa,= 查得, 选,则轴的最小直径为: 取载荷系数=1.3 ==1.3×477500=620750N.mm 根据计算转矩、最小轴径、轴的转速,查标准GB5014-85或手册,选用弹性柱销联轴器,其型号为:。 5、初选轴承

三轴计算方式(新)

Ф650水泥搅拌桩加固每组桩截面积计算方式 1)l=0.017453ar=0.017453×92°×0.325=0.522m A1=1/2[rl-C(r-h)]=1/2[0.325×0.522-0.469(0.325-0.1)]=0.032m2 2)圆A=3πr 2=3×3.1416×0.325×0.325=0.995m2 3)Ф650搅拌桩加固按大幅面积A2=圆A-4A1=0.995m2-0.032m2×4=0.87m2计算。 (公式详见五金手册) 4)Ф650搅拌桩小幅面积=πr 2=3.1416×0.325×0.325=0.3318m2 5)Ф650搅拌桩中幅面积=(0.87+0.3318)/2=0.6m2

Ф850水泥搅拌止水桩围护每组桩截面积计算方式 1)l=0.017453ar=0.017453×90°×0.425=0.67m A1=1/2[rl-C(r-h)]=1/2[0.425×0.668-0.6007(0.425-0.125)]=0.05185m2 2)圆A=3πr2=3×π×0.425×0.425=1.7024m2 3)Ф850搅拌桩大幅面积A2=圆A-4A1=1.7024m2-0.05185m2×4=1.495m2(公式见五金手册) 4)Ф850搅拌桩小幅面积=πr 2=3.1416×0.425×0.425=0.567m2 5)Ф850搅拌桩中幅面积=(1.495+0.567)/2=1.031m2

附注: 1、阴影部分为搅拌桩重复套钻,以确保桩体的连续性和接头的施工质量,以达到止水的作用。 2、重复套钻不重复计算工作量,实际组成一组桩为:一大幅(3孔)+一小幅(1孔),单桩断面面积为(1.495m2+0.567m2),便于折中计算单桩断面面积为(1.495m2+0.567m2)/2=1.0312m2。 3、SMW工法围护止水搅拌桩工作量计算式:桩截面积(1.0312 m2)×设计桩长×桩组数。

轴的设计计算

第七章 轴的设计计算 一、初步确定轴的尺寸 1、高速轴的设计及计算 已知:高速轴功率kw p 11.21=,转速m in /7101r n =。 选取轴的材料为40Cr 、调质处理、由《机械设计》教材表15-3,取1000=A ,得 考虑轴上开有一个键槽对轴强度的削弱,轴径增大%7~%5,并圆整后mm d 15=,轴承选用角接触球轴承7205C ,B=15mm ,综合减速器其他零件的布置和减速器箱体的轮廓,高速轴初步设计如下: 2、中间轴的设计及计算 已知:中间轴功率kw p 03.22=,转速m in /4.1612r n =。 选取轴的材料为40Cr 、调质处理、由《机械设计》教材表15-3,取1050=A ,得 考虑轴上开有两个键槽对轴强度的削弱,轴径增大%15~%10,并圆整后mm d 25=,轴承选用角接触球轴承7205C ,B=15mm ,综合减速器其他零件的布置和减速器箱体的轮廓,中间轴初步设计如下: 安装大齿轮处的键型号为:键10?36GB1096-79 安装小齿轮处的键型号为:键10?70GB1096-79 3、低速轴的设计及计算 已知:低速轴功率kw p 95.13=,转速min /4.433r n =。 选取轴的材料为40Cr 、调质处理、由《机械设计》教材表15-3,取970=A ,得 考虑轴上开有两个键槽对轴强度的削弱,轴径增大%15~%10,并圆整后mm d 35=,轴承选用角接触球轴承7209C ,B=19mm ,综合减速器其他零件的布置和减速器箱体的轮廓,低速轴初步设计如下: 安装大齿轮的键型号为:键18?65GB1096-97 安装联轴器处的键为:键16?125GB1096-97 二、轴的校核 以中间轴的校核为代表,已知中间轴的功率为kw p 03.22=,转速为m in /4.1612r n =,转矩11.1202=T N ·m 。 1、中间轴的受力分析如下: 大齿轮的分度圆直径为mm d 029.1731=,螺旋角。 790.15=β,受力分析如图所示,则: 11ταF F =·βtan =N N 594.392790.15tan 322.1388≈?。 小齿轮的分度圆直径为mm d 018.622=,螺旋角。 655.14=β,受力分析如图所示,则:

轴的强度计算.

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:][2.01055.936T T T d n P W T ττ≤?== Mpa (11-1) 设计公式: 3036][1055.95n P A n P d T =??≥τ(mm )?轴上有键槽 放大:3~5%一个键槽;7~10%二个键槽。?取标准植 ][T τ——许用扭转剪应力(N/mm 2) ,表11-3 T ][τ——考虑了弯矩的影响 A 0——轴的材料系数,与轴的材料和载荷情况有关。注意表11-3下面的说明 对于空心轴:340) 1(β-≥n P A d (mm )? 6.0~5.01≈=d d β, d 1—空心轴的内径(mm ) 注意:如轴上有键槽,则d ?放大:3~5%1个;7~10%2个?取整。 二、按弯扭合成强度条件计算 条件:已知支点、距距,M 可求时 步骤:如图11-17以斜齿轮轴为例 1、作轴的空间受力简图(将分布看成集中力,)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(图11-17a ) 2、求水平面支反力R H1、R H2作水平内弯矩图(图11-17b ) 3、求垂直平面内支反力R V1、R V2,作垂直平面内的弯矩图(图11-17c ) 4、作合成弯矩图22V H M M M +=(图11-17d ) 5、作扭矩图T α(图11-17e ) 6、作当量弯矩图22)(T M M ca α+= α——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环变应力 ∴α与扭矩变化情况有关 1][][11=--b b σσ ——扭矩对称循环变化 α= 6.0][][01≈-b b σσ——扭矩脉动循环变化 3.0][][11≈+-b b σσ——不变的扭矩 b ][1-σ,b ][0σ,b ][1+σ分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用弯曲应力。

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