哈工大机械设计大作业轴系部件设计完美版文档格式.docx

1、三、轴承部件结构设计 23.1轴向固定方式 23.2选择滚动轴承类型 23.3键连接设计 23.4阶梯轴各部分直径确定33.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 4四、轴的受力分析 54.1画轴的受力简图 54.2计算支反力 54.3画弯矩图 64.4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

2、转轴，按扭转强度初算直径：d9.55106Pn10.2=C3Pn1式中d轴的直径；P轴传递的功率，kW；n1轴的转速，r/min;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：d36.99mm本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即d36.991+5%=38.84mm按照GB2822-2005的20系列圆整，取d=40 mm。根据GB/T10961990，键的公称尺寸bh=128，轮毂上键槽的尺寸b=12mm，=3.3mm3、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

3、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23.2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/T 10961990。3.4

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=0.070.1d=0.070.140=2.84mmd2=d6=d1+2h=40+22.84=45.648mm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

5、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=23d3=2350=100150mm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

6、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=12d螺钉=126=612mm，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=9.55106Pn1=9.553.802960/2=75636Nmm齿

7、轮圆周力Ft=2T1d1=27563668=2225N齿轮径向力Fr=Fttan=2225tan20=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=QL1+L2-FrL3L2=2188.588+120-809.8381.5120=3243.39NR2H=-R1H+Q+Fr=-3243.39+2188.5+809.83=-245.06N在垂直平面上R1V=FtL3L2=222581.5120=1511.146NR2V=-Ft+R1V=-2225+1511.146=-

8、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=3744.174N4.3画弯矩图竖直面上，II-II截面处弯矩最大，MIIH=135725Nmm；水平面上，I-I截面处弯矩最大，MIH=172891.5Nmm；合成弯矩，I-I截面：MI=172891.5NmmII-II截面：MIIH=144435.4Nmm； 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转矩图如图5.4所示图35

9、、校核轴的强度-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e=（M1W）2+4（T1WT）2=（172891.54287.5）2+4（0.3756368575）2=40.67MPa-1b式中：1-1截面处弯矩，MI=172891.5Nmm；1-1截面处转矩，T1=75636Nmm；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b=650MPa，由表9.6查得-1b=60MPa。因此，校核通过6

10、轴的安全系数校核计算弯曲应力：b=MIW=172891.54287.5=40.32MPaa=b=40.32MPa,m=0扭剪应力：T=T1WT=756368575=8.82MPaa=m=T2=4.41MPa安全系数：S=-1Ka+m=3001.8250.920.8440.32+0.20=3.151S=-1Ka+m=1551.6250.920.824.41+0.14.41=15.59S=SSS2+S2=3.15115.593.1512+15.592=3.089S=1.51.8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

11、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，=0.84，=0.82；表面质量系数，=12，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，a=40.32MPa,m=0；扭转剪应力的应力幅和平均应力，a=m=T2=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：p=2T1kld=27563672（25-8）25=101.7MPap=110MPa；校核通过；8校核轴承的寿命轴承不受轴向