哈工大机械设大作业-轴系部件设计说明书

1、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i1轴承座中心高H/mm最短工作年限5.4.42.2940603.22005年2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 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C=106118，考虑轴端弯

2、矩比转矩小，故取C=106。输出轴所传递的功率： P3=PdV带轴承 =2.20.960.99 =2.09088 kW高速轴的转速： nm=nwi1=298.413 r/min代入数据，得dC3Pnm=10632.413=20.284 mm 考虑键的影响，将轴径扩大5%， dmin20.2841+5%=21.30 mm。三 结构设计1. 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=8mm，机体上的轴承旁连接螺栓直径d2=12 mm，C1=18 mm，C2=16 mm，为保证装拆螺栓所需要的扳手空间，轴承座内壁至坐孔外端面距离 L=+C1

3、+C2+58mm=4750 mm 取L=48 mm。 2轴的结构设计 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、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。（1） 联轴器及轴段本设计中，轴段为轴的最小尺寸dmin。因此，轴段与联轴器的设计同时进行。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

4、KA=1.5，则计算转矩Tc=KAT3=KA9.55106Pdnwi1V带轴承=1.59.551062.29400.960.99=.58 Nmm由参考文献2 表13.1可以查得GB/T 5014-2003中的LH2型弹性柱销联轴器符合要求。其参数为：公称转矩 Nmm，许用转速为5600 r/min，轴孔直径范围2232mm。考虑dmin=21.30 mm，取轴孔长度44 mm，J型轴孔，A型键。相应地，轴段的直径为d1=25 mm，轴段的长度应比联轴器主动段轴孔长度略短，故取l1=42 mm。（2） 密封圈及轴段联轴器采用轴段的轴肩固定，轴肩计算h0.070.1d1=1.82.5mm轴段直径最

5、终由密封圈确定。由参考文献2 表14.4，选用毡圈油封FZ/T 92010-1991中的轴径为30mm的，则轴段的直径d2=30 mm。（3） 轴承及轴段和轴段考虑轴系部件轴向力较小，轴承类型选择深沟球轴承。轴段和轴段上安装轴承，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6207 GB/T 276-1994，由参考文献2 表12.1，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，定位轴肩直径damin=42 mm。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=35 mm。（4） 齿轮及轴段轴段安装齿轮，为便于齿轮的拆装，d4应略大于d3，取d4=40 mm

6、。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应比齿轮齿宽略短，由于齿宽L=68mm，取l4=66 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=2.84mm且确定d5还要考虑6207轴承最小定位轴肩直径，d5damin=42 mm，由参考文献2 表9.4中Ra20系列查得标准值，取d5=48 mm。轴环宽度计算公式 b=1.4h=1.4（d5-d4）2=5.6 mm 取l5=14mm。（6） 机体和轴段、的长度机体和轴段、的长度l2、l3、l6除与轴上零件有关外，还与机体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮壁面与机体内壁间留有足够

7、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=10mm。采用凸缘式轴承盖，由6207轴承参数及参考文献2 表12.6，取凸缘厚度e=10mm。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、的长度就随之确定下来，即 l2=L-B+e+K=48-10-17+12+2=35 mm l3=B+H+

8、2=17+15+10+2=44 mml6=B+H+2-l5=17+15+10+2-14=30 mm进而，轴承的支点及力的作用点的跨距也随之确定下来。6207轴承力作用点环厚中点8.5mm，取此点为支点。取联轴器轮毂中点为力作用点。则各跨距 L1=64.5 mm，L2=68.5 mm，L3=68.5 mm。（7） 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87 GB/T 1096-2003和键128 GB/T 1096-2003。（8） 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=25 mm，d2=30 mm，d3=3

9、5 mm， d4=40 mm， d5=48 mm，d6=35 mm。阶梯轴各段长度：l1=42mm，l2=35 mm ，l3=44 mm，l4=66 mm l5=14 mm，l6=30 mm。各支点跨距：L1=64.5 mm，L2=68.5 mm，L3=68.5 mm。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=9.55106Pdnwi1V带轴承 =9.551062.29400.960.99 =66913.721 Nmm径向力Fr Fr=Fttan 式中 分度圆压力角，标准齿轮=20 代

10、入数据得： Ft=266913.72161=2230.32 N Fr=Fttan20=811.820 N2. 支承反力计算在水平面上FH1=FrL3L2+L3=830.49168.569.5+68.5N=415.246 NFH2=Fr-FH1=811.820-415.246N=396.574 N 在垂直面上 FV1=FV2=Ft2=2230.322N=1115.160 N轴承的总支承反力： FR1=FH12+FV12=415.2462+1115.1602=1189.963 N轴承的总支承反力： FR2=FH22+FV22=396.5742+1115.1602=1183.576 N3. 轴弯矩计

11、算 在水平面上aa剖面左侧：MaH=FH1L2=415.24668.5=28859.597 Nmmaa剖面右侧：MaH=FH2L3=396.57468.5=27561.893 Nmm在垂直平面MaV=FV1L2=1115.16068.5=77503.620 Nmm合成弯矩aa剖面左侧： Ma=MaH2+MaV2=28859.5972+77503.6202=82702.4 Nmmaa剖面右侧： Ma=MaH2+MaV2=27561.8932+77503.6202=82258.6 Nmm4. 轴转矩计算T=T3=9.55106Pdnmi1V带轴承=66913.721 Nmm5轴的受力简图（b）、弯

12、矩图(c、d、e)和转矩图(f)五 校核轴的强度此轴受力大致为对称布置，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=40mm； b键槽的宽度，b=12mm； t键槽的深度，t=5mm。W=0.1d3-bt(d-t)22d=0.1403-125(40-5)2240=5481.25 mm3 同理，抗扭截面模量为 WT=0.2d3-bt(d-t)22d=0.2403-125(40-5)2240=11881.25 mm3弯曲应力： b=MW=82702.45481.25=15

13、.0882 MPa a=b=15.0882 MPa m=0扭剪应力： T=TWT=66913.25=5.632 MPa a=m=T2=7.9462=2.816MPa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+

14、m=3001.8250.920.7515.0882+0.20=7.75S=-1Ka+m=1551.6250.920.752.816+0.20=23.38S=SSS2+S2=7.7523.387.752+23.382=7.356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剖面左侧安全。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=15.08822+4(0.65.632)2=16.53 MPa已知轴的材料为45钢，调质处理，查得b=650 MPa，-1=60 MPa

15、。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 d键连接处轴径， mm； T传递的转矩，T=T3=66913.721 Nmm； h键的高度，mm； l键连接的计算长度，l=L-b。联轴器处键连接的挤压应力P1=4Tdhl=466913.72257（32-8）=63.727 MPa齿轮处键连接的挤压应力P2=4Tdhl=466913.72408(50-12）=22.01 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=1189.963 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11