机械设计轴系设计方案Word下载.docx
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2.设计效果图及说明
本设计效果图如下图所示，设计渲染图由SolidWorks2014与PhotoView360软件制作，在下图中，从左到右依次分别为32917X2圆锥滚子轴承，主轴，28x16普通平键，688mm圆柱斜齿，2mm套筒，170mm圆柱斜齿，4mm套筒以及32917X2圆锥滚子轴承。
［图］1设计效果图
3.主轴设计与校核
3.1.轴材料选择
通过己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屈于中型功率，主要承受扭矩，故选择45号钢，并进行调质处理。
由于45号钢成本适中，是轴的常用材料，且经过调质处理后，可提高其综合性能，所以选为本轴的制作材料。
3.2.估算轴的最小直径
对于转轴，按扭转强度初算直径公式为：
在公式中，P为轴传递的功率，此例中P二40KW,n为轴的转速，C为常数，查机械设计教程中表12-2可知C的范围是118-107,由于此例中轴主要作用是传递扭矩，扭矩小于弯矩，C取110。
求得：
dniin>
81.04nun
考虑到有键槽等应力集中源，将直径加大5%后得到：
dmin二85null
3.3轴的结构设计
由于本设计中的轴需要安装齿轮、轴承等零件，并且各处受力不同，因此,设计成阶梯轴形式，如右图所示。
在本图中，轴从上到下依次固定齿轮3,套筒，齿轮2最终两端由轴承固定，实现传动轴的目的。
本例中轴键主要用于在扭转方向固定齿轮与轴，考虑到减速器需要良好的对中性，并且应该能够适应变载荷受力情况，普通型平键可以满足设计需求。
参阅GB/T1096-2003标准，为保证键连接的强度，选用尺寸为28X16的键较为适宜，最终得到初步设计结果。
［图］2主轴零件图
3.4轴的受力分析
3.4.1计算齿轮受力
传递到轴系部件上的转矩为：
T=9.55X106-=3819000N•mm
N
计算齿轮2有关系数：
圆周力：
I
2T
"
=牛=11101N
径向力：
=竺上=4143.9N
cosb
轴向力：
Fa=
=Fttaiib=2528.9N
计算齿轮3有关系数:
:
=孑=44929Nci
径向力:
Fr
-Ftta"
a-16630.5N
rosb
Fa=Fttanb=8327.9N
3.4.2绘制轴受力图
我们可以根据上一步的齿轮受力结果绘制节点受力简图，后根据节点受力简图即可方便得到轴的分段弯矩公式，最后利用Excel表格的x-y坐标图匸具由弯矩公式求得水平与垂直两方向的弯矩图，如下图4.2.1,4.2.2。
之后我们可以利用上一步的数据合成弯矩绘制弯矩图得到4.2.3,最后一步绘制扭矩T图，并将M图T图两图合并成当量弯矩Me,下图中4.2.5就是最终得到的当最弯矩图，在合成当最弯矩时，系数a近似于0.6。
3.4.3校核薄弱載面
通过观察当量弯矩图可发现，位于x=325处的截面A是当最应力最大面，故A也为本杆件的危险截面，下面通过计算校核截面A。
溥弱截而的校核公式为：
Me
0.1[（y_i]b
其中Me为截而当[量弯矩，在4.2中已求出，具体数值可参见对应excel表格，通过查表得到Me（A）=6005385N-mm,[匚訂匕为轴的许用弯曲应力，通过査表可知调制45#钢对于抗拉强度bB二650,对应值可近似収65。
分别计算得到：
da>
97.3nini
查看设计图纸可知,A截面处均有键槽，故实际直径应比计算值多岀5%-7%,则在考虑键槽应力集中的情况下：
102.1nun
原设计中，da=110mm,均满足校核条件，故原设计合格，能够满足设计需求。
3.5.轴的安全系数校核计算
下面校核危险截面的安全系数。
参考机械设计课本294页公式：
S。
为考虑弯矩时的安全系数，s.为考虑转矩时的安全系数，J为材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，通过查机械设计教材表12-1可知45号钢调质处理，=275MPa,J二155MPa。
