軸系設計 說明書.doc

機械設計大作業(yè)計算說明書軸系設計說明書專 業(yè) ： 班 級 ： 設計者 ： （部分內容有錯，僅供參考）設計題目：方案電動機工作功率P電動機滿載轉速nm工作機的轉速nw/(r/min)第一級傳動比軸承座中心高H最短工作年限工作環(huán)境5.1.24 KW960 r/min1002180mm3年3班室外、有塵已知數(shù)據(jù)：轉速 P=3.65kw T=72610.24 Nmm軸上小齒輪：齒數(shù)Z1=17，模數(shù)，齒寬b=17mm，分度圓直徑d=85mm，壓力角圓周力徑向力法向力Fn=Ftcos20=1607N軸上大帶輪：壓軸力：FQ=1481.68N=1490一、選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用材料45號鋼，調質處理。二、初算軸徑dmin對于轉軸，按扭轉強度初算軸徑，由機械設計教材得C=106118，考慮軸端彎矩比轉矩小，故取C=106，則d=C3PN=20.84mm考慮鍵槽的影響，取dmind1.05=21.88mm，取軸徑為d=40mm。三、結構設計1確定軸承部件機體的結構形式及主要尺寸為方便軸承部件的裝拆，鑄造機體采用剖分式結構，取機體的鑄造壁厚=8mm，機體上軸承旁連接螺栓直徑d2=12mm，裝拆螺栓所需要的扳手空間C1=18mm，C2=16mm，故軸承座內壁到座孔外壁面距離L=+C1+C2+58mm=4750mm，取L=50mm。2確定軸的軸向固定方式因為一級齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸的軸向固定采用兩端固定方式。3選擇滾動軸承類型，并確定其潤滑與密封方式因為沒有軸向力作用，故選用深溝球支承。因為齒輪的線速度v=dn601000=85100601000m/s=0.45m/s，齒輪為開式，故滾動軸承采用脂潤滑。因為該減速器采用脂潤滑，密封處軸頸的線速度較低，故滾動軸承采用氈圈密封。4軸的結構設計在本題中有7個軸段的階梯軸，軸的徑向尺寸確定，以外伸軸徑d1為基礎，考慮軸上零件的受力情況、軸上零件的裝拆與定位固定、與標準件孔徑的配合、軸的表面結構及加式精度等要求，逐一確定其余各軸段的直徑；而軸的軸向尺寸確定，則要考慮軸上零件的位置、配合長度、支承結構情況、動靜件間的距離要求等因素，通常從與傳動件相配的軸段開始，然后向兩邊展開。根據(jù)以上要求，確定各軸段的直徑是：=38mm，=45mm，=50mm，=60mm，=50mm，=45mm，=40mm根據(jù)軸承的類型和軸徑d3，初選滾動軸承型號為6210，其基本尺寸是：d=50mm，D=90mm，B=20mm。因為軸承選用脂潤滑，軸上安置擋油板，所以軸承內端面與機體內壁間要有一定距離，取10mm。采用凸緣式端蓋，其凸緣厚度e=10mm。為了避免帶輪（和齒輪）端面與軸承蓋連接螺栓頭干涉，并便于軸承蓋上螺栓的拆裝，帶輪（和齒輪）端面與軸承蓋之間應該有足夠的間距K，取K=20mm。在確定齒輪、機體、軸承、軸承蓋、聯(lián)軸器的相互位置和尺寸后，即可從軸段4開始，確定各軸段的長度。本題兩支點在同一軸承座內且支點間無傳動件，故確定兩軸間的跨距L=(23)=(23)50=100150mm取L=100mm。軸段4的長度軸段3的長度=B=20mm軸段2的長度軸段1的長度=65mm軸段5的長度=B=20mm軸段6的長度軸段7的長度=26mm分別取帶輪和齒輪的輪轂長度中點為力的作用點，可得跨距/2+B/2=65/2+50+20/2=92.5mm/2+B/2=26/2+50+20/2=73mm5軸的結構設計帶輪與軸及齒輪與軸的連接均采用A型普通平鍵連接，查參考文獻2表11.27分別為鍵10 X 56 GB/T 1096-2003及鍵。四、軸的受力分析1畫軸的受力簡圖2計算支承反力將法向力作用點平移到軸心，則軸受徑向力。因未確定兩帶輪中心連線與兩齒輪中心連線的夾角，故在此設軸兩端徑向力的夾角為另之為180度。則：解得：FH1=401.5N FH2=148.5N FV1=1475.4N FV2=1524.6軸承（點1處）的總支撐反力：F1=FH12+FV12=1.529kN 軸承（點2處）的總支撐反力：F1=FH12+FV12=1.532kN則彎矩轉矩最大值：MH=L1FH1=37.14Nm MV=LFt=75Nm合成彎矩轉矩最大：Mmax=MH2+MV2=83.7Nm畫彎矩圖在水平面上截面； 截面MH2=FnL1=148.6Nm在垂直面上截面MV2=FrL1=50.9Nm； 截面MV2=FnL2=117.3Nm合成彎矩，截面：M1=MH12+MV12=50.9Nm；截面：M2=MH22+MV22=189.32Nm轉矩 T=72.61 Nm畫轉矩，彎矩圖 五、校核軸的強度a-a剖面左側，因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，故a-a剖面左側為危險剖面。