轴系部件设计

1、机械设计大作业说明书题目： 轴系部件设计 学院： 机电工程与自动化学院 专业： 机械类 班级： 姓名： 学号： 目录一大作业任务书4二设计内容41. 选择轴的材料42. 按扭转强度估算轴径 43. 轴的结构设计 53.1轴承机构及轴向固定方式53.2选择滚动轴承类型53.3键连接设计53.4各轴段直径设计53.5各轴段长度设计64轴的受力分析 64.1轴的受力简图74.2计算支撑反力74.3轴的弯矩图84.4轴的转矩图95校核轴的强度 96. 轴的安全系数校核计算 107. 校核键连接的强度 118. 校核轴承寿命 118.1计算当量动载荷118.2轴承寿命校核129. 轴上其他零件设计 12

2、9.1轴上键连接的设计129.2轴承座结构设计129.3轴承端盖设计12三、参考文献 13一、 大作业任务书 带式运输机的传动方案如图1所示，机械工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据见表1。图1方案电动机工作功率P/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i1轴承座中心高H/mm最短工作年限工作环境5.1.42.2940802.11605年2班室内、清洁 表1二、 设计内容1. 选择轴的材料通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中型功率。因此轴所承受的扭矩不大，对质量及结构尺寸无特殊要求。故选用常用材料45号钢，并进行调质处理

3、。2. 按扭转强度估算轴径对于转轴，扭转强度初算轴径，查参考文献2表10.2得C=103126，考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106，则dmin=C3Pn=106×32.42447.6=18.6mm式中：P轴的传递功率，由已知得P=2.42KW；n轴的转速，由已知得n=470r/min；C由许用扭转剪应力确定的系数由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮或小齿轮有键槽存在，故将其扩大为1.05倍，得d1dmin×1.05=18.6×1.05=19.53mm，按标准GB/T 2822-2005的Ra20圆整后取d1=22mm。3. 轴的结构设计3.1轴承机构及轴向固定方

4、式 因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式采用两端固定方式。同时为了方便轴承部件的拆装，机体采用部分式结构。又由于本设计中的轴需要安装联轴器、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。轴段的草图见图2： 图 2 3.2选择滚动轴承类型 因轴承所受轴向力很小，选用深沟球轴承，因为齿轮的线速度小于2m/s，齿轮转动时飞溅的润滑油不足于润滑轴承，采用油脂对轴承润滑，由于该减速器的工作环境无尘，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用毛毡圈密封，由于是悬臂布置所以不用轴上安置挡油板。 3.3键连接设计 齿轮及带轮与轴的周向连接均采用A型

5、普通平键连接，齿轮、带轮所在轴径相等，两处键的型号均为108GB/T 10962003。 3.4各轴段直径设计 （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，d1=d7=22mm。（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2 表10.3计算得到轴肩高度h=0.070.1d1=0.070.1×22=1.542.2mmd2=d6=d1+2×h=25.0826.4mm查国标JB/ZQ4606-1997，毛毡圈密封的轴径d=26mm，所以取d2=d

6、6=26mm。 （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。初选轴承6307，d=35mm，外形尺寸D=80mm，B=21mm，轴件安装尺寸da=46mm。因为带式运输机为开式结构，所以采用脂润滑。d3=d5=35mm。 （4） 轴段4 轴段4在两轴承座之间，其功能为定位固定轴承的轴肩，故取d4=da=42mm。 3.5各轴段长度设计（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 L=（23）d3=（23）×35=（70105）mm取L=88mm则轴段4长度

7、 l4=L-B=88-21=67mm（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 l3=l5=B=21mm（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e=10mm，m=15mm，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离K=15mm，则轴段6长度l6=m+e+=10+15+15=40mm同时取l2=l6=40mm（4）轴段1和轴段7：轴段1和7分别安装大带轮和小齿轮，故根据大作业3、4可知轴段1长度l1=50mm，轴段7长度l7=28mm。（5）计算L1、L2、L3 L1=7

8、5.5，L2=88mm，L3=64.5mm4轴的受力分析4.1轴的受力简图轴的受力简图见图3。4.2计算支撑反力传递到轴系部件上的转矩T1=9.55×106×P1n=9.55×106×2.42447.6=5.16×104Nmm齿轮圆周力Ft=2T1d1=2×5.16×10451=2023.6N齿轮径向力Fr=Frtann=2023.6×tan20°=736.5N齿轮轴向力Fa=0N带轮压轴力FQ=866.08N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FQ=

9、1299.12。在水平面上R1H=FQ×L1+L2-Fr×L3L2=1299.12×75.5+88-736.5×64.588=1873.88NR2H=- R1H+ FQ+Fr=-1873.88+1299.12+736.5=161.74N在垂直平面上 R1V=FtL3L2=2023.6×64.588=1483.2NR2V=Ft+R1V=2023.6+1483.2=3506.8N轴承1的总支承反力 R1=R1H2+R1V2=1873.882+1483.22=2389.8N轴承2的总支承反力 R2=R2H2+R2V2=161.72+3506.82=3

