哈工大机械设计——轴系部件设计

Harbin Institute of Technology
大作业设计说明书
课程名称：机械设计
设计题目：设计带式运输机中的
齿轮传动高速轴的轴系部件院系：机电工程学院
班级：1008106班
设计者：林君泓
学号：1100800130
指导教师：郑德志
设计时间：2012、10、22
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：设计带式运输机中的高速轴的轴系部件
题号：5.1.5
设计原始数据：
机器工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据如表所示。

目录
一、选择轴的材料 (1)
二、初算轴径 (1)
三、轴承部件结构设计 (2)
3.1轴向固定方式 (2)
3.2选择滚动轴承类型 (2)
3.3键连接设计 (2)
3.4阶梯轴各部分直径确定 (3)
3.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 (4)
四、轴的受力分析 (5)
4.1画轴的受力简图 (5)
4.2计算支反力 (5)
4.3画弯矩图 (6)
4.4画转矩图 (6)
五、校核轴的弯扭合成强度 (8)
六、轴的安全系数校核计算 (9)
七、键的强度校核 (10)
八、校核轴承寿命 (11)
九、轴上其他零件设计 (12)
十、轴承座结构设计 (12)
十一、轴承端盖（透盖） (13)
参考文献 (13)
目录
一、选择轴的材料 (1)
二、初算轴径 (1)
三、轴承部件的结构设计 (1)
1.各轴段直径的确定 (1)
2.各轴段长的确定 ......................................... 错误！未定义书签。

四、轴的受力分析 (4)
1.轴的受力简图及各点力的计算 (4)
2.弯矩图 (4)
3.扭矩图 (5)
五、轴的强度校核 (5)
1.弯扭合成强度 (5)
2.安全系数 (6)
六、键的强度校核 (6)
七、校核轴承寿命 (6)
八、轴承端盖的设计 (7)
九、轴承座的设计 (7)
十、轴系部件装配图 (7)
参考文献 (9)
一、 选择轴的材料
因传递的功率不大，且对质量和尺寸无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理。

二、 初算轴径
112m P P ηη=
因为为代式运输机 工作时间每天24小时，所以K=1.3
Pm=Pd/K=2.3
式中
1η——带轮的传动效率 2η——对滚动轴承的传递的功率
由参考文献2，表9.1 取10.96η=，20.99η=，代入上式，得
对于转轴，按扭转强度初算直径：min d ≥其中
p ——轴传递的功率， 0130.95 2.85m P P kW η=⨯=⨯=！
！！ P=112m P P ηη=kw kw 19.22.399.096.0=⨯⨯= m n ——轴的转速，r/min
C ——由许用扭转剪应力确定的系数。

查参考文献1表9.4得C=106～118，考虑轴端弯矩比转矩小，C 取较小值106。

则得到
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
22.6474k d mm ≥！
！！！20.41，按标准GB2822-81的10R 圆整后取125d mm =。

开始抄5.1.5好了！
三、 轴承部件的结构设计
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：
3.1及轴向固定方式
因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。

因此，所涉及的轴承部件的结构型式如图2所示。

然后，可按轴上零件的安装顺序，从d min 处开始设计。

3.2选择滚动轴承类型
因轴承所受轴向力很小，选用深沟球轴承，因为齿轮的线速度小于2m/s ，齿轮转动时飞溅的润滑油不足于润滑轴承，采用油脂对轴承润滑，由于该减速器的工作环境清洁，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用毡圈密封，由于是悬臂布置所以不用轴上安置挡油板。

3.3 键连接设计
齿轮及带轮与轴的周向连接均采用A 型普通平键连接，齿轮、带轮所在轴径相等，两处键的型号均为10⨯8GB/T 1096—2003。

3.4阶梯轴各部分直径的确定
（1） d 1和d 7的确定
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，1725d d mm ==。

（2） d 2和d 6的确定
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9.16和表9.5计算得到轴肩高度
(0.070.1)(0.070.1)25(1.75 2.5)h d mm ==⨯=
()()2612252 1.75~2.528.5~30d d d h mm ==+⨯=+⨯=
轴段⑦ 轴段⑥ 轴段⑤ 轴段④ 轴段③ 轴段② 轴段① 3L 2L 1L
由参考文献[2]表14.4，毛毡圈油封的轴径30d mm =，所以2630d d mm ==。

