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机械设计课程设计轴系部件设计说明书.docx

1、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

2、/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

3、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

4、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

5、。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

6、=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

7、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

8、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

9、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

10、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=

11、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=1103.7857

12、2.5=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

13、 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

14、 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

15、+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

16、,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

17、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

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