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Harbin Institute of Technology哈尔滨工业大学机械设计作业计算说明书题 目: 轴系部件设计 院 系: 能源科学与工程学院 班 级: 1002104班 姓 名: 李敏 学 号: 1100200420 时 间: 2012.11.25-12.06 哈尔滨工业大学目录1. 任务书 22. 选择轴的材料、热处理方式 33. 初算轴径dmin,并根据相配大带轮的尺寸确定轴径d1和长度L 34. 结构设计 35. 轴的受力分析 36. 按照弯矩合成强度计算 67. 轴的安全系数校核计算 68. 校核键连接的强度 79. 校核轴承的寿命 810. 轴上其他零件设计 1011. 参考文献 11哈尔滨工业大学机械设计作业任务书 题目:行车驱动装置中的轴系部件设计 设计原始数据:行车驱动装置的传动方案如图5.4所示。室内工作、工作平稳、机器成批生产,其他数据见表5.4。 图5.4方案Pd(KW)轴承座中心高H(mm)最短工作年限L工作环境5.4.42.2710402.82203年3班室内 表5.43由先前的设计可知轴的输入功率P1=2.8512KW,转矩T=29592 Nmm,转速n=290.91 r/min,斜齿轮圆柱齿轮分度圆直径d=42mm,螺旋=12.8386度,齿宽b=5.5mm1. 选择轴的材料及热处理方式 因为传递功率不大,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,并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1 对于转轴,按扭转强度初算轴径,由文献1表10.2得C=106118,考虑轴端弯矩比转矩小,故取C=106,则考虑键槽的影响,取d min/mm=15.451.05=16.22mm,考虑轴端1与带轮连接,按标准GB2822-81 的R10圆整后,取d1=198mm,L1=28mm3.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装拆,铸造机体采用部分式结构(图1),取机体的铸造壁厚,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,故轴承旁内壁至座孔外端距离,取L=50mm(2) 确定轴的轴向固定方式 因为行车驱动装置中的齿轮高速传动端的轴的跨距不大,且工作温度变化不大,故轴的轴向固定端采用两段固定方式(图3)(3)选择滚动轴承类型,并确定其润滑及密封方式因为轴受轴向力的作用,故选用角接触球轴承。齿轮的线速度,齿轮转动时飞溅的润滑油足于润滑轴承,故滚动轴承采用油润滑,因为该减速器的工作环境,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(图1)。(4) 密封圈与轴段2在确定轴段2直径时,应考虑联轴器的固定及密封圈的尺寸两个方面。当联轴器右端用轴肩固定时,由文献【1】图10.9中公式计算得轴肩高度,相应轴段2的直径d2的范围为28.530mm。轴段2的直径最终由密封圈确定。由文献【2】表14.4,可选用毡圈油封F2/T92010-1991中的轴径25mm的,则轴段2的直径d2=25mm。(5) 轴承与轴段3和轴段6轴段3上安装轴承,其直径应既便于轴承安装,又应该符合轴承内径系列。由于载荷较大,现暂取滚动轴承7206c(如图2),由文献【2】表12.4,内径d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,a=14.2。因为轴承采用脂润滑,轴上安置挡油板,所以轴承内端面与机体内壁间要有一定距离。故轴段3的直径d3=30mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号,故轴段6的直径d6=30mm 图2(6) 齿轮与轴段4轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,d4应略大于d3,可取d4=33mm。齿轮左端用套筒固定,为了使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4的长度L4应该比齿轮轴毂长度略短,已知齿宽b=42mm,可以取轴段4的长度L4=40mm。(7) 轴段5,故可取轴段5的直径d5=40mm,轴肩宽度b=L5=1.4h=1.4(d5-d4)/2=1.4 (45-38)/2=4.9mm,适当放大,取L5 =14mm(8) 机体与轴段2,3,6的长度轴段2,3,6的长度l2 ,l3,l6除与轴上零件有关,还与机体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始向两端展开来确定这些尺寸。为避免转动齿轮与不动体之间相碰,应在齿轮端面与机体内壁之间留有一定距离H,由文献【1】中表10.3,可取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坐孔上,为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离。