10、510.5N4.3轴的弯矩图竖直面上，II-II截面处弯矩最大 MIIV=R1V·L2=1483.2×88×10-3=130.5N·m水平面上，I-I截面处弯矩最大 MIH=Q·L1=1299.12×75.5×10-3=98.1N·mII-II截面处的弯矩为 MIIH=Fr·L3=736.5×64.5×10-3=47.5N·m合成弯矩，I-I截面： MI=MIH2+MIV2=MIIH=98.1N·mII-II截面： MII=MIIH2+MIIV2=47.52+130

11、.52=138.9N·m竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图3所示。 4.4轴的转矩图作用在轴上的转矩为大带轮的输入转矩 T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×2.42447.6=51.63N·m转矩图如图3所示。 图 3 5校核轴的强度-截面既有弯矩又有转矩，且弯矩最大，为危险截面。按弯扭合成强度计算。根据参考文献2式10.3，有e=M2W2+4T2WT2式中：M22-2截面处弯矩，M2=138.9Nm；T22-2截面处转矩，T2=51.63Nm；抗弯剖面模量，由参考文献1附表10.1，W=d3332=4.2&

12、#215;10-6m3；WT抗扭剖面模量，由参考文献1附表9.6，WT=d3316=8.4×10-6m3；根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，=0.3；故-1b对称循环的许用弯曲应力，由参考文献1表10.4，-1b=55MPa。 e=138.90.00000422+4×0.3×51.630.00000842=33.276MPa-1b校核通过。 6. 轴的安全系数校核计算弯曲应力：b=M2W=138.94.2×10-6=33.07MPaa=b=33.07MPa,m=0扭剪应力：T=T2WT=51.638.4×10-6=6.146MPaa=

13、m=T2=6.1462=3.073MPa由参考文献2式10.5、10.6，S=-1Ka+mS=-1Ka+m式中：S只考虑弯矩时的安全系数；S只考虑转矩时的安全系数；-1、-1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2表10.1，45号钢调质处理，-1=300MPa，-1=155MPa；K、K弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由参考文献2附表10.310.4，K=1.82，K=1.62；、零件的绝对尺寸系数，由参考文献2附图10.1，=0.89,=0.82；表面质量系数，=123，由参考文献2附图10.2和附表10.2得=0.92；、把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系

14、数，由参考文献2 得=0.2,=0.1；a、m弯曲应力的应力幅和平均应力，a=33.07MPa，m=0；a、m扭转剪应力的应力幅和平均应力，a=m=3.073MPa；S许用疲劳强度安全系数，由参考文献2表10.5，S=1.51.8故S=3001.820.92×0.89×33.07+0.2×0=4.08S=1551.620.92×0.82×3.073+0.1×3.073=22.44S=SSS2+S2=4.08×22.444.082+22.442=4.01由参考文献2表10.5得许用安全系数S=1.51.8，显然SS，校核通过。

15、7. 校核键连接的强度由参考文献2式6.1式中：p工作面的挤压应力，MPa；T1传递的转矩，Nmm；d轴的直径，mm；l键的工作长度，mm，B型，l=L，L为键的公称长度；k键与毂槽的接触高度，mm，k=h/2，根据标准取h=6mm；p许用挤压应力，MPa，由参考文献2表6.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击，p=100120MPa，取 p=110MPa。故对于轴段1上的键：p=2T1kld=2×5.16×10462×50×22=31.27MPap=110MPa，校核通过；对于轴段7上的键p=2T1kld=2×5.16×10462

16、15;28×22=55.84MPap=110MPa。校核通过。8. 校核轴承寿命8.1计算当量动载荷由参考文献2式11.2P=XFr1+YFr2=1×5589.8+0×0=3510.6N.式中：P当量动载荷，N；Fr1、Fr2轴承的径向载荷和轴向载荷，Fr1=3510.6N，Fr2=0；X、Y动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由FaFre,X=1,Y=0。8.2轴承寿命校核由参考文献2式11.1bLh=10660n1fTCfPP3式中：Lh轴承的基本额定寿命，h；Lh'轴承的预期寿命，5年2班，每年按250天计，Lh=2×8×250

17、15;5=20000h；C轴承的基本额定动载荷，由轴承6307，C=Cr=35.5kN；fT温度系数，由参考文献2表11.9，工作温度<100C，fT=1.0；fF载荷系数，由参考文献2表11.10，fP=1；Lh=10660×447.6×1.0×355001.0×3510.63=38503h>Lh故校核通过。9. 轴上其他零件设计9.1轴上键连接的设计轴段1的b×h=6×6，考虑到l1=50mm，故参考键的长度系列，为其选取键长L=40mm。同理，轴段7的b×h=6×6，而l7=28mm，为其选择键长为L=18mm。9.2轴承座结构设计本次设计中选用剖分式轴承座。按照设计方案的要求，轴承座孔中心高H=180mm，轴承座腹板壁厚=10mm，筋厚m=10mm，底座凸缘厚度b=15mm。轴承座地脚螺栓直径df=12mm,轴承盖连接螺栓直径d1=6mm。查看参考文献1表4.2，地脚螺栓的扳手空间C1=22mm，C2=20mm，螺栓直径d2=16mm。 9.3轴承端盖设计轴承端盖的结构如图