轴系设计大作业

1、目录机械设计作业任务书1一、选择材料，确定许用应力2二、按扭转强度估算轴径2三、设计轴的结构2轴段1和轴段73轴段2和轴段63轴段3和轴段53轴段43轴承座宽与轴段2、6的长度4键槽4四、轴的受力分析4画轴的受力简图4计算支承反力4画弯矩图5画转矩图6五、校核轴的强度6按弯扭合成强度计算7轴的安全系数校核计算7六、校核键连接的强度9七、校核轴承的寿命9计算当量动载荷9校核寿命10八、轴上其他零件设计10键10密封用毛毡圈10两侧轴端挡板11大带轮11小齿轮11九、轴承座及轴承端盖结构设计11轴承座11轴承端盖（透盖）12十、参考文献12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目:带式运输机 结构简图

2、见下图：原始数据如下：机器工作平稳，单向回转，成批生产方案pm（kw）轴承座中心高h（mm）最短工作年限l工作环境537108021703年3班室内清洁一、 选择材料，确定许用应力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。故选择45号钢，并进行调质处理。（由于45号钢成本适中，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。）二、 按扭转强度估算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：其中轴传递的功率，轴的转速，r/minc由许用扭转剪应力确定的系数。查表10.2得c=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，取c=106。由于考虑到轴的

3、最小直径处要安装大带轮，会有键槽存在，故将其扩大5%，得，按标准gb2822-81的圆整后取三、 设计轴的结构由于本设计中的轴需要安装带轮、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，共分为七段。以下是轴段的草图：轴段轴段轴段轴段轴段轴段轴段 轴承部件的结构形式：为方便轴承部件的拆卸，减速器的机体采用剖分式结构。轴承部件的固定方式采用两端固定。所设计的轴承部件的结构形式如图所式。然后，按照轴上零件的安装顺序，从（即安装带轮处）开始设计。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，；轴段2和轴段6

4、轴段2和轴段6的确定应考虑齿轮、带轮的固定和密封圈的尺寸。由课本图10.7计算得轴肩高度 ，由机械设计课程设计（修订版）p156表14.4，毡圈油封的轴径，所以；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，选用圆锥滚子轴承。暂取轴承型号为nj207e，由机械设计课程设计（修订版）p141表12.4，轴承内径，外径，宽度，轴件定位直径。因为轴承的值小于，所以选用脂润滑。取，这两个轴段端部倒角c1，以使安装方便；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。由于该轴段上无传动零件，因此应先确定两轴承跨距，按照一般情况 ，取，则轴承座宽

5、与轴段2、6的长度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，为此取轴承上靠近轴承座内壁的距离；为保证拧紧上下轴承座连接螺栓所需扳手空间，轴承座应有足够的宽度c，可取；轴承盖凸缘厚度；为避免齿轮、带轮轮毂端面转动时与不动的轴承盖连接螺栓相碰，齿轮、带轮轮毂端面与轴承盖之间应有足够的间距k，对齿轮，可取，这样，轴段6的长度就确定了，这样，。由于带轮比较大，故设计成腹板式，为节省空间，优化轴的受力，可将轴段进一步缩短，紧固螺栓等可以伸入带轮的空间中，故取。键槽为了加工方便，轴段1和轴段7上的键槽宽度相同，由机械设计课程设计（修订版）p135表11.

6、28，键槽，a型键，轴段1上键槽长度32mm，轴段7上键槽长度28mm；取键槽中点为力的作用点，则可得跨距，。四、 轴的受力分析画轴的受力简图轴的受力简图、弯矩图、转矩图画在一起，绘于第6页上。计算支承反力传递到轴系部件上的转矩齿轮圆周力齿轮径向力齿轮轴向力带轮压轴力，其中为带轮预紧力，为带轮包角。设计中，大带轮直径为200mm，小带轮直径为100mm，可算得。带轮预紧力式中设计功率；带的速度，与小带轮速度一致；带的根数；包角修正系数，查课本p104表7.8得；m普通v带每米长度质量，查课本表7.1得m=0.1kg/m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

