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5.4.12.2940603.220010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 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=PdV带轴承齿轮 =2.20.960.990.96 =2.00724 kW输出轴的转速： nm=nwi1i2=9403551129920=59.912 r/min代入数据，得dC3Pnm=10632.0072459.912=34.172 mm 考虑键的影响，将轴径扩大5%， dmin34.1721+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=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） 联轴器及轴段和轴段本设计中，轴段和轴段为轴的最小尺寸dmin。因此，轴段和轴段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=KA9.55106Pdnwi1i2V带轴承齿轮=1.59.551062.29403551120.960.9999200.96=319956.83 Nmm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 Nmm，许用转速为4750 r/min，轴孔直径范围3048mm。考虑dmin=34.17 mm，取轴孔长度60 mm，J型轴孔，A型键。相应地，轴段和轴段的直径为d1=d8=40 mm，轴段和轴段的长度应比联轴器主动段轴孔长度略短，故取l1=l8=58 mm。（2） 密封圈及轴段和轴段联轴器采用轴段和轴段的轴肩固定，轴肩计算h0.070.1d1=2.84mm轴段和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48mm的，则轴段和轴段直径d2=d7=48 mm。（3） 轴承及轴段和轴段考虑轴系部件几乎呈对称布置，且没有轴向力，轴承类型选择深沟球轴承。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，故轴段和轴段直径为d3=d6=55 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=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） 轴段和轴段齿轮右端采用轴段的轴肩固定，轴肩计算公式h0.070.1d4=4.26mm且确定d5还要考虑6211轴承最小定位轴肩直径，d5damin=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、的长度机体和轴段、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=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、的长度就随之确定下来，即l2=l7=L-B+e+K=48-10-21+12+2=49 mm l3=B+H+2=21+15+10+2=48 mml6=B+H+-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1250 GB/T 1096-2003和键1856 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，Nmm； d3小齿轮分度圆直径，mm。小齿轮传递转矩 T3=9.55106Pdnwi1V带轴承 =9.551062.29403551120.960.99 =67330.983 Nmm径向力Fr Fr=Fttan 式中 分度圆压力角，标准齿轮=20 代入数据得： Ft=267330.98361=2207.57 N Fr=Fttan20=803.491 N2. 支承反力计算在水平面上FH1=FrL3L2+L3=830.49172.572.5+72.5N=401.745 NFH2=Fr-FH1=803.491-401.745N=401.745 N 在垂直面上 FV1=FV2=Ft2=2207.572N=1103.785 N轴承的总支承反力： FR1=FH12+FV12=401.7452+1103.7852=1174.624 N轴承的总支承反力： FR2=FH22+FV22=401.7452+1103.7852=1174.624 N3. 轴弯矩计算 在水平面上aa剖面左侧：MaH=FH1L2=401.74572.5=29126.513 Nmmaa剖面右侧：MaH=FH2L3=401.74572.5=29126.513 Nmm在垂直平面MaV=FV1L2=1103.78572.5=80024.413 Nmm合成弯矩aa剖面左侧： Ma=MaH2+MaV2=29126.5132+80024.4132=85160.2 Nmmaa剖面右侧： Ma=MaH2+MaV2=29126.5132+80024.4132=85160.2 Nmm4. 轴转矩计算T=T4=T3i2齿轮=67330.98399200.96=319956.83 Nmm5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aa剖面左侧使用套筒固定齿轮，轴径比右侧小，故aa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 daa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=0.1603-187(60-7)2260=18650.55 mm3 同理，抗扭截面模量为 WT=0.2d3-bt(d-t)22d=0.2603-187(60-7)2260=40250.55 mm3弯曲应力： b=MW=85160.218650.55=4.5661 MPa a=b=4.5661 MPa m=0扭剪应力： T=TWT=319956.8340250.55=7.949 MPa a=m=T2=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。键槽引起的应力集中系数，由参考文献1 附表10.4，查得K=1.825，K=1.625。 绝对尺寸系数，由参考文献1 附表10.1，查得=0.75，=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=0.92。 由此，安全系数计算如下：S=-1Ka+m=3001.8250.920.754.5661+0.20=24.8S=-1Ka+m=1551.6250.920.753.975+0.20=16.56S=SSS2+S2=24.816.5624.82+16.562=13.772由参考文献1 附表10.5，查得许用安全系数S=1.31.5。显然SS，故aa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=0.6，当量应力为e=b2+4()2=4.56612+4(0.67.949)2=10.58 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，故轴的aa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P=4Tdhl 式中 d键连接处轴径， mm； T传递的转矩，T=T4=319956.83 Nmm； 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P1=4Tdhl=4319956.83408（50-12）=105.549 MPa齿轮处键连接的挤压应力P2=4Tdhl=4319956.836011(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p=120150MPa。显然，P2P1p，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 N2. 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。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。轴承寿命Lh=10660nfTCrfpPr3=10660601434001.51174.6243=4.15106 h已知减速器使用5年，两班工作制，则预期寿命为Lh=823655=29200 h显然，LhLh，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