机械设计课程设计轴系部件设计说明书

机械设计大作业课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计机械设计大作业轴系部件设计说明书题目：行车驱动装置的传动方案如下图所示。室内工作、工作平稳、机器成批生产，其他数据见下表。方案电动机工作功率P电动机满载转速n工作机得转速n第一级传动比i轴承座中心高H/mm最短工作年限5.4.12.2940603.220010年1班一选择轴的材料因为传递功率不大，轴所承受的扭矩不大，故选择45号钢，调质处理。二初算轴径dmin对于转轴，按扭转强度初算直径d式中P——轴传递的功率；C——由许用扭转剪应力确定的系数；n——轴的转速，r/min。由参考文献[1]表10.2查得C=106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取C输出轴所传递的功率：P=2.2=2.00724输出轴的转速：n代入数据，得d考虑键的影响，将轴径扩大5%，d三结构设计轴承部件机体结构形式及主要尺寸为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构。取机体的铸造壁厚δ=8mm，机体上的轴承旁连接螺栓直径d2=12mm，C1=18mm，C2L=δ+C1+2．轴的结构设计本设计方案是有8个轴段的阶梯轴，轴的径向尺寸（直径）确定，以外伸轴径d1基础，考虑轴上零件的受力情况、轴上零件的装拆与定位固定、与标准件孔的配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各轴段的直径；而轴的轴向尺寸（长度）确定，则考虑轴上零件的位置、配合长度、支承结构情况、动静件间的距离要求等因素，通常从与传动件的轴段开始，向两边展开。联轴器及轴段①和轴段⑧本设计中，轴段①和轴段⑧为轴的最小尺寸dmin。因此，轴段①和轴段⑧为了补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由参考文献[1]表13.1查得KAT由参考文献[2]表13.1可以查得GB/T5014-2003中的LX3型弹性柱销联轴器符合要求。其参数为：公称转矩1250N·mm，许用转速为4750r/min，轴孔直径范围30~48mm。考虑dmin=34.17mm，取轴孔长度60mm，J型轴孔，相应地，轴段①和轴段⑧的直径为d1=d8=40mm，轴段①和轴段密封圈及轴段②和轴段⑦联轴器采用轴段②和轴段⑦的轴肩固定，轴肩计算h轴段②和轴段⑦直径最终由密封圈确定。由参考文献[2]表14.4，选用毡圈油封FZ/T92010-1991中的轴径为48mm的，则轴段②和轴段⑦直径d2轴承及轴段③和轴段⑥考虑轴系部件几乎呈对称布置，且没有轴向力，轴承类型选择深沟球轴承。轴段③和轴段⑥上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。初选轴承型号6211，由参考文献[2]表12.1，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=19mm，定位轴肩直径damin通常同一轴上两轴承取相同型号，故轴段③和轴段⑥直径为d3齿轮及轴段④轴段④安装齿轮，为便于齿轮的拆装，且与齿轮轮毂配合，取d4=60mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即仅靠，轴段④的长度l4应比齿轮轮毂长略短，由于齿宽轴段⑤和轴段⑥齿轮右端采用轴段⑤的轴肩固定，轴肩计算公式h且确定d5还要考虑6211轴承最小定位轴肩直径，d由参考文献[2]表9.4中Ra20系列查得标准值，取轴环宽度计算公式b=1.4h=1.4（机体和轴段②、③、⑥、⑦的长度机体和轴段②、③、⑥的长度l2通常从齿轮壁面与机体内壁间留有足够间距H，由参考文献[1]表10.3，取H=15mm。为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上。由参考文献[1]表10.3，取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离Δ=10mm。采用凸缘式轴承盖，由6211轴承参数及参考文献[2]表12.6，取凸缘厚度e=12mm。为避免联轴器轮毂端面与轴承盖连接螺栓头相碰，并便于轴承盖上螺栓的装拆，联轴器轮毂端面与轴承盖间应用足够的间距K，取K=20mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖及联轴器的相互位置后，轴段②、③、⑥的长度就随之确定下来，即lll进而，轴承的支点及力的作用点的跨距也随之确定下来。6211轴承力作用点环厚中点10.5mm，取此点为支点。取联轴器轮毂中点为力作用点。则各跨距L1键连接设计联轴器及齿轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接，由参考文献[2]表11.28查得，分别采用键12×50GB/T1096-2003和键18×56GB/T1096-2003。结构设计简图根据以上要求，轴设计各数据：阶梯轴各段直径：dd5阶梯轴各段长度：ll5各支点跨距：L1四轴的受力分析齿轮受力计算圆周力Ft式中T3——小齿轮传递的扭矩，N·mmd3——小齿轮分度圆直径，mm小齿轮传递转矩T=9.55×=67330.983N径向力Fr式中α——分度圆压力角，标准齿轮α代入数据得：FF支承反力计算在水平面上FF在垂直面上F轴承Ⅰ的总支承反力：F轴承Ⅱ的总支承反力：F轴弯矩计算在水平面上a—a剖面左侧：Ma—a剖面右侧：M在垂直平面M合成弯矩a—a剖面左侧：Ma—a剖面右侧：M轴转矩计算T5．轴的受力简图（b）、弯矩图(c、d、e)和转矩图(f)五校核轴的强度此轴几乎为对称布置，但a—a剖面左侧使用套筒固定齿轮，轴径比右侧小，故a—a剖面左侧为危险剖面。由参考文献[1]查得，抗弯截面模量为W式中d——a—a截面轴的直径，d=60mm；b——键槽的宽度，b=18mm；t——键槽的深度，t=7mm。W=0.1同理，抗扭截面模量为WTσσσ扭剪应力：ττ对于调质处理的45钢，由参考文献[1]表10.1，查得σbσ-键槽引起的应力集中系数，由参考文献[1]附表10.4，查得Kσ=1.825绝对尺寸系数，由参考文献[1]附表10.1，查得εσ轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献[1]附表10.1和附表10.2，得β=0.92。由此，安全系数计算如下：SSS由参考文献[1]附表10.5，查得许用安全系数S=显然S>[S]，故a对于一般用途的转轴，也可按弯扭合成强度进行校核计算。对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，取折合系数α=0.6，当量应力为σ已知轴的材料为45钢，调质处理，查得σb显然，σe<σ-1，六校核键连接的强度键连接的挤压应力计算公式σ式中d——键连接处轴径，mm；T——传递的转矩，T=h——键的高度，mm；l——键连接的计算长度，l=联轴器处键连接的挤压应力σ齿轮处键连接的挤压应力σ取键、轴及联轴器的材料为钢，由参考文献[1]表10.2查得[σ显然，σP七校核轴承寿命计算当量载荷系数P式中FrX、Y——动载荷径向系数和动载荷轴向系数。由于轴向力Fa=0，由参考文献[1]表11.12查得X=1，则当量动载荷P校核轴承寿命由于轴段几乎呈对称分布，受力均匀，故只