毡圈代号为30 FZ/T92010-1991
（3） 与的确定
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 276—1994，初选轴承6307，d=35mm ，外形尺寸D=80mm ，B=21mm ，轴件安装尺寸44a d mm =。

因为轴承的dn 值小于5(1.5~2)10/m i n
m m r
⨯⋅，所以采用脂润滑。

故取3535d d mm ==。

（4） 的确定 轴段4在两轴承座之间，其功能为定位固定轴承的轴肩，故444a d d mm ==。

3.5 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 。

一般3(23)(23)35(70105)L d mm ==⨯=，取90L mm =。

则轴段4长度4802159l L B mm =-=-=,取60mm 。

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，3521l l B mm ===。

3)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10e mm =，12m mm =，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离15K mm =，则轴段6长度
610121537l m e K mm =++=++=
由于大带轮较大，设计成腹板式结构，故轴段2长度
266()4522
B L l l l mm --=+=+=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138l L mm ==，轴段7长度726l b mm ==。

（faid=0.4 ）本来尺宽为28.8.
四、轴的受力分析
4.1画轴的受力简图
轴的受力简图、弯矩图、转矩图画在一起，见图5.2。

四、轴的受力分析
1.轴的受力简图及各点力的计算
由计算可以得到：R1H=4817.5N；R1v=3126.9N
R2H=2629.2N；R2v=3510.1N
2.弯矩图
（单位/N·mm）
T=65101
五、轴的强度校核
1.弯扭合成强度
由弯矩图和扭矩图可知，轴的危险截面是Ι—Ι剖面
抗弯模量
W=
抗扭模量
W T=
弯曲应力
，。

扭剪应力
危险截面Ι—Ι的当量应力
查[1]表9.3，得=650MPa，查[1]表9.3的[-1b]=60MPa
因为，所以轴的Ι—Ι剖面强度满足要求。

2.安全系数
已知轴承圆角r=1mm，所以轴肩圆角，取r`=1mm，则
查[1]表9.10得，=1.70。

由[1]式9.4，9.5,9.6注查得等效系数，。

绝对尺寸系数由[1]图9.12查得
轴磨削加工时，表面质量系数由[1]表9.8,9.9查得。

则安全系数为
查[1]表9.13得许用安全系数，显然
所以，剖面安全。

六、键的强度校核
带轮处挤压应力
齿轮处挤压应力
因为，
所以键的强度满足要求。

七、校核轴承寿命
当量动载荷，查[2]表12.1并计算得，X=1。

即，。

所以P=5743.3N
因为轴承在100℃以下工作，查[1]表10.10的f T=1,同时载荷变动小，查[1]表10.11得f p=1.0。

所以
已知运输机的使用寿命为,显然。

更换轴承为圆柱滚子轴承，型号为N207E，C=46500N，重新校核得
所以寿命合格。

八、轴承端盖的设计
轴承端盖的结构如右图
轴承盖的厚度，为螺钉直径，取螺钉，则，于是得，取。

轴承盖直径为，取。

螺钉所在圆的直径。

其他尺寸：
九、轴承座的设计
剖分式轴承座设计图例参考[3]图7.9,7.10,7.11设计。

详见轴系部件装配图。

十、轴系部件装配图
附2号图纸。

参考文献
[1]宋宝玉，王黎钦.机械设计.哈尔滨：高等教育出版社，2010.5
[2]王连明，宋宝玉.机械设计课程设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010.1
[3]张锋，宋宝玉.机械设计大作业指导书.哈尔滨：高等教育出版社，2009.
参考文献
[1] 宋宝玉，王黎钦．机械设计．北京：高等教育出版社，2009．
[2] 宋宝玉．机械设计课程设计指导书．北京：高等教育出版社，2006．
[3] 张锋，宋宝玉．机械设计大作业指导书．北京：高等教育出版社，2009．。