由機械設計教材或手冊查得，搞彎截面模量為W=0.1d3-bt(d-t)22d式中：da-a截面軸的直徑，mm； b鍵槽寬度，b=10mm； t鍵槽深度，t=5mm；W=0.1d3-bt(d-t)22d=0.1503-1050(50-5)2250=11487.5mm2同理，可得抗扭截面模量為W=0.2d3-bt(d-t)22d=23987.5mm2彎曲應力： b=MW=11.046MPa a=b=11.064MPa m=0扭剪應力： T=TWT=3.027MPa a=m=T2=1.513MPa對于調質處理的45號鋼，由參考文獻1表10.1可以查得b=650MPa, -1=300MPa, -1=155 MPa；材料的等效系數(shù)=0.2, =0.1。健槽引起的應力集中系數(shù)，查參考文獻1表10.4得K=2.27,K=2.12絕對尺寸系數(shù)，查參考文獻1圖10.1得=0.84, =0.78.軸磨削加工時的表面質量系數(shù)，查參考文獻1圖10.1和表10.2得=0.92由此，安全系數(shù)計算如下：S=-1Ka+ m=9.4S=-1Ka+ m=33.54S=S+SS2+Sr2=9.05查參考文獻1表10.5得許用安全系數(shù)S=1.31.5，顯然SS，故a-a剖面安全。六、校核鍵連接的強度帶輪處鍵連接的擠壓應力為p=4Tdhl式中：d鍵連接處軸徑，mm； T傳遞的轉矩，Nmm； H鍵的高度，h=8mm； l鍵連接的計算長度，mm，l=L-b=56mm p=4Tdhl=17.06MPa取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，查機械設計教材上的表得p=7080MPa。顯然，pp，故強度足夠。同理，可得齒輪處鍵連接的擠壓應力為p=4Tdhl=41MPa取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，已查得p=125150，顯然，pp，故強度足夠。七、校核軸承壽命由手冊查得6307軸承的Cr=62000N，Co=63200N。1計算軸承的軸向力對于軸承因為只受徑向力，當量動載荷最大為軸承工作溫度較低，查參考文獻1表10.10得。載荷平穩(wěn)，查參考文獻110.11得。軸承的壽命為已知該傳動裝置使用3年，三班工作制，則預期壽命為顯然，故軸承壽命符合設計要求。對于軸承，因為只受徑向力，因當量動載荷,其它校核條件同軸承。故可知軸承也符合設計要求。八、軸系精度設計.確定尺寸精度(1)確定50尺寸精度由于本軸受載荷比較輕，軸承載荷也較輕，并且軸承工作時承受定向負荷作用。內圈與軸一起轉動，故內圈承受旋轉負荷。根據(jù)參考文獻4表6.2 得兩軸頸的公差帶代號為50j6，并且采用包容要求.(2)確定40尺寸精度根據(jù)齒輪最高精度等級為8級，查表10.10得內孔尺寸公差為IT8，與其配合的軸為IT7。根據(jù)參考文獻4表3.10 可選軸的基本偏差代號為r,則軸的公差帶代號為40r7 并采用包容要求。其配合代號為40H7/r7。(3)確定38尺寸精度根據(jù)齒輪最高精度等級為8級，查表10.10得內孔尺寸公差為IT8，與其配合的軸為IT7。根據(jù)參考文獻4表3.10 可選軸的基本偏差代號為r,則軸的公差帶代號為38r7 并采用包容要求。其配合代號為38H7/r7。.確定幾何精度(1)與軸承內圈、齒輪內孔配合軸頸表面，故采用包容要求(2)與軸承內圈配合表面要求圓柱度公差，按0級軸承查表6.6, 得圓柱度公差值為0.005。 (3)為保證45、50和38軸線與AB同軸，應規(guī)定它們的徑向圓跳動公差。根據(jù)齒輪精度為8級和式（10.15）得tr= 0.3FP=0.30.07=0.021,按尺寸大小類比法，得50的徑向圓跳動公差tr= 0.022，38的徑向圓跳動公差tr= 0.017。(4)38軸上的鍵槽對稱度公差，按8級查表4.16得公差值為0.02。.確定表面粗糙度(1)50j6軸頸表面粗糙度查表6.7 ,得Ra上限值為0.8m；57兩端面Ra上限值為3.2 m 。(2)40j6軸頸表面粗