哈工大机械设计轴系部件设计

1、Harbin Institute of Technology机械设计大作业五说明书课程名称： 机械设计设计题目： 轴系部件设计院 系： 机电工程学院班 级： 设 计 者： 学 号：指导教师： 设计时间： 2012 年 12月 6日目录机械设计作业任务书-1一、 选择轴的材料-2二、 初算轴径dmin-2三、 结构设计-2四、 轴的受力分析-4五、 校核轴的强度-6六、 校核键连接的强度-8七、 校核轴承寿命-8八、 参考文献-9设计任务: 设计带式运输机中一级齿轮减速器的输出轴轴系部件 带式运输机的传动方案见下图，机器工作平稳、单向回转、成批生产。原始数据如下：方案电动机工作功率P/KW电动机

2、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班室内清洁同时，经过大作业三、四的计算可知输出功率P=2.07kW，转矩T=42055.75Nmm,转速n=470r/min，圆柱齿轮分度圆直径d=52.5mm，齿宽b=52mm。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 dminC3Pnm 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

3、C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106。输出轴所传递的功率： P2=2.07KW，输出轴的转速： nm=470r/min代入数据，得dC3Pnm=10632.07470=17.38 mm 考虑键的影响，将轴径扩大5%， dmin17.381+5%=18.24 mm。圆整取dmin=20mm。三 结构设计 本设计方案是有6个轴段的阶梯轴，轴的径向尺寸（直径）确定，以外伸轴径d1为基础，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、

4、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。为方便轴承部件的部件，箱体采用剖分式结构（1） 轴段本设计中，轴段为轴的最小尺寸dmin=20mm。同时，根据大作业三可知，带轮为A型带，共有三根，故轴段长度l1=（3-1）3+20=50mm。（2） 轴段设计采用轴段轴肩固定，轴肩计算h0.070.1d1=1.42.0mm轴段直径最终由密封圈确定。由参考文献2 表14.4，选用毡圈密封FZ/T 92010-1991中的轴径为25mm的毛毡圈，则轴段直径d2=25mm。（3） 轴承及轴段和轴段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。轴段和轴段上安装轴承，其

5、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6306，由参考文献2 表12.1，内径d=30mm，外径D=72mm，宽度B=19mm，定位轴肩直径damin=37mm。通常同一轴上两轴承取相同型号，故轴段和轴段直径为d3=d6=30 mm。（4） 齿轮及轴段轴段安装齿轮，为便于齿轮的拆装，且与齿轮轮毂配合，取d4=35 mm。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，轴段的长度l4应比齿轮轮毂长略短，由于齿宽L=52 mm，取l4=52 mm。（5） 轴段和轴段齿轮右端采用轴段的轴肩固定，轴肩计算公式h0.070.1d4=2.453.5mm且确定d5还要考虑6211

6、轴承最小定位轴肩直径，d5damin=37 mm，由参考文献2 表9.4中Ra20系列查得标准值，取d5=40 mm。轴环宽度计算公式 b=1.4h=1.4（d5-d4）2=3.5mm 取l5=8 mm。（6） 轴上其他零件设计1 轴上键连接的设计：轴上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。由参考文献2 表11.27查得，采用键6645 GB/T 1096-2003 。2 两侧轴端挡板： 该零件属于标准件，查参考文献2 表12.24,选用螺栓紧固轴端挡圈（GB/T 892-1986），B型，公称直径32mm。3 螺栓： 该零件属于标准件，查，查参考文献

7、2 表11.1.2选用M822。（7） 轴承端盖设计（透盖）查参考文献【3】图7.5可知，e=1.28=9.6mm，取e=10mm，D2D+5.5d螺=116mm，D0=（D2+ D）/2=94mm；根据轴、轴承座的设计，应取m=12mm。 （8） 轴段、的长度轴段、的长度与轴上零件和机体、轴承盖有关。为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承孔座内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上，取轴承上靠近机体内壁的断面与机体内壁的距离为=10mm。在确定齿轮、带轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置后，轴段、的长度就随之确定下来： l2=15+10+12=37mml3=19+10+12+3+2=4

8、6mml6=3+10+19=32mm进而，轴承的支点及力的作用点的跨距也随之确定下来，6306轴承力作用点环厚中点10.5mm，取此点为支点，则可得各跨距 L1=71.5 mm，L2=55.5 mm，L3=55.5 mm。(9) 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：d1=20 mm，d2=25 mm，d3=30 mm， d4=35 mm， d5=40mm，d6=40 mm；阶梯轴各段长度：l1=50 mm，l2=37 mm ，l3=30mm，l4=50 mm， l5=40mm，l6=32 mm；各支点跨距：L1=71.5 mm，L2=55.5 mm，L3=55.5 mm。

