轴系部件设计

1、Harbin Institute of Technology机械设计大作业课程名称： 机械设计 设计题目： 轴系部件设计 院 系： 机电学院 班 级： 1008111 设 计 者： 学 号： 一、 设计题目设计带式运输机中的齿轮传动高速轴的轴系部件 带式运输机的传动方式如图1所示，机器工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据如表1图1表1.带式运输机中v带传动的已知数据方案电动机工作功率Pd/kW电动机满载转速nm/(r/min)工作机的转速nw/(r/min)第一级传动比轴承座中心高H/mm最短工作年限工作环境2.2940802.11605年2班室内清洁二、选择材料，确定许用应力通过已知条件和

2、查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。因此轴所承受的扭矩不大。故选择45号钢，并进行调质处理。三、按扭转强度估算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：其中轴传递的功率， 轴的转速，r/minC由许用扭转剪应力确定的系数。查表10.2得C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=110。由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮，会有键槽存在，故将其扩大5%，得按标准GB2822-81的圆整后取。四、设计轴的结构由于本设计中的轴需要安装带轮、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同，因此，设计成阶梯轴形式，共分为七段。以下是轴段的草图：轴段轴段轴段轴段轴段轴段轴段 图24.1阶梯轴

3、各部分直径的确定1) 轴段1和轴段7轴段1和轴段7分别安放大带轮和小齿轮，所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。所以，。2) 轴段2和轴段6轴段2和轴段6的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸。由参考文献1图10.7计算得到轴肩高度由参考文献2表14.4，毛毡圈油封的轴径，所以。3) 轴段3和轴段5轴段3和轴段5安装轴承，尺寸由轴承确定。标准直齿圆柱齿轮，没有轴向力，但考虑到有较大的径向力，选用深沟球轴承。根据GB/T 2761994，初选轴承6308，外形尺寸，,轴件安装尺寸。因为轴承的值小于，所以选用脂润滑。故取。4) 轴段4轴段4在两轴承座之间，其功能为

4、定位固定轴承的轴肩，故。4.2 阶梯轴各轴段长度及跨距的确定1)轴段4。轴段4在两轴承座之间，两端支点间无传动件，应该首先确定该段跨距L。一般，取。则轴段4长度,取90mm。2)轴段3和轴段5。轴段3和轴段5安装轴承，轴段长度与轴承内圈宽度相同，故。3)轴段2和轴段6。轴段2和轴段6的长度和轴承盖的选用及大带轮和小齿轮的定位轴肩的位置有关系。选用嵌入式轴承端盖，取轴承盖凸缘厚度，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离，则轴段6长度由于大带轮较大，设计成腹板式结构，故轴段2长度,4）轴段1和轴段7。轴段1和7分别安装大带轮和小齿轮，故轴段1长度，轴段7长度。五、轴的受力分析5.1画轴的受力简

5、图轴的受力简图、弯矩图、转矩图画在一起，见图5.2。5.2计算支承反力传递到轴系部件上的转矩齿轮圆周力齿轮径向力齿轮轴向力带轮压轴力带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，将其扩大50%，按计算。在水平面上在垂直平面上轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力5.3画弯矩图竖直面上，II-II截面处弯矩最大，；水平面上，I-I截面处弯矩最大，；II-II截面处的弯矩为合成弯矩，I-I截面：II-II截面：竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图3所示5.4画转矩图做用在轴上的转矩为大带轮的输入转矩转矩图如图3所示六、校核轴的强度II-II截面既有弯矩又有转矩，且弯矩最

6、大，为危险截面。III12544342467428938253882538117882合成弯矩图转矩图水平面弯矩图竖直面弯矩图IIIIIII单位：图3 轴的受力简图、弯矩图、转矩图按弯扭合成强度计算。根据参考文献1式10.3，有式中：II-II截面处弯矩，；II-II截面处转矩，；抗弯剖面模量，由参考文献1附表10.1，；抗扭剖面模量，由参考文献1附表10.1，；根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，；对称循环的许用弯曲应力，由参考文献1表10.4，。因此，校核通过七、轴的安全系数校核计算弯曲应力：,扭剪应力：由参考文献1式10.4、10.5、10.6，式中：只考虑弯矩时的安全系数；只考

7、虑转矩时的安全系数；、材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由参考文献1表10.1，45号钢调质处理，；弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由参考文献1附表10.3、附表10.4，；零件的绝对尺寸系数，由参考文献1附图10.1，；表面质量系数，由参考文献1附图10.1、附表10.2，；把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由参考文献1表10.1，；弯曲应力的应力幅和平均应力，；扭转剪应力的应力幅和平均应力，；许用疲劳强度安全系数，由参考文献1表10.5，；校核通过。八、校核键连接的强度由参考文献1式6.1式中：工作面的挤压应力，；传递的转矩，；轴的直径，；键的工作长度，A型，

8、为键的公称长度和键宽；键与毂槽的接触高度，；许用挤压应力，由参考文献1表6.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击，,取110Mpa。（1） 对于轴段1上的键；校核通过；（2） 对于轴段7上的键; 校核通过。九、校核轴承的寿命轴承不受轴向力，只有径向力，且，所以只校核轴承2即左轴承即可。9.1计算当量动载荷由参考文献1式11.2；式中：当量动载荷，；轴承的径向载荷和轴向载荷，；动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由。9.2校核寿命由参考文献1式11.1c式中：轴承的基本额定寿命，h；轴承的预期寿命，五年两班，每年按250天计，；轴承的基本额定动载荷，由参考文献2表12.1，查轴承6307，；寿命指数，对

9、于滚子轴承，；温度系数，由参考文献1表11.9，工作温度，；载荷系数，由参考文献1表11.10，中等冲击，取；，校核通过。十、轴上其他零件设计1）轴上键连接的设计轴和大带轮和小齿轮的轴向连接均采用A型普通平键连接，为加工方便，两处键连接尺寸相同，根据参考文献2 表11.28，选用A型普通平键，为 键 GB/T 1096-20032）密封用毛毡圈毛毡圈所在轴段的直径为35mm，查参考文献2表14.4，可得毛毡圈的尺寸参数。十一、轴承座结构设计本次设计中选用整体式轴承座。按照设计方案的要求，轴承座孔中心高H=160mm，轴承座腹板壁厚，筋厚，底座凸缘厚度b=15mm。轴承座地脚螺栓直径df=16mm,轴承盖连接螺栓直径d1=8mm。由参考文献2表 4.2查到地脚螺栓的扳手空间C1=22mm，C2=20mm，沉头座直径d2=32mm。十二、轴承端盖（透盖）由本次设计的特点，可选用嵌入式轴承盖，其中嵌入毛毡圈以密封。由参考文献3图7.5中的经验公式得到相关尺寸：，取。（此处的是螺栓直径，即设计轴承座时的）。图4 轴承端盖根据轴、轴承座的设计，应取。涉及到毛毡圈沟槽的尺寸，按照 参考文