机械设计课程设计轴系部件设计说明书.docx

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

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
5.4.1
2.2
940
60
3.2
200
10年1班

一 选择轴的材料
因为传递功率不大，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
dmin≥C3Pnm
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=106~118，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·ηV带·η轴承·η齿轮
=2.2×0.96×0.99×0.96
=2.00724 kW
输出轴的转速： nm=nwi1·i2=940355112×9920=59.912 r/min

代入数据，得
d≥C3Pnm=10632.0072459.912=34.172 mm
考虑键的影响，将轴径扩大5%， dmin≥34.172×1+5%=35.88 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δ=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=δ+C1+C2+5~8mm=47~50 mm 取L=48 mm。

2．轴的结构设计
本设计方案是有8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） 联轴器及轴段①和轴段⑧
本设计中，轴段①和轴段⑧为轴的最小尺寸dmin。因此，轴段①和轴段⑧与联轴器的设计同时进行。
为了补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。
由参考文献[1] 表13.1查得KA=1.5，则计算转矩
Tc=KAT4=KA×9.55×106·Pdnw·i1·i2·ηV带·η轴承·η齿轮=1.5×9.55×106×2.2940×355112×0.96×0.99×9920×0.96=319956.83 N·mm
由参考文献[2] 表13.1可以查得GB/T 5014-2003中的LX3型弹性柱销联轴器符合要求。
其参数为：公称转矩1250 N·mm，许用转速为4750 r/min，轴孔直径范围30~48mm。考虑dmin=34.17 mm，取轴孔长度60 mm，J型轴孔，A型键。
相应地，轴段①和轴段⑧的直径为d1=d8=40 mm，轴段①和轴段⑧的长度应比联轴器主动段轴孔长度略短，故取l1=l8=58 mm。
（2） 密封圈及轴段②和轴段⑦
联轴器采用轴段②和轴段⑦的轴肩固定，轴肩计算
h≈0.07~0.1d1=2.8~4mm
轴段②和轴段⑦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48mm的，则轴段②和轴段⑦直径d2=d7=48 mm。
（3） 轴承及轴段③和轴段⑥
考虑轴系部件几乎呈对称布置，且没有轴向力，轴承类型选择深沟球轴承。轴段③
和轴段⑥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6211，由参考文献[2] 表12.1，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=19mm，定位轴肩直径damin=64 mm。
通常同一轴上两轴承取相同型号，故轴段③和轴段⑥直径为d3=d6=55 mm。
（4） 齿轮及轴段④
轴段④安装齿轮，为便于齿轮的拆装，且与齿轮轮毂配合，取d4=60 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④的长度l4应比齿轮轮毂长略短，由于齿宽L=70 mm，取l4=70 mm。
（5） 轴段⑤和轴段⑥
齿轮右端采用轴段⑤的轴肩固定，轴肩计算公式
h≈0.07~0.1d4=4.2~6mm
且确定d5还要考虑6211轴承最小定位轴肩直径，d5≥damin=64 mm，
由参考文献[2] 表9.4中Ra20系列查得标准值，取d5=71 mm。
轴环宽度计算公式
b=1.4h=1.4（d5-d4）2=7.7 mm 取l5=14 mm。
（6） 机体和轴段②、③、⑥、⑦的长度
机体和轴段②、③、⑥的长度l2、l3、l6、l7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。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Δ=10mm。
采用凸缘式轴承盖，由6211轴承参数及参考文献[2] 表12.6，取凸缘厚度e=12mm。
为避免联轴器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，联轴器轮毂端面与轴承盖间应用足够的间距K，取K=20mm。
在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖及联轴器的相互位置后，轴段②、③、⑥的长度就随之确定下来，即
l2=l7=L-Δ-B+e+K=48-10-21+12+2=49 mm
l3=B+H+Δ+2=21+15+10+2=48 mm
l6=B+H+Δ-l5=21+15+10-14=32 mm
进而，轴承的支点及力的作用点的跨距也随之确定下来。6211轴承力作用点环厚中点10.5mm，取此点为支点。取联轴器轮毂中点为力作用点。
则各跨距 L1=89.5 mm，L2=72.5 mm，L3=72.5 mm，L4=89.5 mm。
（7） 键连接设计
联轴器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11.28查得，分别采用键12×50 GB/T 1096-2003和键18×56 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=40 mm，d2=48 mm，d3=55 mm， d4=60 mm，
d5=71 mm，d6=55 mm，d7=48 mm，d8=40 mm。
阶梯轴各段长度：l1=l8=58 mm，l2=l7=49 mm ，l4=70 mm，
l5=14 mm，l6=32 mm，l5=14 mm。
各支点跨距：L1=89.5 mm，L2=72.5 mm，L3=72.5 mm，L4=89.5 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·ηV带·η轴承
=9.55×106×2.2940×355112×0.96×0.99
=67330.983 N·mm
径向力Fr Fr=Fttanα
式中 α——分度圆压力角，标准齿轮α=20°

