哈工大 轴系部件设计542

1、Harbin Institute of Technology机械设计大作业 课程名称： 机械设计 设计题目： 轴系部件设计 院 系： 机电工程学院 班 级： 08108 设 计 者： 学 号： 指导教师： 古乐 设计时间： 2013/11/28 哈尔滨工业大学机械设计大作业轴系部件设计说明书题目：行车驱动装置的传动方案如下图所示。室内工作、工作平稳、机器成批生产，其他数据见下表。方 案电动机工作功率Pd/kW电动机满载转速nm/(r/min)工作机得转速nw/(r/min)第一级传动比i1轴承座中心高H/mm最短工作年限5.4.23960503.32503年3班一 选择轴的材料因为传递功率不大

2、，轴所承受的扭矩不大，故选择45号钢，调质处理。二 初算轴径dmin 对于转轴，按扭转强度初算直径 dminC3Pnm 式中 P轴传递的功率； C由许用扭转剪应力确定的系数； n轴的转速，r/min。由参考文献1 表10.2查得C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106。输出轴所传递的功率： P3=Pd·V带 =3×0.96 =2.88 kW输出轴的转速： nm=nwi1=960400125=300 r/min代入数据，得dC3Pnm=10632.88300=22.528 mm 考虑键的影响，将轴径扩大5%， dmin22.528×1+5%=23.65

3、5 mm。三 结构设计1. 轴承部件机体结构形式及主要尺寸 为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构。取机体的铸造壁厚=8mm，机体上的轴承旁连接螺栓直径d2=12 mm，C1=18 mm，C2=16 mm，为保证装拆螺栓所需要的扳手空间，轴承座内壁至坐孔外端面距离 L=+C1+C2+58mm=4750 mm 取L=48 mm。 2轴的结构设计 本设计方案是有6个轴段的阶梯轴，轴的径向尺寸（直径）确定，以外伸轴径d1、d8为基础，考虑轴上零件的受力情况、轴上零件的装拆与定位固定、与标准件孔的配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各轴段的直径；而轴的轴向尺寸（长度）确定，则考

4、虑轴上零件的位置、配合长度、支承结构情况、动静件间的距离要求等因素，通常从与传动件的轴段开始，向两边展开。（1） 轴段本设计中，轴段为轴的最小尺寸dmin。考虑dmin=23.655 mm，考虑v带大带轮长度L=60mm取轴孔长度58 mm，J型轴孔，A型键。相应地，轴段的直径为d1=25 mm，轴段的长度应比带轮长度略长，故取l1=58 mm。（2） 密封圈及轴段联轴器采用轴段的轴肩固定，轴肩计算h0.070.1d1=1.752.5mm轴段直径最终由密封圈确定。由参考文献2 表14.4，选用毡圈油封FZ/T 92010-1991中的轴径为30mm，则轴段直径d2=30 mm。（3） 轴承及轴

5、段和轴段考虑轴系部件几乎呈对称布置，且没有轴向力，轴承类型选择角接触轴承。轴段和轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。初选轴承型号7207C，由参考文献2 表12.3，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，定位轴肩直径damin=42 mm。通常同一轴上两轴承取相同型号，故轴段和轴段直径为d3=d6=35 mm。（4） 齿轮及轴段轴段安装齿轮，为便于齿轮的拆装，且与齿轮轮毂配合，取d4=38 mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即仅靠，轴段的长度l4应比齿轮轮毂长略短，由于齿宽L=64 mm，取l4=62 mm。（5） 轴段和轴段齿轮

6、右端采用轴段的轴肩固定，轴肩计算公式h0.070.1d4=2.663.8mm且确定d5还要考虑7207C轴承最小定位轴肩直径，d5damin=42 mm，由参考文献2 表9.3中Ra20系列查得标准值，取d5=45 mm。轴环宽度计算公式 m=1.4h=1.4（d5-d4）2=3.5 mm 取l5=14 mm。（6） 机体和轴段、的长度机体和轴段、的长度l2、l3、l6 除与轴上零件有关外，还与机体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮壁面与机体内壁间留有足够间距H，由参考文献1 表10.3，取H=15mm。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。

7、由参考文献1 表10.3，取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离=10mm。采用凸缘式轴承盖，由7207C轴承参数及参考文献2 表12.6，取凸缘厚度e=12mm。为避免带轮轮毂端面与轴承盖连接螺栓头相碰，并便于轴承盖上螺栓的装拆，带轮轮毂端面与轴承盖间应用足够的间距K，取K=5mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖及联轴器的相互位置后，轴段、的长度就随之确定下来，即l2=L-B+e+K=48-10-17+12+5=38mm l3=B+H+2=17+15+10+2=44 mml6=B+H+-l5=17+15+10-14=28 mm进而，轴承的支点及力的作用点的跨距也随之确定下来。7207C

8、轴承力作用点距一边15.7mm，取此点为支点。取联轴器轮毂中点为力作用点。则各跨距 L1=82.7 mm，L2=59.3 mm，L3=57.3 mm。（7） 键连接设计带轮及齿轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接，由参考文献2 表11.27查得，分别采用键8×50 GB/T 1096-2003和键12×56 GB/T 1096-2003。（8） 结构设计简图根据以上要求，轴设计各数据：阶梯轴各段直径：d1=25 mm，d2=30 mm，d3=35 mm，d4=40 mm， d5=45 mm，d6=40 mm。阶梯轴各段长度：l1=58 mm，l2=38 mm ，l3=44

