机械设计作业计算说明书轴系部件设计大作业

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