精编范文转轴的设计步骤word版本 13页文档格式.docx

1、四、确定定位基准；此传动轴是精度要求高的轴类零件，因此先以毛坯外圆为粗基准，加工两端面及中心孔，再以中心孔定位完成各表面的粗加工；然后先修整中心孔再开始精加工，以提高轴在精加工时的定位精度。五、制定传动轴的加工顺序；1、外圆表面加工顺序应为，先加工大直径外圆，然后再加工小直径外圆。 2、轴上的键槽等表面的加工应在外圆精车或粗磨之后，精磨外圆之前。3、为了改善轴的力学性能而进行的热处理工艺安排在粗加工之后、精加工之前进行，这样的话精加工可以修正热处理引起的变形。六、制定传动轴的加工路线；车端面和钻中心孔粗车半精车调质表面淬火粗磨铣键槽精磨外圆去毛刺车床传动轴的机械加工工艺路线4.零件图5参考文献

2、【1】机械制造技术基础【M】21世纪高等院校机械设计制造及其自动化专业系列教材【2】黄劲枝机械设计基础【M】高职高专机电工程类规划教材 【3】梁旭坤.机械制造基础.1,公差配合材料热加工分册【M】 【4】何永熹几何精度规范学（第2版）【M】高等学校机械基础课 篇二：传动轴设计流程气缸盖设计流程图二、 设计规范1主要功能描述密封气缸，并与活塞共同形成燃烧空间，并承受高温高压燃气的作用。合理的气道布置为发动机工作过程提供所需要的新鲜空气和适合的旋流强度，并排出废气并为废气涡轮增压器提供驱动能量。2设计原则气缸盖应具有足够的强度和刚度，工作时缸盖变形最小并保证与其缸的结合面和气门的结合面有良好的密封

3、。根据混合气形成方式使气门和气道布置合理，力求使内燃机性能良好。结构力求简单、铸造工艺良好；冷却合适，缸盖温度场分部均匀尽可能减小热应力，避免产生裂纹。缸盖鼻梁区是热负荷和机械符合最大的部位，应该从设计上确保该部位的强度、刚度和冷却效果。3设计的边界条件发动机最大功率、最大扭矩、压缩比、气缸直径、缸心距、缸盖螺栓位置、缸盖厚度、宽度、长度、冷却水孔位置。4重要结构及性能参数缸盖底板厚度、缸盖高度、气门个数及位置、喷油器（火花塞）位置、气道喉口直径、进排气道的位置；进气道流量系数旋流数、排气道流量系数。5重要结构及参数的确定1）底板厚度：缸盖底板厚度对气缸盖的可靠性有很大影响，底板同时承受机械负

4、荷和热负荷。对于承受机械负荷要求底板有足够的厚度，为了减小热应力底板应当减薄，因此气缸盖的可靠性就取决于对热负荷和机械负荷二者的协调。下列原则可以用来确定缸盖底面的最大厚度：缸盖底板内部热传导的公式为：twi?twaq?t?F?twi（oC）是缸盖底板燃烧室一侧的温度，twa（oC）是缸盖底板冷却水一侧的温度，q/F（千卡/米小时）是缸盖底板局部地区的热负荷，（千克/米小时度）是缸盖材料的导热系数， （米）是缸盖底板的局部厚度，将上式改写后便得出求底板局部厚度的公式：twaq?用此公式便可大致确定缸盖底板的最大厚度。2） 缸盖高度在某种意义上决定了缸盖的刚度，但是缸盖高度受到整机总布置的限制。

5、3） 进排气道的设计对内燃机性能有很大的影响， 进气道影响进气阻力和充气效率，排气道影响排气阻力和废气能量的利用。进气道直段要尽可能直顺光滑，减小进气阻力，螺旋段要根据发动机的性能和燃烧系统的要求开发出合适的旋流强度。排气道的布置要尽量平顺，减小进气阻力。对于增压机，排气道的截面应设计成圆形，以减少向冷却系统的传热，减小能量损失。在柴油机中，为了减少排气道对进气的加热以提高充气系数，将进排气道部置在气缸两侧。4）气门位置的确定：进气门与气缸壁的间隙为0.01D-0.02D，排气门与气缸壁的间隙为0.01D-0.015D。 FEV公司认为喷油器与排气门座间的壁厚5mm。与进气门座间的壁厚4mm，

6、是可以满足可靠性要求的。气门间距不能太小，否则鼻梁区的型芯强度不够，容易造成烧结、夹渣等铸造缺陷。鼻梁区水套最小厚度应5mm。5）喷油器的位置对发动机性能，排放有很大影响。对于四气门发动机，喷油器位于气缸中心线上，是最佳布置。对于两气门发动机喷嘴要尽量靠近气缸中心。通常情况下对于两气门柴油机，欧I排放的发动机喷嘴与气缸中心直线距离要小于10mm，欧II排放发动机该直线距离小于7mm。6）进排气门大小的确定：根据经验和Benchmarking可以确定气门的大小，对于卡车发动机进排气门的取值范围是：进气门，0.41Dv/Dcvl0.47 排气门， 0.360.41 对于轿车发动机：进气门， 0.4

7、190.462 排气门， 0.3850.4126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D150mm 时采用单体式（一缸一盖）；当120D150时采用单体、分体或整体视其他条件而定。篇三：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

8、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，

9、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，=36

10、0MPa，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： =1.3477500=620750 N.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7

11、211C的滚动轴承，其尺寸（内径外径宽度）为dDb=5510021。 。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

12、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510mm，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12mm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

13、时轴环的直径还要满足比轴段3的直径（为58mm）大510mm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23mm，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23mm，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

14、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：105（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=1610（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14963，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

15、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2457、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

16、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

17、?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?22mm2.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?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

18、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?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?8?24.25mm取24mm，L34可由中间轴算出来L34?12?65?1?83m

19、m，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?（12?10）?26.25，取26mm。（二）中间轴的设计计算A0P12.45?24.77mm，由n119224.77?26.5mm（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?30mm?62mm?17.25mm 所以，d12?d67?30mm

20、轴肩高度h?0.07d?2.1所23段的直径d23?2h?30?35mm，d56?35mm，34段的直接即为齿轮的齿顶圆直径 59.84mm，45d45?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?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?65mm。确定45段的长度：1.4h，取b为10mm即L45?确定56段的长度

21、：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?（45?40）/2?43.75取L67?47mm（三）输出轴的设计计算选轴的材料为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?0.12）?43.7mm1.5，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45m

22、m（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?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?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?3.85 取4mm，所以d34?63mm， 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，

23、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?50mm，所以L67?82?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?57mm，所以21.75?（65?60）/2?47.25mm取L12?轴环的宽b?1.4h取b=11mm即L34?10mmL45可由中间轴确定L45?10?55mmL56?29.75mm取L56?30mm八 轴的校核（一）输入轴的校核Ft1?tan?n2T1?1328N,Fr1?498Nd1cos?Fa1?Ft1tan?331N1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：