代入数据得： Ft=2×67330.98361=2207.57 N
Fr=Fttan20°=803.491 N

2. 支承反力计算
在水平面上
FH1=FrL3L2+L3=830.491×72.572.5+72.5N=401.745 N
FH2=Fr-FH1=803.491-401.745N=401.745 N
在垂直面上
FV1=FV2=Ft2=2207.572N=1103.785 N
轴承Ⅰ的总支承反力：
FR1=FH12+FV12=401.7452+1103.7852=1174.624 N
轴承Ⅱ的总支承反力：
FR2=FH22+FV22=401.7452+1103.7852=1174.624 N

3. 轴弯矩计算
在水平面上
a—a剖面左侧：
MaH=FH1L2=401.745×72.5=29126.513 N·mm
a—a剖面右侧：
MaH'=FH2L3=401.745×72.5=29126.513 N·mm
在垂直平面
MaV=FV1L2=1103.785×72.5=80024.413 N·mm

合成弯矩
a—a剖面左侧：
Ma=MaH2+MaV2=29126.5132+80024.4132=85160.2 N·mm
a—a剖面右侧：
Ma'=MaH'2+MaV'2=29126.5132+80024.4132=85160.2 N·mm

4. 轴转矩计算
T=T4=T3·i2·η齿轮=67330.983×9920×0.96=319956.83 N·mm

5．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
此轴几乎为对称布置，但a—a剖面左侧使用套筒固定齿轮，轴径比右侧小，故a—a剖面左侧为危险剖面。
由参考文献[1]查得，抗弯截面模量为
W=0.1d3-bt(d-t)22d
式中 d——a—a截面轴的直径，d=60mm；
b——键槽的宽度，b=18mm；
t——键槽的深度，t=7mm。
W=0.1d3-bt(d-t)22d=0.1×603-18×7×(60-7)22×60=18650.55 mm3
同理，抗扭截面模量为
WT=0.2d3-bt(d-t)22d=0.2×603-18×7×(60-7)22×60=40250.55 mm3弯曲应力：
σb=MW=85160.218650.55=4.5661 MPa
σa=σb=4.5661 MPa
σm=0
扭剪应力：
τT=TWT=319956.8340250.55=7.949 MPa
τa=τm=τT2=7.9492=3.975 MPa

对于调质处理的45钢，由参考文献[1] 表10.1，查得σb=650 MPa，
σ-1=300 MPa，τ-1=155 MPa；材料的等效系数Ψσ=0.2，Ψt=0.1。
键槽引起的应力集中系数，由参考文献[1] 附表10.4，查得Kσ=1.825，Kτ=1.625。
绝对尺寸系数，由参考文献[1] 附表10.1，查得εσ=0.75，ετ=0.75。
轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献[1] 附表10.1和附表10.2，得β=0.92。

由此，安全系数计算如下：
Sσ=σ-1Kσβεσσa+Ψσσm=3001.8250.92×0.75×4.5661+0.2×0=24.8
Sτ=τ-1Kτβεττa+Ψστm=1551.6250.92×0.75×3.975+0.2×0=16.56
S=SσSτSσ2+Sτ2=24.8×16.5624.82+16.562=13.772
由参考文献[1] 附表10.5，查得许用安全系数S=1.3~1.5。
显然S>[S]，故a—a剖面安全。
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α=0.6，当量应力为
σe=σb2+4(ατ)2=4.56612+4×(0.6×7.949)2=10.58 MPa
已知轴的材料为45钢，调质处理，查得σb=650 MPa，[σ-1]=60 MPa。
显然，σe<σ-1，故轴的a—a剖面左侧强度满足要求。

六 校核键连接的强度
键连接的挤压应力计算公式
σP=4Tdhl
式中 d——键连接处轴径， mm；
T——传递的转矩，T=T4=319956.83 N·mm；
h——键的高度，mm；
l——键连接的计算长度，l=L-b=50-12=38 mm。
联轴器处键连接的挤压应力
σP1=4Tdhl=4×319956.8340×8×（50-12）=105.549 MPa
齿轮处键连接的挤压应力
σP2=4Tdhl=4×319956.8360×11×(56-18）=51.03 MPa
取键、轴及联轴器的材料为钢，由参考文献[1] 表10.2查得[σp]=120~150MPa。
显然，σP2<σP1<[σp]，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11.12查得X=1，Y=0。
则当量动载荷 Pr=XFr1=FR1=1174.624 N

2. 校核轴承寿命
由于轴段几乎呈对称分布，受力均匀，故只需校核轴承Ⅰ。
轴承在100℃以下工作，由参考文献[1] 表11.19查得，fT=1；
载荷平稳，由参考文献[1] 表11.10查得，fP=1.5。
轴承Ⅰ寿命
Lh=10660nfTCrfpPr3=10660×60×1×434001.5×1174.6243=4.15×106 h
已知减速器使用5年，两班工作制，则预期寿命为
Lh'=8×2×365×5=29200 h
显然，Lh≫Lh'，故轴承寿命很充裕。

八 参考文献
[1] 王黎钦，陈铁鸣. 机械设计.5版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010.
[2] 王连明，宋宝玉. 机械设计课程设计.4版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版，2010