9、 mm， l4=62 mm，l5=14 mm，l6=28 mm。各支点跨距：L1=82.7 mm，L2=59.3 mm，L3=57.3 mm。四 轴的受力分析1. 齿轮受力计算圆周力Ft Ft=2T3d3 式中 T3小齿轮传递的扭矩，N·mm； d3小齿轮分度圆直径，mm。小齿轮传递转矩 T3=9.55×106Pdnw·i1·V带·轴·齿轮 =9.55×106×3960×400125×0.96×0.99×0.96 =90763.2 N·mm径向力Fr Fr=Ftta

10、n 式中 分度圆压力角，标准齿轮=20° 代入数据得： Ft=2×90763.251=3559.34 N Fr=Fttan20°=1295.49 N查v带的初拉力及压轴力，可以得到：FQ=1077.88N2. 支承反力计算在水平面上FH2=FrL3-FQL1L2+L3=1295.49×57.3-1077.9×82.759.3+57.3N=-127.87 NFH1=Fr+FQ-FH1=1295.49+1077.88+127.87N=2501.24 N 在垂直面上 FV1=L3L3+L2Ft=3559.34×57.357.3+59.3N=

11、1749.14 N FV2=Ft-FV1=3559.34-1749.14N=1810.2 N轴承的总支承反力： FR1=FH12+FV12=2501.242+1749.142=3052.16 N轴承的总支承反力： FR2=FH22+FV22=127.872+1810.22=1814.71 N3. 轴弯矩计算 在水平面上左侧轴承受力：M1H=FQL1=1077.88×82.7=89140.676 N·mmaa剖面：MaH=FH2L3=127.87×57.3=7326.751 N·mm在垂直平面MaV=FV1L2=1753.81×59.3=1040

12、00.93N·mm合成弯矩左侧轴承： M1=M1H=89140.676 N·mmaa剖面： Ma=MaH2+MaV2=7326.7512+104000.932=104258.71 N·mm4. 轴转矩计算T=T4=T3齿轮=90763.2/0.96=94545 N·mm5轴的受力简图（b）、弯矩图(c、d、e)和转矩图(f) 五 校核轴的强度此轴aa面和左侧轴承受弯矩均为极值点，故aa剖面与左侧轴承均有可能是危险截面。对a-a截面：由参考文献1查得，抗弯截面模量为Wa=0.1d3-bt(d-t)22d 式中 daa截面轴的直径，d=45mm； b键槽的宽

13、度，b=14mm； t键槽的深度，t=5.5mm。Wa=0.1d3-bt(d-t)22d=0.1×403-12×5×(40-5)22×40=5481.25 mm3 同理，抗扭截面模量为 WaT=0.2d3-bt(d-t)22d=0.2×403-12×5×(40-5)22×40=11881.255 mm3弯曲应力： b=MaWa=104258.715481.25=19.021 MPa a=b=19.021 MPa m=0扭剪应力： T=TWaT=9454511881.255=7.957 MPa a=m=T2=7.95

14、72=3.979 MPa对于轴承所在截面： W1=0.1d3=0.1×353=4287.5mm3 W1T=0.2d3=0.2×353=8575 mm3弯曲应力： b=M1W1=89140.6774287.5=20.791 MPa a=b=20.791 MPa m=0扭剪应力： T=TWaT=945458575=11.03 MPa a=m=T2=11.032=5.51 MPa比较可得：左侧轴承所在截面为危险截面。对于调质处理的45钢，由参考文献1 表9.3，查得b=650 MPa，-1=300 MPa，-1=155 MPa；材料的等效系数=0.2，t=0.1。键槽引起的应力集

15、中系数，由参考文献1 表9.11，查得K=1.825，K=1.625。 绝对尺寸系数，由参考文献1 表9.12，查得=0.88，=0.81。轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献1表9.8和表9.9，得=1×0.92=0.92。 由此，安全系数计算如下：S=-1Ka+m=3001.8250.92×0.88×20.791+0.2×0=6.4S=-1Ka+m=1551.6250.92×0.81×5.51+0.2×0=12.9S=SSS2+S2=6.4×12.96.42+12.92=5.733由参考文献1 附表10.5，

16、查得许用安全系数S=1.31.5。显然S>S，故左侧轴承截面安全 。对于一般用途的转轴，也可按弯扭合成强度进行校核计算。对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，取折合系数=0.6，当量应力为e=b2+4()2=20.7912+4×(0.6×5.51)2=21.82 MPa已知轴的材料为45钢，调质处理，查得b=650 MPa，-1=60 MPa。显然，e<-1，故左侧轴承剖面强度满足要求。六 校核键连接的强度键连接的挤压应力计算公式P=4Tdhl 式中 d键连接处轴径， mm； T传递的转矩，T=T4=94545 N·mm； h键的高度，mm； l

17、键连接的计算长度，l=L-b。带轮键连接的挤压应力P1=4Tdhl=4×9454525×7×（50-8）=51.453 MPa齿轮处键连接的挤压应力P2=4Tdhl=4×9454540×8×(56-12）=26.86 MPa 取键、轴及联轴器的材料为钢，由参考文献1 表10.2查得p=120150MPa。显然，P2<P1<p，故强度足够。七 校核轴承寿命1. 计算当量载荷系数P=XFr+YFa 式中 Fr、Fa轴的径向载荷和轴向载荷； X、Y 动载荷径向系数和动载荷轴向系数。由于轴向力Fa=0，由参考文献1 表10.13查得X=1，Y=0。则当量动载荷 Pr=XFr1=FR1=3052.16 N2. 校核轴承寿命 由于轴段中轴承受力远大于轴承，故只需校核轴承。轴承在100以下工作，由参考文献1 表10.10查得，fT=1；载荷平稳，由参考文献1 表1