9、设计结构草图如下： 、(10) 轴承座结构设计本次设计中采用整体式轴承座。按照设计方案的要求，轴承座中心孔高H=160mm，轴承座腹板壁厚13mm，筋厚10mm，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,地脚螺栓的扳手空间C1=22mm，C2=20mm，沉头座直径d2=32mm.四 轴的受力分析1. 齿轮受力计算圆周力Ft Ft=2T3d3 式中 T3小齿轮传递的扭矩，Nmm； d3小齿轮分度圆直径，mm。小齿轮传递转矩 T3= 42055.75 Nmm径向力Fr Fr=Fttan 式中 分度圆压力角，标准齿轮=20 代入数据得： Ft=242

10、055.7552.5=1602.12 N Fr=Fttan20=583.13N2. 支承反力计算在水平面上FH1=FrL3L2+L3=583.1355.555.5+55.5N=291.565 N FH2=Fr-FH1=583.12-291.565N=291.565 N 在垂直面上 FV1=FV2=Ft2=1602.122N=801.06 N轴承的总支承反力： FR1=FH12+FV12=291.5652+801.062=852.47 N轴承的总支承反力： FR2=FH22+FV22=291.5652+801.062=852.47N3. 轴弯矩计算 在水平面上aa剖面左侧：MaH=FH1L2=2

11、91.56555.5=16181.86 Nmmaa剖面右侧：MaH=FH2L3=291.56555.5=16181.86 Nmm在垂直平面MaV=FV1L2=801.0655.5=44458.03 Nmm合成弯矩aa剖面左侧： Ma=MaH2+MaV2=16181.862+44458.032=47311.40 Nmmaa剖面右侧： Ma=MaH2+MaV2=16181.862+44458.032=47311.40Nmm4. 轴转矩计算T=T4=T3i2齿轮=42055.75119210.96=.28Nmm5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

12、置，但aa剖面左侧使用套筒固定齿轮，轴径比右侧小，故aa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=0.1d3-bt(d-t)22d 式中 daa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=0.1d3-btd-t22d=0.1353-63.535-3.52235=3989.825 mm3 同理，抗扭截面模量为 WT=0.2d3-btd-t22d=0.2353-163.535-3.52235=8277.325 mm3弯曲应力： b=MW=47311.825=11.86 MPa a=b=11.86 MPa m=0扭剪应力： T=TWT=.3

13、25=27.64 MPa a=m=T2=27.642=13.82 MPa对于调质处理的45钢，由参考文献1 表10.1，查得b=650 MPa，-1=300 MPa，-1=155 MPa；材料的等效系数=0.2，t=0.1。键槽引起的应力集中系数，由参考文献1 附表10.4，查得K=1.825，K=1.625。 绝对尺寸系数，由参考文献1 附表10.1，查得=0.75，=0.75。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=0.92。 由此，安全系数计算如下：S=-1Ka+m=3001.8250.920.7511.86+0.20=9.56S=-1Ka+m=1551

14、.6250.920.7513.82+0.20=4.76S=SSS2+S2=9.564.769.562+4.762=4.26由参考文献1 附表10.5，查得许用安全系数S=1.31.5。显然SS，故aa剖面安全。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=0.6，当量应力为e=b2+4()2=11.862+4(0.627.64)2=35.22MPa已知轴的材料为45钢，调质处理，查得b=650 MPa，-1=60 MPa。显然，e-1，故轴的aa剖面左侧强度满足要求。六 校核键连接的强度键连接的挤压应力计算公式P=4Tdhl 式中

15、d键连接处轴径， mm； T传递的转矩，T=T4=.28 Nmm； h键的高度，mm； l键连接的计算长度，l=L-b=50-6=44 mm。联轴器处键连接的挤压应力P1=4Tdhl=4.28206（50-6）=143.321MPa齿轮处键连接的挤压应力P2=4Tdhl=4.28356(50-6）=99 MPa 取键、轴及联轴器的材料为钢，由参考文献1 表10.2查得p=120150MPa。显然，P2P1p，故强度足够。七 校核轴承寿命1. 计算当量载荷系数P=XFr+YFa 式中 Fr、Fa轴的径向载荷和轴向载荷； X、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，Y=0。则当量动载荷 Pr=XFr1=FR1=852.47 N2. 校核轴承寿命 由于轴段几乎呈对称分布，受力均匀，故只需校核轴承。轴承在100以下工作，由参考文献1 表10.10查得，fT=1；载荷平稳，由参考文献1 表11.