哈工大機械設計軸系部件設計

1、Harbin Institute of Technology大作業(yè)設計說明書課程名稱： 機械設計 設計題目： 軸系部件設計 院 系： 機電工程學院 班 級： 設 計 者： 學 號： 指導教師： 張鋒 設計時間： 2014.12 哈爾濱工業(yè)大學機械設計作業(yè)任務書方案電動機工作功率P/kW電動機滿載轉速nm/(r/min)工作機的轉速nw/(r/min)第一級傳動比i1軸承座中心高度H/mm最短工作年限工作環(huán)境5.1.2496010021803年3班室外有塵目 錄一、 選擇軸的材料 1二、按扭轉強度估算軸徑 1三、設計軸的結構 13.1階梯軸各部分直徑的確定 13.2階梯軸各軸段長度及跨距的確定

2、2四、軸的受力分析 34.1軸系部件受力分析 34.2計算支反力 34.3畫彎矩圖和轉矩圖 4五、校核軸的強度 5六、軸的安全系數(shù)校核計算5七、校核鍵連接的強度7八、校核軸承壽命7九、軸上其他零件設計8十、軸承座結構設計9十一、軸承端蓋的設計9十二.參考文獻 1哈爾濱工業(yè)大學機械設計大作業(yè)說明書一選擇材料，確定許用應力因傳遞功率不大，并對質量及結構尺寸無特殊要求，故選用45號鋼，調制處理。二.按扭轉強度估算軸徑由大作業(yè)四P=5.493KW，n =480，對于轉軸，扭轉強度初算軸徑，查參考文獻1表9.4得C=106118，考慮軸端彎矩比轉矩小，故取 C=106，則dmin=C3Pn=106

3、15;35.493480=23.89mm其中P軸的傳遞功率n軸的轉速C由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)由于考慮到軸的最小直徑處要安裝大帶輪或小齒輪有鍵槽存在，故將其擴大為1.05倍，得d123.89×1.05=25.085mm，按標準GB2822-81的R10圓整后取d1=30mm。三設計軸的結構由于本設計中的軸需要安裝帶輪、齒輪、軸承等不同的零件，并且各處受力不同，因此，設計成階梯軸形式，共分為七段。以下是軸段的草圖：3.1階梯軸各部分直徑的確定1) 軸段1和7軸段1和軸段7分別安放大帶輪和小齒輪，所以其長度由帶輪和齒輪輪轂長度確定，而直徑由初算的最小直徑得到。所以，d1=d7=30mm

4、。2) 軸段2和6軸段2和軸段6的確定應考慮齒輪、帶輪的軸向固定和密封圈的尺寸。由參考文獻3圖7.2計算得到軸肩高度h=0.070.1d=0.070.1×30=2.13mmd2=d6=d1+2×h=34.236mm查國標JB/ZQ4606-86，唇型圈油封的軸徑 d=35mm ，所以d2=d6=35mm。3) 軸段3和5軸段3和軸段5安裝軸承，尺寸由軸承確定。由于使用斜齒輪，軸向力較大選用角接觸軸承。根據GB/T 2761994，初選軸承7209C，外形尺寸d=45mm D=85mm B=19mm，軸承安裝尺寸da=54mm。計算軸承的dn=45×480=2.16

5、×104<1.5×105，所以選用脂潤滑。d3 = d5 = 45mm4) 軸段4軸段4在兩軸承座之間，其功能為定位固定軸承的軸肩，故d4=54mm。3.2階梯軸各軸段長度及跨距的確定1)軸段4軸段4在左右軸承間無傳動要求，所以無需計算配合尺寸只需計算跨距L=23d3=90135mm，L取99mm。由于角接觸軸承力的作用點在距離軸承外環(huán)大端面為a的位置，查參考文獻2表12.2可得a=18.2mm B=19mm，所以L4=80mm。2)軸段3和5軸段3和軸段5安裝軸承，軸段長度與軸承內圈寬度相同，故L3=L5=B=19mm。3)軸段2和6軸段 2 和軸段 6 的長度和軸

6、承蓋的選用及大帶輪和小齒輪的定位軸肩的位置 有關系。選用凸緣式軸承端蓋，取軸承蓋凸緣厚度 e = 10mm ， m = 15mm ，箱體 外部傳動零件的定位軸肩距軸承端蓋的距離K = 15mm ，則軸段 6 長度L6=e+m+K=40mm L2=L6=40mm 軸段1和7軸段 1 和 7 分別安裝大帶輪和小齒輪，故根據大作業(yè) 3、4 可知軸段 1 ,7長度L1=68mm L7=48mm四軸的受力分析4.1軸系部件受力分析軸系部件上的轉矩T1=9.55×106×P1n=9.55×106×5.493480=1.093×105Nmm齒輪圓周力Ft=2

7、T1d1=2×1.093×10569=3168.1N齒輪徑向力Fr=Fttanncos=3168.1×tan20°cos8.11°=1164.7N齒輪軸向力Fa=Ft×tan=451.5N作用在軸上的壓力FQ=1497.19N帶初次裝在帶輪上時，所需初拉力比正常工作時大得多，故計算軸和軸承時，通常取FQmax=1.5FQ。FQmax=2245.79N4.2計算支反力在水平面上FQL12+L2+L32+FrL32+L4+L5+L6+L72-R2HL32+L4+L52-Fa×d2=0R1H+R2H+Fr+FQ=0R1H=472.