匚、瓦为弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由表12-4查普通平键有效应力集中系数表可得两系数分别取1.76,1.54。
%6为零件的绝对尺寸系数，査表12-7可得两系数分别取0.73与0.72。
"
为表面质量系数取0.925,%、几为弯曲时和扭转时的等效系数，取0.2与0.Io
Qa.CTm为弯曲应力的应力幅和平均应力，Ta,Tm为扭转剪应力的应力幅和平均应力。
对于<
Ta、（Jm、Ta、Tm由于之前在绘制弯矩扭矩图中，具体数值己由excel表格公式求出，此处直接査表带入基础材料力学公式即求，此处不赘述。
在带入相关系数后可求得最终结果。
St=8.80So=2.48S=2.60
在本设计方案中，材料选择调制处理45#钢，材质均匀，载荷与应力计算精确，[S]取1.5。
因此S>
[S],轴的危险截面A有足够的疲劳强度，满足设计需求，校核完成。
4.1•轴承选型
通过4.1中的载荷计算可通过静力学推导得轴承1（齿轮2上方），受径向力Fr=2301.8N,轴向力Fa二5799N,轴承2（齿轮3下方）,受径向力Fr二10184.7N,为了保证机械整体安装方便与稳定性，需要选择轴向力与径向力承载能力俱佳的轴承，在参考教材表14-1的轴承主要类型与特性表后，我认为在本设计中，圆锥滚子轴承能够满足设计需求。
由于在轴设计部分中，两端轴承内径d二85mm,参考设计手册GB/T297-1994,得到可选用的轴承共12种型号。
通过基本额定载荷Cr可初步判定，轴承32917-X2额定载荷Cr=74.2KN,满足本设计的承载条件。
120
23
22
r2
125
3400
3800
0.73
0.26
2.3
1.3
32917X2
21.0
1
5
1.5
—
18
96.8
165
0.767
0.33
1.8
32917
21.1
92
111
130
29
27
105
170
2800
3600
1.25
0.35
1.7
0.9
32017X2
27.0
140
220
1.32
0.44
1.4
0.8
32017
28.1
94
117
36
29.5
180
305
1.69
0.29
2.1
1.1
33017
26.2
118
41
32
川
355
2600
2.43
0.41
3.717
33.1
2
95
122
150
30.5
28
-4
178
238
2400
3200
2.06
0.42
30217
30.3
96
132
3&
5
30
228
325
2.68
32217
33.9
B0
49
37
282
415
3.52
33217
36.9
05
128
44.5
34
388
2000
4.96
30317
35.9
99
107
156
255
318
4.69
0.83
0.7
0.4
31317
55.6
4
143
63.5
60
422
592
7.31
32317
43.5
102
GB/T297-1994中规定,径向当量动载荷:
当Fa/FrWe,Pr=Fr：
当Fa/Fr>
e,Pr=0.4Fr+YFao通过查表可知，轴承32918-X2：
e=0.26,Y=2.3。
下面分别校核轴承1与轴承2。
对于轴承1：
Fa
e=f>
0.26;
Pr=OAFr+YFa=14258.4N
Cio
Lio=（p）^=40450h
对于轴承2：
e=FV0.26;
Pr=Fr=10184.7N
C10
So=0尸=64462h
通过查阅预期寿命LIO的参考值，对于每天工作八小时的机械其参考值为14000-30000,若每天运转8小时，则轴承可持续使用约14年，满足设计需求。
5•主轴零件
详见附录1。
详见附录2。
[1]机械设计/陈秀宁,顾大强主编-浙江大学出版社,2011.1
[2]机械设计手册/闻邦椿主编-机械工业出版社
[3]机械工程师设计手册-电子版/北京英科宇科技开发中心
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