哈工大 軸系部件設(shè)計5.4.2

1、Harbin Institute of Technology機(jī)械設(shè)計大作業(yè) 課程名稱： 機(jī)械設(shè)計 設(shè)計題目： 軸系部件設(shè)計 院 系： 機(jī)電工程學(xué)院 班 級： 08108 設(shè) 計 者： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 古樂 設(shè)計時間： 2013/11/28 哈爾濱工業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計大作業(yè)軸系部件設(shè)計說明書題目：行車驅(qū)動裝置的傳動方案如下圖所示。室內(nèi)工作、工作平穩(wěn)、機(jī)器成批生產(chǎn)，其他數(shù)據(jù)見下表。方 案電動機(jī)工作功率Pd/kW電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm/(r/min)工作機(jī)得轉(zhuǎn)速nw/(r/min)第一級傳動比i1軸承座中心高H/mm最短工作年限5.4.23960503.32503年3班一 選擇軸的材料因為傳遞功率不大

2、，軸所承受的扭矩不大，故選擇45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。二 初算軸徑dmin 對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初算直徑 dminC3Pnm 式中 P軸傳遞的功率； C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)； n軸的轉(zhuǎn)速，r/min。由參考文獻(xiàn)1 表10.2查得C=106118，考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，故取C=106。輸出軸所傳遞的功率： P3=Pd·V帶 =3×0.96 =2.88 kW輸出軸的轉(zhuǎn)速： nm=nwi1=960400125=300 r/min代入數(shù)據(jù)，得dC3Pnm=10632.88300=22.528 mm 考慮鍵的影響，將軸徑擴(kuò)大5%， dmin22.528×1+5%=23.65

3、5 mm。三 結(jié)構(gòu)設(shè)計1. 軸承部件機(jī)體結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸 為了方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)。取機(jī)體的鑄造壁厚=8mm，機(jī)體上的軸承旁連接螺栓直徑d2=12 mm，C1=18 mm，C2=16 mm，為保證裝拆螺栓所需要的扳手空間，軸承座內(nèi)壁至坐孔外端面距離 L=+C1+C2+58mm=4750 mm 取L=48 mm。 2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 本設(shè)計方案是有6個軸段的階梯軸，軸的徑向尺寸（直徑）確定，以外伸軸徑d1、d8為基礎(chǔ)，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(biāo)準(zhǔn)件孔的配合、軸的表面結(jié)構(gòu)及加工精度等要求，逐一確定其余各軸段的直徑；而軸的軸向尺寸（長度）確定，則考

4、慮軸上零件的位置、配合長度、支承結(jié)構(gòu)情況、動靜件間的距離要求等因素，通常從與傳動件的軸段開始，向兩邊展開。（1） 軸段本設(shè)計中，軸段為軸的最小尺寸dmin?？紤]dmin=23.655 mm，考慮v帶大帶輪長度L=60mm取軸孔長度58 mm，J型軸孔，A型鍵。相應(yīng)地，軸段的直徑為d1=25 mm，軸段的長度應(yīng)比帶輪長度略長，故取l1=58 mm。（2） 密封圈及軸段聯(lián)軸器采用軸段的軸肩固定，軸肩計算h0.070.1d1=1.752.5mm軸段直徑最終由密封圈確定。由參考文獻(xiàn)2 表14.4，選用氈圈油封FZ/T 92010-1991中的軸徑為30mm，則軸段直徑d2=30 mm。（3） 軸承及軸

5、段和軸段考慮軸系部件幾乎呈對稱布置，且沒有軸向力，軸承類型選擇角接觸軸承。軸段和軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。初選軸承型號7207C，由參考文獻(xiàn)2 表12.3，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm，定位軸肩直徑damin=42 mm。通常同一軸上兩軸承取相同型號，故軸段和軸段直徑為d3=d6=35 mm。（4） 齒輪及軸段軸段安裝齒輪，為便于齒輪的拆裝，且與齒輪輪轂配合，取d4=38 mm。齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒輪左端面上，即僅靠，軸段的長度l4應(yīng)比齒輪輪轂長略短，由于齒寬L=64 mm，取l4=62 mm。（5） 軸段和軸段齒輪

