哈工大机械设计大作业轴系部件设计完美版.docx

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HarbinInstituteofTechnology

课程设计说明书

课程名称：

机械设计

设计题目：

轴系部件设计

院系：

班级：

设计者：

学号：

指导教师：

郑德志

设计时间：

2014年11月

哈尔滨工业大学

目录

一、选择轴的材料……………………………………………………………1

二、初算轴径……………………………………………………………1

三、轴承部件结构设计…………………………………………………2

3.1轴向固定方式……………………………………………………………2

3.2选择滚动轴承类型……………………………………………………………2

3.3键连接设计………………………………………………………2

3.4阶梯轴各部分直径确定…………………………………………………………3

3.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定……………………………………………4

四、轴的受力分析……………………………………………………………5

4.1画轴的受力简图……………………………………………………………5

4.2计算支反力……………………………………………………………5

4.3画弯矩图……………………………………………………………6

4.4画转矩图……………………………………………………………6

五、校核轴的弯扭合成强度……………………………………………………8

六、轴的安全系数校核计算……………………………………………………9七、键的强度校核………………………………………………………………10

八、校核轴承寿命………………………………………………………………11

九、轴上其他零件设计…………………………………………………………12

十、轴承座结构设计……………………………………………………………12

十一、轴承端盖（透盖）………………………………………………………13

参考文献………………………………………………………………13

一、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小型功率。

因此轴所承受的扭矩不大。

故选45号钢，并进行调质处理。

二、初算轴径

对于转轴，按扭转强度初算直径：

d≥9.55×106Pn10.2[τ]=C3Pn1

式中 d——轴的直径；

P——轴传递的功率，kW；

n1——轴的转速，r/min;

[τ]——许用扭转剪应力，MPa;

C——由许用扭转剪应力确定的系数；

由大作业四知P=3.802kw

所以：

d≥36.99mm

本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即

d≥36.99×1+5%=38.84mm

按照GB2822-2005的20系列圆整，取d=40mm。

根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸b×h=12×8，轮毂上键槽的尺寸

b=12mm，=3.3mm

3、设计轴的结构

3.1轴承机构及轴向固定方式

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有尘，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用唇形圈密封，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型普通平键连接，齿轮、带轮所在轴径相等，两处键的型号均为128GB/T1096—1990。

3.4各轴段直径确定

（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=40mm。

（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[1]图10.9计算得到轴肩高度

h=0.07~0.1d=0.07~0.1×40=2.8~4mm

d2=d6=d1+2×h=40+2×2.8~4=45.6~48mm

由参考文献[2]表14.4，唇形圈密封的轴径d=45mm，所以取d2=d6=45mm.密封圈代号为B45628。

（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6310，d=50mm，外形尺寸D=110mm，B=27mm，轴件安装尺寸da=60mm。

因为带式运输机为开式结构，所以采用脂润滑。

d3=d5=50mm。

（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

3.5各轴段长度确定

（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=2~3d3=2~3×50=100~150mm

取L=120mm。

则轴段4长度

l4=L-B=120-27=93mm

（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=27mm

（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=1~2d螺钉=1~2×6=6~12mm，m=15mm，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离，则轴段6长度

同时取

（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=40mm，轴段7长度l7=56mm。

（5）计算

L1=88mm，L2=120mm，L3=81.5mm

，，

4、轴的受力分析

4.1画轴的受力简图

轴的受力简图见图3。

4.2计算支承反力

传递到轴系部件上的转矩

T1=9.55×106×Pn1=9.55×106×3.802960/2=75636N·mm

齿轮圆周力

Ft=2T1d1=2×7563668=2225N

齿轮径向力

Fr=Fttanα=2225×tan20°=809.83N

齿轮轴向力

带轮压轴力

Q=1459N

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Q=2188.5N计算。

在水平面上：

R1H=Q×L1+L2-Fr×L3L2=2188.5×88+120-809.83×81.5120=3243.39N

R2H=-R1H+Q+Fr=-3243.39+2188.5+809.83=-245.06N

在垂直平面上

R1V=FtL3L2=2225×81.5120=1511.146N

R2V=-Ft+R1V=-2225+1511.146=-3736.146N

轴承1的总支承反力

R1=R1H2+R1V2=3243.392+1511.1462=3578.15N

轴承2的总支承反力

R2=R2H2+R2V2=（-245.06）2+（-3736.146）2=3744.174N

4.3画弯矩图

竖直面上，II-II截面处弯矩最大，MIIH=135725N∙mm；

水平面上，I-I截面处弯矩最大，MIH=172891.5N∙mm；

合成弯矩， I-I截面：

MI=172891.5N∙mm

II-II截面：

MIIH=144435.4N∙mm；

竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图5.4所示

4.4画转矩图

作用在轴上的转矩为大带轮的输入转矩

T1=9.55×106×Pn1=9.55×106×3.802960/2=75636N·mm

转矩图如图5.4所示

图3

5、校核轴的强度

Ⅱ-Ⅱ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[1]式9.3，有

σe=（M1W）2+4（αT1WT）2=（172891.54287.5）2+4（0.3×756368575）2=40.67MPa≤[σ]-1b

式中：

——1-1截面处弯矩，MI=172891.5N∙mm；

——1-1截面处转矩，T1=75636N·mm；

——抗弯剖面模量，由参考文献[1]附表9.6，

；

——抗扭剖面模量，由参考文献[1]附表9.6，

；

——根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，；

——对称循环的许用弯曲应力，轴材料为45钢进行调制处理，由参考文献 [1]表9.3查得σb=650MPa，由表9.6查得[σ]-1b=60MPa。

因此，校核通过

6轴的安全系数校核计算

弯曲应力：

σb=MIW=172891.54287.5=40.32MPa

σa=σb=40.32MPa,σm=0

扭剪应力：

τT=T1WT=756368575=8.82MPa

τa=τm=τT2=4.41MPa

安全系数：

Sσ=σ-1Kσβεσσa+Ψσσm=3001.8250.92×0.84×40.32+0.2×0=3.151

Sτ=τ-1Kτβεττa+Ψττm=1551.6250.92×0.82×4.41+0.1×4.41=15.59

S=SσSτSσ2+Sτ2=3.151×15.593.1512+15.592=3.089≥S=1.5~1.8

式中：

——只考虑弯矩时的安全系数；

——只考虑转矩时的安全系数；

、——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[1]表9.3，45号钢调质处理，；

——键槽引起的有效应力集中系数，由参考文献[1]附表9.10、附表9.11，；

——零件的绝对尺寸系数，由参考文献[1]附图表9.12，εσ=0.84， ετ=0.82；

——表面质量系数，β=β1β2，由参考文献[1]附表9.8、附表9.9，；

——把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由参考文献[1]9.5.3节，；

——弯曲应力的应力幅和平均应力，σa=40.32MPa,σm=0；

——扭转剪应力的应力幅和平均应力，τa=τm=τT2=4.41MPa；

——许用疲劳强度安全系数，由参考文献[1]表9.13，；

校核通过。

7校核键连接的强度

由参考文献[1]式41

式中：

——工作面的挤压应力，；

——传递的转矩，；

——轴的直径，；

——键的工作长度，，A型，，为键的公称长度和键宽；

——键与毂槽的接触高度，；

——许用挤压应力，，由参考文献[1]表4.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击，,取110Mpa。

轴段1上的键和轴段7上的键，由于轴的直径相同，键取相同的b，h值，l都取25mm，可以计算挤压应力：

σp=2T1kld=2×7563672（25-8）×25=101.7MPa≤[σ]p=110MPa；校核通过；

8校核轴承的寿命

轴承不受轴向