7、50%，按计算。在水平面上在垂直平面上轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力画弯矩图竖直面上，i-i截面处弯矩最大，；水平面上，ii-ii截面处弯矩最大，；i-i截面处的弯矩为57866合成弯矩，i-i截面：ii-ii截面：画转矩图iii158976176172169179176172合成弯矩图转矩图水平面弯矩图竖直面弯矩图7666957866176172iii单位：轴的受力简图、弯矩图、转矩图五、 校核轴的强度i-i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由课本p200式10.3，式中：1-1截面处弯矩，；1-1截面处转矩，；抗弯剖面模量，由课本p205附表10.1，；

8、抗扭剖面模量，由课本p205附表10.1，；根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，；对称循环的叙用弯曲应力，由课本p201表10.4，。因此，校核通过。轴的安全系数校核计算弯曲应力：,扭剪应力：由课本p201式10.4、10.5、10.6，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，由课本p192表10.1，45号钢调质处理，；弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由课本p206、p207附表10.3、附表10.4，；零件的绝对尺寸系数，由课本p207附图10.1，；表面质量系数，由课本p207附图10.1和p205附表10.2，；把弯

9、曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由课本p192表10.1，；弯曲应力的应力幅和平均应力，；扭转剪应力的应力幅和平均应力，；许用疲劳强度安全系数，由课本p202表10.5，；校核通过。六、 校核键连接的强度由课本p185式6.1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，由课本p85表6.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击，。（1） 对于轴段1上的键；校核通过；（2） 对于轴段7上的键；校核通过。七、 校核轴承的寿命轴承不受轴向力，只有径向力，且，所以只校核轴承2即左轴承即可。计算当量动载荷由课本

10、p219式11.2；式中：当量动载荷，；轴承的径向载荷和轴向载荷，；动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由。校核寿命由课本p219式11.1c式中：轴承的基本额定寿命，；轴承的预期寿命，三年三班，每年按300天计，；轴承的基本额定动载荷，由机械设计课程设计（修订版）p141表12.4，查轴承nj207e，；寿命指数，对于滚子轴承，；温度系数，由课本p218表11.9，工作温度，；载荷系数，由课本p219表11.10，中等冲击，取；，校核通过。八、 轴上其他零件设计键在“设计轴的结构”部分提到，轴上的键槽选择，a型键，轴段1上键槽长度32mm，轴段7上键槽长度28mm。由于键是标准件，查阅机械设计课

11、程设计（修订版）p135表11.28，得到键和键槽的各部分尺寸。密封用毛毡圈毛毡圈所在轴段的直径为30mm，查机械设计课程设计（修订版）p156表14.4，可得毛毡圈的尺寸参数。两侧轴端挡板该零件也属于标准件。查阅机械设计课程设计（修订版）p130表11.22，选用螺栓紧固轴端挡圈（gb/t 892-1986），b型，公称直径30mm。由于以上零件都属于标准件，其参数不再赘述。大带轮根据设计课题的要求和已经完成的小带轮参数，带传动环节使用了5根a型v带，大带轮基准直径。据此查阅课本p108表7.9，可得其轮槽尺寸参数。由于带轮的尺寸较大，故选用了腹板式结构。其参数按照课本p107的公式算得：，

12、取50mm；取42mm；取腹板厚度c=16mm。带轮宽度b=80mm。小齿轮在已经结束的齿轮设计中，小齿轮的宽度为20mm，为了安装，需要设计凸出的毂，选择向一侧伸出，长度15。由于分度圆直径只有68，因而选择整体式。九、 轴承座及轴承端盖结构设计轴承座考虑到安装方便，本次设计中选用剖分是轴承座。按照设计方案的要求，轴承座孔中心高h=170mm，根据机械设计作业指导p31的公式：地脚螺栓的直径。轴承盖连接螺栓的直径。轴承旁连接螺栓的直径。因此，上述三处分别选用选用m20、m8、m16的螺栓。得到地脚螺栓的直径之后，查表格，可确定螺栓中心线距障碍物的距离，距凸缘边缘的距离，沉头座孔直径d=32。两连接螺栓间的距离取轴承端盖外径。得到上述尺寸后，可以设计其他部分尺寸：轴承座腹板壁厚，筋厚。四个地脚螺栓矩形排布，间距为90mm，176mm。轴承端盖（透盖）由本次设计的特点，可选用凸缘式轴承盖，其中嵌入毛毡圈以密封。由机械设计课程设计（修订版）p228图号21中的经验公式得到相关尺寸：，取。（此处的是螺栓直径，即设计轴承座时的），取130mm。根据轴、轴承座的