6典型的形状及位置公差
缸盖顶面、底面粗糙度、喷油器位置度、进排气道位置度、定位销孔位置度;气门导管与气门座圈密封带的同轴度;气门座圈密封带的跳动、粗糙度;
7典型结构及技术要求
气缸盖有整体式、分体式和单体式。
对于缸径D<120mm时多用整体式缸盖;当D>150mm时采用单体式(一缸一盖);当120≤D≤150时采用单体、分体或整体视其他条件而定。
篇三:
轴的设计
轴的设计
一、设计方法
轴的设计是根据给定的轴的功能要求(传递功率或转矩,所支持零件的要求等)和满足物理、几何约束的前提下,确定轴的最佳形状和尺寸,尽管轴设计中所受的物理约束很多,但设计时,其物理约束的选择仍是有区别的,对一般的用途的轴,满足强度约束条件,具有合理的结构和良好的工艺性即可。
对于静刚度要求高的轴,如机床主轴,工作时不允许有过大的变形,则应按刚度约束条件来设计轴的尺寸。
对于高速或载荷作周期变化的轴,为避免发生共振,则应需按临界转速约束条件进行轴的稳定性计算。
轴的设计并无固定不变的步骤,要根据具体情况来定,一般方法是:
(1)按扭转强度约束条件(式7-2)或与同类机器类比,初步确定轴的最小直径;
(2)考虑轴上零件的定位和装配及轴的加工等几何约束,进行轴的结构设计,确定轴的几何尺寸;
值得指出的是:
轴结构设计的结果具有多样性。
不同的工作要求、不同的轴上零件的装配方案以及轴的不同加工工艺等,都将得出不同的轴的结构型式。
因此,设计时,必须对其结果进行综合评价,确定较优的方案。
(3)根据轴的结构尺寸和工作要求,选择相应的物理约束,检验是否满足相应的物理约束。
若不满足,则需对轴的结构尺寸作必要修改,实施再设计,直至满足要求。
二、设计实例
例:
设计带式运输机减速器的主动轴.已知传递功率
r/min,齿轮齿宽B=100mm,齿数=40,模数
装有联轴器。
解:
1、计算轴上转矩和齿轮作用力
轴传递的转矩:
齿轮的圆周力:
N.mm=10kW,转速=200,轴端=5mm,螺旋角=
齿轮的径向力:
N
齿轮的轴向力:
2、选择轴的材料和热处理方式NN
选择轴的材料为45钢,经调质处理,其机械性能由表7-1查得:
=650MPa,=360MPa,
=60MPa。
=300MPa,=155MPa;查表7-3得,
3、初算轴的最小轴径
由表7-2,选=110
则轴的最小直径为:
mm
轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径,需开键槽,故将最小轴径增加5%,变为42.525mm。
查《机械设计手册》,取标准直径45mm。
4、选择联轴器
取载荷系数
==1.3,则联轴器的计算转矩为:
=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
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用。
故选用角接触球轴承。
根据工作要求及输入端的直径(为45mm),由轴承产品目录中选取型号为7211C的滚动轴承,其尺寸(内径×外径×宽度)为d×D×b=55×100×21。
。
6、轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案
据轴上零件定位、加工要求以及不同的零件装配方案,参考轴的结构设计的基本要求,得出如图7-20所示的两种不同轴结构。
图7-20a中,齿轮从非输入端装入,齿轮、套筒、右端轴承和端盖从轴的右端装入,左端轴承和端盖、联轴器依次从轴的左端装
入。
图7-20b中,齿轮从输入端装入,齿轮、套筒、右端轴承和端盖、联轴器依次从轴的右端装入,仅左端轴承从左端装入。
仅从这两个装配方案比较来看,图b的装拆更为简单方便,若为成批生产,该方案在机加工和装拆等方面更能发挥其长处。
综合考虑各种因素,故初步选定轴结构尺寸如图7-20b。
(a)
(b)
图7-20轴的结构设计
(2)确定轴的各段直径
由于联轴器型号已定,左端用轴端挡圈定位,右端用轴肩定位。
故轴段6的直径即为相配合的半联轴器的直径,取为45mm。
联轴器是靠轴段5的轴肩来进行轴向定位的,为了保证定位可靠,轴段5
要比轴段6的直径大5~10mm,取轴段5的直径为52mm。
轴段1和轴段4均是放置滚动轴承的,所以直径与滚动轴承内圈直径一样,为55mm。
考虑拆卸的方便,轴段3的直径只要比轴段4的直径大1~2mm就行了,这里取为58mm。
轴段2是一轴环,右侧用来定位齿轮,左侧用来定位滚动轴承,查滚动轴承的手册,可得该型号的滚动轴承内圈安装尺寸最小为64mm,同时轴环的直径还要满足比轴段3的直径(为58mm)大5~10mm的要求,故这段直径最终取为66mm。
(3)确定轴的各段长度
轴段6的长度比半联轴器的毂孔长度要(为84mm)短2~3mm,这样可保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故该段轴长取为82mm。
同理,轴段3的长度要比齿轮的轮毂宽度(为100mm)短2~3mm,故该段轴长取为98mm。
轴段1的长度即为滚动轴承的宽度,查手册为21mm。