6、右端采用軸段的軸肩固定，軸肩計算公式h0.070.1d4=2.663.8mm且確定d5還要考慮7207C軸承最小定位軸肩直徑，d5damin=42 mm，由參考文獻(xiàn)2 表9.3中Ra20系列查得標(biāo)準(zhǔn)值，取d5=45 mm。軸環(huán)寬度計算公式 m=1.4h=1.4（d5-d4）2=3.5 mm 取l5=14 mm。（6） 機(jī)體和軸段、的長度機(jī)體和軸段、的長度l2、l3、l6 除與軸上零件有關(guān)外，還與機(jī)體及軸承蓋等零件有關(guān)。通常從齒輪壁面與機(jī)體內(nèi)壁間留有足夠間距H，由參考文獻(xiàn)1 表10.3，取H=15mm。為補(bǔ)償機(jī)體的鑄造誤差，軸承應(yīng)深入軸承座孔內(nèi)適當(dāng)距離，以保證軸承在任何時候都能坐落在軸承座孔上。

7、由參考文獻(xiàn)1 表10.3，取軸承上靠近機(jī)體內(nèi)壁的端面與機(jī)體內(nèi)壁間的距離=10mm。采用凸緣式軸承蓋，由7207C軸承參數(shù)及參考文獻(xiàn)2 表12.6，取凸緣厚度e=12mm。為避免帶輪輪轂端面與軸承蓋連接螺栓頭相碰，并便于軸承蓋上螺栓的裝拆，帶輪輪轂端面與軸承蓋間應(yīng)用足夠的間距K，取K=5mm。在確定齒輪、機(jī)體、軸承、軸承蓋及聯(lián)軸器的相互位置后，軸段、的長度就隨之確定下來，即l2=L-B+e+K=48-10-17+12+5=38mm l3=B+H+2=17+15+10+2=44 mml6=B+H+-l5=17+15+10-14=28 mm進(jìn)而，軸承的支點及力的作用點的跨距也隨之確定下來。7207C

8、軸承力作用點距一邊15.7mm，取此點為支點。取聯(lián)軸器輪轂中點為力作用點。則各跨距 L1=82.7 mm，L2=59.3 mm，L3=57.3 mm。（7） 鍵連接設(shè)計帶輪及齒輪與軸的周向連接均采用A型普通平鍵連接，由參考文獻(xiàn)2 表11.27查得，分別采用鍵8×50 GB/T 1096-2003和鍵12×56 GB/T 1096-2003。（8） 結(jié)構(gòu)設(shè)計簡圖根據(jù)以上要求，軸設(shè)計各數(shù)據(jù)：階梯軸各段直徑：d1=25 mm，d2=30 mm，d3=35 mm，d4=40 mm， d5=45 mm，d6=40 mm。階梯軸各段長度：l1=58 mm，l2=38 mm ，l3=44

9、 mm， l4=62 mm，l5=14 mm，l6=28 mm。各支點跨距：L1=82.7 mm，L2=59.3 mm，L3=57.3 mm。四 軸的受力分析1. 齒輪受力計算圓周力Ft Ft=2T3d3 式中 T3小齒輪傳遞的扭矩，N·mm； d3小齒輪分度圓直徑，mm。小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 T3=9.55×106Pdnw·i1·V帶·軸·齒輪 =9.55×106×3960×400125×0.96×0.99×0.96 =90763.2 N·mm徑向力Fr Fr=Ftta

10、n 式中 分度圓壓力角，標(biāo)準(zhǔn)齒輪=20° 代入數(shù)據(jù)得： Ft=2×90763.251=3559.34 N Fr=Fttan20°=1295.49 N查v帶的初拉力及壓軸力，可以得到：FQ=1077.88N2. 支承反力計算在水平面上FH2=FrL3-FQL1L2+L3=1295.49×57.3-1077.9×82.759.3+57.3N=-127.87 NFH1=Fr+FQ-FH1=1295.49+1077.88+127.87N=2501.24 N 在垂直面上 FV1=L3L3+L2Ft=3559.34×57.357.3+59.3N=

11、1749.14 N FV2=Ft-FV1=3559.34-1749.14N=1810.2 N軸承的總支承反力： FR1=FH12+FV12=2501.242+1749.142=3052.16 N軸承的總支承反力： FR2=FH22+FV22=127.872+1810.22=1814.71 N3. 軸彎矩計算 在水平面上左側(cè)軸承受力：M1H=FQL1=1077.88×82.7=89140.676 N·mmaa剖面：MaH=FH2L3=127.87×57.3=7326.751 N·mm在垂直平面MaV=FV1L2=1753.81×59.3=1040

