轴系部件设计大作业说明书.doc

机械设计大作业说明书题目 轴系部件设计作者 学号 班号 学院 专业 日期 一 设计题目设计带式运输机中的齿轮传动高速轴的轴系部件。二 设计过程1 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理。2 初算轴径dmin由参考文献1表9.4得,C=118106，考虑轴端弯矩比转矩小取C=106。由参考文献1式9.2，dC式中，P轴传递的功率；n轴的转速。则，dmin=C=106mm=31.56mm考虑键槽的影响，取dmin=31.561.05mm=33.14mm。3 结构设计（1） 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构，取机体的铸造壁厚=8mm，机体上轴承旁连接螺栓直径d2=12mm，装拆螺栓所需要的扳手空间C1=18mm，C2=16mm，故轴承座内壁至座孔外端面距离L=+C1+C2+(58)mm=4750mm，取L=50mm。因传递功率较小，齿轮减速的效率高，发热小，估计轴承不会长，故轴承结构设计草图如图， d1 d2 d3 d4 d5 d6 d7 L1 L2 L3 L4 L5 L6 L7 因为齿轮的线速度v=m/s=1.33m/s2m/s，齿轮传动飞溅的润滑油不足于润滑轴承，故采用脂润滑。因为该减速器的工作环境清洁，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用毡圈密封，并在轴上安置挡油板。（2） d1和d7的确定因为dmin=33.14，取d1=d7=35mm。（3） d2和d6的确定由参考文献1表9.5中公式得h=(0.070.1)d1=2.453.5mm，故d2=39.942mm。选择d=40mm的毛毡圈油封，d2=d6=42mm。（4） d3与d5的确定h=(0.070.1)d2=2.944.2mm，故d3=d5=47.8850.4mm,取50mm。由参考文献2表12.1.1选择轴承6310，其内径d=50mm，外径D=110mm,宽B=27mm,圆角r=2mm,动载荷Cr=61.9kN。（5） d4的确定h=(0.070.1)d3=3.55mm，故d4=5760mm,取60mm。（6） 各轴段长的确定1、 由带轮的设计可知，带轮孔长50mm，轴段1的长度应略小于带孔的孔长，取L1=48mm。2、 L3和L5的长度根据轴承和挡油板的宽度确定，B=27mm，则L3=L5=27mm。3、 由齿轮的设计已得到齿轮的轴孔长为56mm，轴段7的长度应略小于齿轮的轴孔长，取L7=54mm。4、 轴段4的长度要比相配齿轮轮毂长度b略短，取L4=b-（23）mm=40.539.5mm，取L4=40mm。5、 轴承内端面与机体内壁间要有一定距离，取=10mm。为避免齿轮与机体内壁相碰，在齿轮端面与机体内壁间留有足够的间距H，取H=15mm。采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=10mm。带轮轮毂边缘与轴承盖间应有足够的间距K，取K=20mm。故L2=(L-B-)+e+K=(50-27-10)+10+20mm=43mmL6=（H+B）-L5=（15+10+27）-27mm=25mm（7） 键的设计由参考文献2表11.27得，带轮与齿轮的轴的连接采用A型普通平键，分别为键1045GB/T1096-2003及键1050GB/T1096-2003。4 轴的受力分析（1） 轴的受力简图及各点力的计算 R2V R1V T R1H R2H FrF1 l1= 80.5mm l=81mm l2=65.5mm由V带传动大作业部分可知带轮压轴力Fq=863.81N带初次装在带轮上所需初拉力比正常工作时大，将其扩大50%，Fq=（1+50%）863.81N=1295.72N由齿轮大作业部分可知转矩T=44609.147Nmm齿轮圆周力Ft=2099.25N齿轮径向力Fr=Fttan=2099.25tan20=764.07N齿轮轴向力Fa=0在水平面上R1H=-1965.58NR2H=-R1H-Fq-Fr=1965.58-1295.72-764.07=-94.21N在垂直面上R1V=1697.54NR2V=-(Ft+R1v)=-(2099.25+1697.54)=-3796.79N轴承1的总支承反力R1=2597.14N轴承2的总支承反力R2=3797.96N轴的弯矩图、转矩图如下垂直面137500.88Nmm水平面104305.46Nmm50046.59Nmm合成146325.50Nmm104305.46Nmm转矩44609.147Nmm5 核对轴的强度-截面上受弯矩最大，为危险截面因无键槽,W=0.1=0.1=12500WT=0.2=0.2=25000=0.3按弯扭合成强度计算：e=11.75MPa查参考文献1表9.7得-1b=55MPa显然eS=1.51.86 键的强度校核带轮处挤压应力1=14.16MPa齿轮处挤压应力2=12.75MPa因为1、2=100120MPa，所以键的强度满足要求。7 校核轴承寿命当量动载荷P=XFr1+YFr2,本设计中，轴不受轴向力，所以YFr2=0,X=1。即P=XFr1,P=Fr1=3797.96。因为轴承在100以下工作，查文献1表10.10的fT=1,同时载荷变动小，查表10.11得fp=1.01.5，取fp=1.5，由文献2表12.1.1得基本动载荷C=61900N，所以Lh=47762.41h已知运输机的使用寿命为=525028=20000hLh所以寿命合格。8 轴承端盖的设计轴承端盖的结构如图轴承盖的厚度e=1.2d3,d3为螺钉直径，取螺钉M616，则d3=6mm,得e=7.2mm,取e=8mm。轴承盖直径为D2=D+(55.5)d3=110+(55.5)6=140143mm，取D2=140mm。螺钉所在圆的直径D0=0.5(D+D2)=0.5(110+140)=125mm。其它尺寸m=17mm，D4=100mm,d1=42mm,b1=16mm。9 轴承挡圈由文献2表11.24得选用A型挡圈GB/T891 40D=