轴环2宽度取为18mm。
轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=25mm,故取轴段5的长度为45mm。
取齿轮距箱体内壁之距离为10mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离,取5mm。
已知滚动轴承宽度为21mm,齿轮轮毂长为100mm,则轴段4的长度为:
10+5+(100-98)+21=38mm
(4)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联接。
对于齿轮,由手册查得平键的截面尺寸宽×高=16×10(GB1095-79),键槽用键槽铣刀加工,长为80mm(标准键长见GB1096-79),同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样,半联轴器与轴的联接,选用平键为14×9×63,半联轴器与轴的配合为H7/k6。
滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为k6。
(5)确定轴上圆角和倒角尺寸。
取轴端倒角为2×45°
7、按弯扭合成校核
(1)画受力简图(如图7-21)
画轴空间受力简图c,将轴上作用力分解为垂直面受力图d和水平受力图e。
分别求出垂直面上的支反力和水平面上支反力。
对于零件作用于轴上的分布载荷或转矩(因轴上零件如齿轮、联轴器等均有宽度)可当作集中力作用于轴上零件的
宽度中点。
对于支反力的位置,随轴承类型和布置方式不同而异,一般可按图7-21取定,其中a值参见滚动轴承样本,跨距较大时可近似认为支反力位于轴承宽度的中点。
(2)计算作用于轴上的支反力
水平面内支反力
垂直面内支反力
NN
(3)计算轴的弯矩,并画弯、转矩图
分别作出垂直面和水平面上的弯矩图f、g,并按
弯矩。
画转矩图h。
N计算合成
篇四:
机械设计课程设计轴的设计过程
七轴的设计计算
(一)高速轴的设计计算
1.确定轴的最小直径
先按教材式(15-2)初步估算轴的最小直径。
选轴的材料为40Cr调质处理。
根据教材表15-3,取A0?
106,于是得dmin?
A0P12.58?
106?
?
14.74mm,由n1960
于开了一个键槽,所以dmin?
14.74?
(1?
0.07)?
15.77mm
轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。
为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应,故需同时选联轴器的型号。
联轴器的计算转矩Tca?
KAT1,查教材表14-1取KA?
1.3,又T1?
2.567?
104N代入数据得Tca?
3.34?
104N.mm
查《机械设计课程设计》表9-21(GB/T4323-1984),选用TL4型弹性柱销联轴器。
联轴器的孔径d=22mm,所以
dmin?
22mm
2.轴的机构设计
(1)根据轴向定位的
要求确定轴上各段直径和长度
1)为了满足联轴器的轴向定位要求,在12段的右边加了一个轴套,所以d12?
dmin?
22mm
2)初步选取轴承,因同时受到径向力和轴向力,故选用圆锥滚子轴承,根据轴的结构和最小轴的直径大小查《机械设计课程设计》表9-16(GB/T297-1994)选用30205型轴承d?
D?
T?
25mm?
52mm?
16.25mm所以,d23?
25mm,根据轴承的右端采用轴肩定位,从表中可知d34?
30mm,45断的直径为齿轮的齿顶圆直径,所以d45?
41.66mm,d56?
d34?
30mm,d67?
d23?
25mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L1?
38mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,所以长度应取短些,先取L1?
36mm。
轴承的端盖的总宽为25mm,取端盖的外端面与半联轴器的距离为25mm,所以12段上的轴套长L2?
25?
25?
50mm,所以L12?
50?
36?
2?
88mm
在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm,取齿轮距离箱体内壁a=12mm。
所以,L23?
16.25?
2?
8?
2?
24.25mm取24mm,L34可由中间轴算出来L34?
12?
2?
65?
12?
1?
2?
83mm,L45?
B1?
45mm,轴肩的高度h?
0.07d,轴环的宽度b?
1.4h,所以取56段1的长度为L56?
10mm,所以L67?
16.25?
(12?
10)?
8?
2?
26.25,取26mm。
(二)中间轴的设计计算
1.确定轴的最小直径
先按教材式(15-2)初步估算轴的最小直径。
选轴的材料为40Cr调质处理。
根据教材表15-3,取A0?
