哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目： 设计轴系部件 系别：机械设计制造及其自动化 班号： 学号： 姓名： 日期： 2012-12-07 哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目题目:轴系部件设计轴系部件设计设计原始数据：方案电动机 工作功 率 P/kW电动机 满载转 速 nm/(r/min )工作机 的转速 nw/(r/min )第一级 传动比 i1轴承座 中心高 度 H/mm最短工 作年限工作环 境5.1.2496010021803 年 3 班室外、 有尘传动方案如图 5.1图 5.11 选择材料，确定许用应力选择材料，确定许用应力通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中 小型功率。因此轴所承受的扭矩不大。故选择 45 号钢，并进行调质处理。2 按扭转强度估算轴径按扭转强度估算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：3min mPdCn其中轴传递的功率, 2P轴的转速，r/minmnC由许用扭转剪应力确定的系数。查表 10.2 得 C=106118，取C=110。 3 = 110 33.802 480= 21.927由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮，会有键槽存在，故将其扩大 5%，得，按标准 GB2822-81 的圆整后取 23.02410R125dmm3 设计轴的结构设计轴的结构由于本设计中的轴需要安装带轮、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受 力不同，因此，设计成阶梯轴形式，共分为七段。以下是轴段的草图：图 5.2轴段轴段轴段 轴段 轴段 轴段轴段3L2L1L3.13.1 阶梯轴各部分直径的确定阶梯轴各部分直径的确定1) 轴段 1 和轴段 7 轴段 1 和轴段 7 分别安放大带轮和小齿轮，所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。所以，。1725ddmm2) 轴段 2 和轴段 6 轴段 2 和轴段 6 的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸。 由参考文献1图 9.8 计算得到轴肩高度 =(0.070.1) = (1.752.5) 2= 6= 1+ 2 = 25 + 2 (1.752.5)= (28.530)由参考文献3，毛毡圈油封的轴径，所以。30dmm2630ddmm3) 轴段 3 和轴段 5 轴段 3 和轴段 5 安装轴承，尺寸由轴承确定。标准直齿圆柱齿轮，没有轴 向力，但考虑到有较大的径向力，选用深沟球轴承。根据 GB/T 2761994，初 选轴承 6307，外形尺寸 d=35mm，D=80mm，B=21mm，圆角 ra=1.5mm，轴件安装尺寸。因为齿轮分度圆线速度，所以选用脂润滑。故44admm 2/取。3535ddmm4) 轴段 4 轴段 4 在两轴承座之间，其功能为定位固定轴承的轴肩，故。444addmm3.23.2 阶梯轴各轴段长度及跨距的确定阶梯轴各轴段长度及跨距的确定1)轴段 4。轴段 4 在两轴承座之间，两端支点间无传动件，应该首先确定该 段跨距 L。取 L=120mm。则轴段 4 长度,取4= = 120 21 = 99100mm。 2)轴段 3 和轴段 5。轴段 3 和轴段 5 安装轴承，轴段长度与轴承内圈宽度相同，故。3521llBmm3)轴段 2 和轴段 6。轴段 2 和轴段 6 的长度和轴承盖的选用及大带轮和小齿 轮的定位轴肩的位置有关系。选用嵌入式轴承端盖，取轴承盖凸缘厚度 ，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离10emm12mmm ，则轴段 6 长度15Kmm610 12 1537lmeKmm 由于大带轮较大，设计成腹板式结构，带轮宽度 B=63mm，轮毂宽度 L=47mm，故轴段 2 长度,266()4522BLlllmm带轮宽度轮毂宽度4）轴段 1 和轴段 7。轴段 1 和 7 分别安装大带轮和小齿轮，故轴段 1 长度，轴段 7 长度。1= = 477= = 27可计算得图 5.2 中，。1= 792= 1213= 614 轴的受力分析轴的受力分析4.1 画轴的受力简图画轴的受力简图图 5.3 轴的受力简图4.24.2 计算支承反力计算支承反力传递到轴系部件上的转矩1 = 9.55 106 1= 9.55 1063.802 960/2= 75636齿轮圆周力=211=2 75636 68= 2225齿轮径向力 = = 2225 20 = 809.83齿轮轴向力0aFN带轮压轴力 = 1459 带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时， 将其扩大 50%，按计算。 = 2188.5在水平面上：1= (1+ 2) 32=2188.5 (79 + 121) 809.83 61 121= 3209.12= 1+ + = 3209.1 + 2188.5 + 809.83 = 210.77在垂直平面上1=32=2225 61 121= 1121.692=(+ 1)= 3346.69轴承 1 的总支承反力1= 12+ 12= 3399.48轴承 2 的总支承反力2= 22+ 22= 3353.324.34.3 画弯矩图画弯矩图竖直面上，II-II 截面处弯矩最大，；= 135725 水平面上，I-I 截面处弯矩最大，；I= 172891.5 合成弯矩， I-I 截面：I= 172891.5 II-II 截面：；= 144435.4 竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图 5.4 所示4.44.4 画转矩图画转矩图作用在轴上的转矩为大带轮的输入转矩1 = 9.55 106 1= 9.55 1063.802 960/2= 75636转矩图如图 5.4 所示图 5.4 弯矩图与扭矩图 按弯扭合成强度计算。根据参考文献1式 9.3，有=(1)2+ 4(1)2=(172891.54287.5)2+ 4(0.3 756368575)2= 40.67 1式中：1-1 截面处弯矩，；1MI= 172891.5 1-1 截面处转矩，；T1 = 75636抗弯剖面模量，由参考文献1附表 9.6，W；333 50.10.1 354287.5Wdmm抗扭剖面模量，由参考文献1附表 9.6，TW；333 50.20.2 358575TWdmm根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，；3 . 0对称循环的许用弯曲应力，轴材料为 45 钢进行调制处理，由参考文 b1献1表 9.3 查得，由表 9.6 查得。= 650 1= 60因此，校核通过6 轴的安全系数校核计算轴的安全系数校核计算弯曲应力：=I=172891.5 4287.5= 40.32,= = 40.32 = 0扭剪应力：=1=75636 8575= 8.82= =2= 4.41安全系数：= 1+ =300 1.825 0.92 0.84 40.32 + 0.2 0= 3.151= 1+ =155 1.625 0.92 0.82 4.41 + 0.1 4.41= 15.59 =2+ 2=3.151 15.593.1512+ 15.592= 3.089 = 1.51.8式中：只考虑弯矩时的安全系数；S只考虑转矩时的安全系数；S、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119.3，45 号钢调质处理，；11300,155MPaMPa键槽引起的有效应力集中系数，由参考文献1附表 9.10、附表KK 、9.11，；625. 1,825. 1KK零件的绝对尺寸系数，由参考文献1附图表 9.12，、= 0.84；= 0.82表面质量系数，由参考文献1附表 9.8、附表 = 129.9，；92. 0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 9.5.3 节，；1 . 0, 2 . 0弯曲应力的应力幅和平均应力，,；ma、= 40.32 = 0扭转剪应力的应力幅和平均应力，；ma、= =2= 4.41许用疲劳强度安全系数，由参考文献1表 9.13，； S 8 . 15 . 1S校核通过。7 校核键连接的强度校核键连接的强度由参考文献1式 41 ppkldT12式中：工作面的挤压应力，；pMPa传递的转矩，；1TmmN 轴的直径，；dmm键的工作长度，A 型，为键的公称长度和键宽；lmmlLbbL、键与毂槽的接触高度，；k,mm/2kh许用挤压应力，由参考文献1表 4.1，静连接，材料为钢，有 pMPa轻微冲击，,取 110Mpa。 100 120pMPa轴段 1 上的键和轴段 7 上的键，由于轴的直径相同，键取相同的 b，h 值，l 都 取 25mm，可以计算挤压应力：；校核通过；=21=2 756367 2(25 8) 25= 101.7 = 1108 校核轴承的寿命校核轴承的寿命轴承不受轴向力，只有径向力，且，所以只校核轴承 1 即右轴承即2 1可。8.18.1 计算当量动载荷计算当量动载荷由参考文献1式 10.2 = 1+ = 3399.48式中： 当量动载荷,N；P轴承的径向载荷和轴向载荷，1,1= 3399.48= 0动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由。YX、0, 1,YXeFFra8.28.2 校核寿命校核寿命由参考文献1式 10.1c=106 601( )3=106 60 480(1 33400 1.2 3399.48)3= 19057.5式中：轴承的基本额定寿命，h；hL轴承的预期寿命，三年三班，每年按 250 天计， hL；3 8 250 318000hLh 轴承的基本额定动载荷，由参考文献2表 12.1，查轴承 6307，C；33.4rCCkN