12、00.93N·mm合成彎矩左側(cè)軸承： M1=M1H=89140.676 N·mmaa剖面： Ma=MaH2+MaV2=7326.7512+104000.932=104258.71 N·mm4. 軸轉(zhuǎn)矩計算T=T4=T3齒輪=90763.2/0.96=94545 N·mm5軸的受力簡圖（b）、彎矩圖(c、d、e)和轉(zhuǎn)矩圖(f) 五 校核軸的強(qiáng)度此軸aa面和左側(cè)軸承受彎矩均為極值點，故aa剖面與左側(cè)軸承均有可能是危險截面。對a-a截面：由參考文獻(xiàn)1查得，抗彎截面模量為Wa=0.1d3-bt(d-t)22d 式中 daa截面軸的直徑，d=45mm； b鍵槽的寬

13、度，b=14mm； t鍵槽的深度，t=5.5mm。Wa=0.1d3-bt(d-t)22d=0.1×403-12×5×(40-5)22×40=5481.25 mm3 同理，抗扭截面模量為 WaT=0.2d3-bt(d-t)22d=0.2×403-12×5×(40-5)22×40=11881.255 mm3彎曲應(yīng)力： b=MaWa=104258.715481.25=19.021 MPa a=b=19.021 MPa m=0扭剪應(yīng)力： T=TWaT=9454511881.255=7.957 MPa a=m=T2=7.95

14、72=3.979 MPa對于軸承所在截面： W1=0.1d3=0.1×353=4287.5mm3 W1T=0.2d3=0.2×353=8575 mm3彎曲應(yīng)力： b=M1W1=89140.6774287.5=20.791 MPa a=b=20.791 MPa m=0扭剪應(yīng)力： T=TWaT=945458575=11.03 MPa a=m=T2=11.032=5.51 MPa比較可得：左側(cè)軸承所在截面為危險截面。對于調(diào)質(zhì)處理的45鋼，由參考文獻(xiàn)1 表9.3，查得b=650 MPa，-1=300 MPa，-1=155 MPa；材料的等效系數(shù)=0.2，t=0.1。鍵槽引起的應(yīng)力集

15、中系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1 表9.11，查得K=1.825，K=1.625。 絕對尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1 表9.12，查得=0.88，=0.81。軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1表9.8和表9.9，得=1×0.92=0.92。 由此，安全系數(shù)計算如下：S=-1Ka+m=3001.8250.92×0.88×20.791+0.2×0=6.4S=-1Ka+m=1551.6250.92×0.81×5.51+0.2×0=12.9S=SSS2+S2=6.4×12.96.42+12.92=5.733由參考文獻(xiàn)1 附表10.5，

16、查得許用安全系數(shù)S=1.31.5。顯然S>S，故左側(cè)軸承截面安全 。對于一般用途的轉(zhuǎn)軸，也可按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算。對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，取折合系數(shù)=0.6，當(dāng)量應(yīng)力為e=b2+4()2=20.7912+4×(0.6×5.51)2=21.82 MPa已知軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得b=650 MPa，-1=60 MPa。顯然，e<-1，故左側(cè)軸承剖面強(qiáng)度滿足要求。六 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵連接的擠壓應(yīng)力計算公式P=4Tdhl 式中 d鍵連接處軸徑， mm； T傳遞的轉(zhuǎn)矩，T=T4=94545 N·mm； h鍵的高度，mm； l

17、鍵連接的計算長度，l=L-b。帶輪鍵連接的擠壓應(yīng)力P1=4Tdhl=4×9454525×7×（50-8）=51.453 MPa齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力P2=4Tdhl=4×9454540×8×(56-12）=26.86 MPa 取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料為鋼，由參考文獻(xiàn)1 表10.2查得p=120150MPa。顯然，P2<P1<p，故強(qiáng)度足夠。七 校核軸承壽命1. 計算當(dāng)量載荷系數(shù)P=XFr+YFa 式中 Fr、Fa軸的徑向載荷和軸向載荷； X、Y 動載荷徑向系數(shù)和動載荷軸向系數(shù)。由于軸向力Fa=0，由參考文獻(xiàn)1 表10.13查得X=1，Y=0。則當(dāng)量動載荷 Pr=XFr1=FR1=3052.16 N2. 校核軸承壽命 由于軸段中軸承受力遠(yuǎn)大于軸承，故只需校核軸承。軸承在100以下工作，由參考文獻(xiàn)1 表10.10查得，fT=1；載荷平穩(wěn)，由參考文獻(xiàn)1 表1