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C=50mm。根据轴承7207C的外圈直径,由文献【2】可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm。为避免带轮转动时与不动的轴承盖之间发生碰撞,带轮的右端面与轴承盖间应有一定距离K,可取K=20mm。在确定此轮,机体,轴承,轴承盖及带轮的相互位置后,轴段2,3,6的长度就相应确定: 7207C轴承力作用点距外环边缘a =14.2mm,取该点为支点。取带轮轮毂中点为力作用点,则可得跨距L1=86.2mm,L2=58.8mm,L3=58.8mm(图1)(9) 键连接带轮及齿轮与轴的周围连接均采用A型普通平键连接,分别为键856GB/T 1096-2003及键1040 GB/T 1096-2003完成设计后的草图如图1所示。4.轴的受力分析 (1)画轴的受力简图(图3(b) (2)计算支撑反力 圆周力 径向力 轴向力 带轮压轴力 Q=1434.21N 带初次安装在带轮上的时候,所需要的初拉力要比正常工作时大很多,故计算轴和轴承时,通常取 轴承I的总支撑反力:轴承II的总支撑力(3) 画弯矩图 在水平面上,a-a剖面左侧, a-a剖面右侧, c-c剖面 在垂直面上,弯矩为合成弯矩,a-a部面左侧a-a剖面右侧 (4) 画转矩图 5.按照弯矩合成强度计算根据文献【1】式10.3,由第三强度理论: 抗弯剖面模抗弯扭剖面6轴的安全系数校核计算弯曲应力:,扭剪应力:由参考文献1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,由参考文献1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,c-c截面由配合而产生应力,由参考文献1附表10.4,利用插值可得;零件的绝对尺寸系数,由参考文献1附图10.1,;表面质量系数,由参考文献1附图10.1、附表10.2,;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,由参考文献1表10.5,;校核通过。7校核键连接的强度由参考文献1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,由参考文献1表6.1,静连接,材料为钢,。(1) 对于轴段1上的键,校核通过;(2) 对于轴段4上的键,校核通过。8校核轴承的寿命8.1计算轴承的轴向力 由文献【2】表12.2得7206c的基本额定动载荷,基本额定静载荷由参考文献【1】表11.13得,所选轴承1,2内部轴向力分别为;及的方向如图3所示。与A同向,则,显然,因此轴有右移的趋势,但由轴承部件的结构图分析可知轴承2将保持平衡,故两轴承的轴向力分别为比较两轴承的受力,因,故只需校核轴承1.8.2计算当量动载荷由文献【1】查得此时因为 ,所以x=0.44,y=1.36由参考文献1式11.2N;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;8.2校核寿命轴承在120摄氏度以下工作,查参考文献【1】表11.9得:,查表11.10得:载荷平稳时,。由参考文献1式11.1c式中:轴承的基本额定寿命,h;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,由参考文献2表12.1,查轴承7207C,;寿命指数,对于滚子轴承,;温度系数,由参考文献1表11.9,工作温度,;载荷系数,由参考文献1表11.10,中等冲击,取;由于,故校核合格。9轴上其他零件设计(1)密封用毛毡圈毛毡圈所在轴段的直径为30mm,查参考文献2表14.4,可得毛毡圈的尺寸参数(2) 两侧轴端挡板该零件也属于标准件。查阅参考文献2表11.22,选用螺栓紧固轴端挡圈(GB/T 892-1986),B型,公称直径32mm。(3)轴承座结构设计本次设计中选用整体式轴承座如图4。按照设计方案的要求,轴承座孔中心高。轴承座腹板壁厚,筋厚,底座凸缘厚度b=15mm。轴承座地脚螺栓直径df=16mm,轴承盖连接螺栓直径d1=8mm。由参考文献2表 4.2查到地脚螺栓的扳手空间C1=18mm,C2=16mm,沉头座直径d2=32mm。 图4(4)轴承端盖(透盖)由本次设计的特点,可选用凸缘式轴承盖(如图5),其中嵌入毛毡圈以密封。由参考文献3图7.5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112mm。 图5 图6根据轴、轴承座的设计,应取。涉及到毛毡圈沟槽的尺寸,按照 参考文献2FZ/T 92010-1991相关尺寸设计。毛毡各尺寸见图6。10.参考文献1 王黎钦,陈铁鸣.机械设计.4版. 哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2008.2 张峰,宋宝玉. 机械设计课程设计指导书. 北京:高等教育出版社,2009.3 王连明,宋宝玉. 机械设计课程设计.3版. 哈尔滨:哈尔滨工业大学出版,2007.10
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