8、95向里R2H=3134.84向外在垂直平面上FtL72+L6+L5+L4+L32-R2VL32+L4+L52=0R1V+R2V+Ft=0R1V=2352.07N向上R2V=5520.17N向下軸承1的總支承反力R1=R1H2+R1V2=2399.15N軸承2的總支承反力R2=R2H2+R2V2=6348.19N4.3畫彎矩圖和轉矩圖五校核軸的強度I-I截面既有彎矩又有轉矩，且彎矩最大，為危險截面。按彎扭合成強度計算。根據參考文獻1式10.3，有式中M11-1截面處彎矩，T11-1截面處轉矩，W抗彎剖面模量，由參考文獻1附表10.1，W=0.1d53=0.1×453=9112.5mm

9、3WT抗扭剖面模量，由參考文獻1附表10.1，WT=0.2d53=0.2×45=18225mm3根據轉矩性質而定的折合系數(shù)，對于不變的轉矩，；-1b對稱循環(huán)的許用彎曲應力，由參考文獻1表10.4，。-1b=55MPa校核通過六軸的安全系數(shù)校核計算彎曲應力：b=M1W=,扭剪應力：T=T1WT由參考文獻1式10.4、10.5、10.6，式中：只考慮彎矩時的安全系數(shù)；只考慮轉矩時的安全系數(shù)；、材料對稱循環(huán)的彎曲疲勞極限和扭轉疲勞極限，由參考文獻1表10.1，45號鋼調質處理，；彎曲時和扭轉時軸的有效應力集中系數(shù)，由參考文獻1附表10.3、附表10.4， =1.83 =1.63零件的絕對尺

10、寸系數(shù)，由參考文獻1附圖10.1，；表面質量系數(shù)，由參考文獻1附圖10.1、附表10.2，；把彎曲時和扭轉時軸的平均應力折算為應力幅的等效系數(shù)，由參考文獻1表10.1，；彎曲應力的應力幅和平均應力，；扭轉剪應力的應力幅和平均應力，；許用疲勞強度安全系數(shù)，由參考文獻1表10.5，；校核通過。七校核鍵連接的強度由參考文獻1式6.1式中：工作面的擠壓應力，；傳遞的轉矩，；軸的直徑，；鍵的工作長度，A型，為鍵的公稱長度和鍵寬；鍵與轂槽的接觸高度，；許用擠壓應力，由參考文獻1表6.1，靜連接，材料為鋼，有輕微沖擊，,取110Mpa。（1） 對于軸段1上的鍵；校核通過；（2） 對于軸段7上的鍵; 校核通過

11、。八校核軸承的壽命軸承受軸向力，只有徑向力，且，所以只校核軸承2即左軸承即可。8.1.計算當量動載荷由參考文獻1式11.2；式中：當量動載荷，；軸承的徑向載荷和軸向載荷，；動載荷徑向系數(shù)和動載荷軸向系數(shù)，由。8.2.校核壽命由參考文獻1式11.1c式中：軸承的基本額定壽命，h；軸承的預期壽命，三年三班，每年按250天計，；軸承的基本額定動載荷，由參考文獻2表12.1，查軸承7209C，；壽命指數(shù)，對于角軸承，；溫度系數(shù)，由參考文獻1表11.9，工作溫度，；載荷系數(shù)，由參考文獻1表11.10，中等沖擊，?。?，校核通過。九軸上其他零件設計1）軸上鍵連接的設計軸和大帶輪和小齒輪的軸向連接均采用A型普

12、通平鍵連接，為加工方便，兩處鍵連接尺寸相同，根據參考文獻2 表11.28，選用A型普通平鍵，為 鍵 GB/T 1096-20032）密封用毛氈圈毛氈圈所在軸段的直徑為35mm，查參考文獻2表14.4，可得毛氈圈的尺寸參數(shù)。3) 兩側軸端擋板該零件也屬于標準件。查閱參考文獻2表11.22，選用螺栓緊固軸端擋圈（GB/T 892-1986），B型，公稱直徑32mm。十軸承座結構設計本次設計中選用整體式軸承座。按照設計方案的要求，軸承座孔中心高H=170mm，軸承座腹板壁厚，筋厚，底座凸緣厚度b=15mm。軸承座地腳螺栓直徑df=16mm,軸承蓋連接螺栓直徑d1=8mm。由參考文獻2表 4.2查到地腳螺栓的扳手空間C1=22mm，C2=20mm，沉頭座直徑d2=36mm。十一.軸承端蓋的設計軸承端蓋的結構如上圖軸承蓋的厚度e=1.2d3，d3為螺釘直徑，取螺釘M8×20，則d3=8mm，于是得e=9.6mm，取e=10mm。軸承蓋直徑為D2=D+55.5d3=85+4044=125129mm，取D2=126mm。螺