106,于是得dmin?
A0P12.45?
106?
?
24.77mm,由n1192
于开了一个键槽,所以dmin?
24.77?
(1?
0.07)?
26.5mm
2.轴的机构设计
(1)各段的直径:
因为轴的最小轴与轴承相配合,所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小值,因同时受到径向力和轴向力,故选用圆锥滚子轴承。
查《机械设计课程设计》表9-16(GB/T297-1994),根据上面计算的dmin?
26.5mm,选择轴承的型号为30206,其尺寸为d?
D?
T?
30mm?
62mm?
17.25mm所以,d12?
d67?
30mm轴肩高度h?
0.07d?
2.1所23段的直径d23?
2h?
30?
35mm,d56?
d23?
35mm,34段的直接即为齿轮的齿顶圆直径
d34?
59.84mm,45
d45?
2h?
d56?
40mm。
(2)确定各段的长度段的轴肩高h?
0.07?
35?
2.45mm,所以
先确定23段的长度:
轴环的宽度b?
1.4h,取b为10mm即L23?
10mm。
确定12段的长度:
因为安装轴承应距离箱体内壁为8mm,齿轮距离箱体内壁的距离为16mm,所以
L12?
17.25?
8?
(12?
10)?
27.25mm,取L12?
27mm。
确定34的长度:
34的长度等于齿轮的宽度,所以L34?
B1?
65mm。
确定45段的长度:
轴环的宽度b?
1.4h,取b为10mm即L45?
10mm。
确定56段的长度:
56的长度原本应该等于齿轮的宽度B,但为了定位作用该段的轴应小于齿宽B,L56?
40?
3?
37mm
确定67段的长度:
L67?
17.25?
8?
12?
3?
(45?
40)/2?
43.75取L67?
47mm
(三)输出轴的设计计算
1.确定轴的最小直径
先按教材式(15-2)初步估算轴的最小直径。
选轴的材料为45钢,调质处理。
根据教材表15-3,取105,于是得dmin?
A0P12.26?
105?
?
39.1mm,由于n143.68
开了两个键槽,所以dmin?
39.1?
(1?
0.12)?
43.7mm
轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。
为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应,故需同时选联轴器的型号。
联轴器的计算转矩Tca?
KAT1,查教材表14-1取KA?
1.5,又T1?
5.0942?
105N代入数据得Tca?
7.6413?
105N.mm
查《机械设计课程设计》表9-21(GB/T4323-1984),选用HL4型弹性柱销联轴器。
联轴器的孔径d=45mm,所以
dmin?
45mm
2.轴的机构设计
(1)根据轴向定位
的要求确定轴上各段直径和长度
1)为了满足联轴器的轴向定位要求,在67段的左边加了一个轴套,所以d67?
dmin?
45mm
2)初步选取轴承,因同时受到径向力和轴向力,故选用圆锥滚子轴承,根据轴的结构和最小轴的直径大小查《机械设计课程设计》表9-16(GB/T297-1994)选用30210型轴承d?
D?
T?
50mm?
90mm?
21.75mm所以,d12?
50mm,根据轴承的右端采用轴肩定位,从表中可知d23?
55mm,轴肩的高度h?
0.07d?
3.85取4mm,所以d34?
63mm,
d45?
d23?
55mm,d56?
d12?
50mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L7?
84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,所以长度应取短些,先取L1?
82mm。
轴承的端盖的总宽为20mm,取端盖的外端面与半联轴器的距离为30mm,所以12段上的轴套长L6?
20?
30?
50mm,所以L67?
82?
20?
30?
2?
135mm
在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm,取齿轮距离箱
体内壁a=16mm。
23段的长度原本等于齿轮的宽,但为了齿轮能够轴向定位应短一些,所以L23?
60?
3?
57mm,所以
L12?
21.75?
8?
12?
(65?
60)/2?
47.25mm取L12?
47mm
轴环的宽b?
1.4h取b=11mm即L34?
10mm
L45可由中间轴确定
L45?
10?
40?
12?
(65?
60)/2?
(45?
40)/2?
2?
10?
55mm
L56?
21.75?
8?
2?
2?
29.75mm取L56?
30mm
八轴的校核
(一)输入轴的校核
Ft1?
tan?
n2T1?
1328N,Fr1?
Ft1?
498Nd1cos?
Fa1?
Ft1tan?
?
331N
1.画轴的空间受力图
将齿轮所受载荷简化为集中力,并通过轮毂中截面作用于轴上。
轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上;
2.作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。
并确定可能的危险截面。
将计算出的危险截面处的MH,MV,M的值列入下表: