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：轴系部件设计院系：机电工程学院班级：设计者：学号：指导教师：**设计时间：2014.12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书方案电动机工作功率P/kW电动机满载转速n m/(r/min)工作机的转速n w/(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5.1.2 4 960 100 2 180 3年3班室外有尘目录一、选择轴的材料 (1)二、按扭转强度估算轴径 (1)三、设计轴的结构 (1)3.1阶梯轴各部分直径的确定 (1)3.2阶梯轴各轴段长度及跨距的确定 (2)四、轴的受力分析 (3)4.1轴系部件受力分析 (3)4.2计算支反力 (3)4.3画弯矩图和转矩图 (4)五、校核轴的强度 (5)六、轴的安全系数校核计算 (5)七、校核键连接的强度 (7)八、校核轴承寿命 (7)九、轴上其他零件设计 (8)十、轴承座结构设计 (9)十一、轴承端盖的设计 (9)十二.参考文献 (1)一．选择材料，确定许用应力因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用45号钢，调制处理。

二.按扭转强度估算轴径由大作业四P=5.493KW ，n =480，对于转轴，扭转强度初算轴径，查参考文献[1]表9.4得C =106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取 C =106，则d min=C √P n 3=106×√5.4934803=23.89mm 其中P ——轴的传递功率n ——轴的转速C ——由许用扭转剪应力确定的系数由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮或小齿轮有键槽存在，故将其扩大为1.05倍，得d 1≥23.89×1.05=25.085mm ，按标准GB2822-81的R10圆整后取d 1=30mm 。

三．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：3.1．阶梯轴各部分直径的确定轴段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，d1=d7=30mm。

2) 轴段2和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[3]图7.2计算得到轴肩高度h=(0.07~0.1)d=(0.07~0.1)×30=2.1~3mmd2=d6=d1+2×ℎ=34.2~36mm查国标JB/ZQ4606-86，唇型圈油封的轴径d=35mm，所以d2=d6=35mm。

3) 轴段3和5轴段3和轴段5安装轴承，尺寸由轴承确定。

由于使用斜齿轮，轴向力较大选用角接触轴承。

根据GB/T 276—1994，初选轴承7209C，外形尺寸d=45mm D=85mm B=19mm，轴承安装尺寸d a=54mm。

计算轴承的dn=45×480=2.16×104<1.5×105，所以选用脂润滑。

d3 = d5 = 45mm4) 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d4=54mm。

3.2阶梯轴各轴段长度及跨距的确定1)轴段4轴段4在左右轴承间无传动要求，所以无需计算配合尺寸只需计算跨距L= (2~3)d3=90~135mm，L取99mm。

由于角接触轴承力的作用点在距离轴承外环大端面为a的位置，查参考文献[2]表12.2可得a=18.2mm B=19mm，所以L4=80mm。

2)轴段3和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L3=L5=B= 19mm。

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。

选用凸缘式轴承端盖，取轴承盖凸缘厚度 e = 10mm ， m = 15mm ，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离K= 15mm ，则轴段 6 长度L6=e+m+K=40mmL2=L6=40mm轴段1和7轴段 1 和 7 分别安装大带轮和小齿轮，故根据大作业 3、4 可知轴段 1 ,7长度L1=68mm L7=48mm四．轴的受力分析4.1轴系部件受力分析轴系部件上的转矩T1=9.55×106×P1n=9.55×106×5.493480=1.093×105N∙mm齿轮圆周力F t=2T1d1=2×1.093×10569=3168.1N齿轮径向力F r=F t tanαncosβ=3168.1×tan20°cos8.11°=1164.7N齿轮轴向力F a=F t×tanβ=451.5N作用在轴上的压力F Q=1497.19N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，通常取F Qmax=1.5F Q。

F Qmax=2245.79N4.2计算支反力在水平面上F Q (L 12+L 2+L 32)+F r (L 32+L 4+L 5+L 6+L 72)−R 2H (L 32+L 4+L 52)−F a ×d 2=0R 1H +R 2H +F r +F Q =0R 1H =472.95向里R 2H =3134.84向外在垂直平面上F t (L 72+L 6+L 5+L 4+L 32)−R 2V (L 32+L 4+L 52)=0 R 1V +R 2V +F t =0R 1V =2352.07N 向上R 2V =5520.17N 向下轴承1的总支承反力R 1=√R 1H 2+R 1V 2=2399.15N轴承2的总支承反力R 2=√R 2H 2+R 2V 2=6348.19N4.3画弯矩图和转矩图五．校核轴的强度I-I 截面既有弯矩又有转矩，且弯矩最大，为危险截面。

按弯扭合成强度计算。

根据参考文献[1]式10.3，有[]135.855e b MPa MPa σσ-==≤=式中M 1——1-1截面处弯矩，1324784.9M N mm =⋅T 1——1-1截面处转矩，1109300T N mm =⋅W ——抗弯剖面模量，由参考文献[1]附表10.1，W =0.1d 53=0.1×453=9112.5mm 3W T ——抗扭剖面模量，由参考文献[1]附表10.1，W T =0.2d 53=0.2×45=18225mm 3α——根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3.0=α；[σ]−1b ——对称循环的许用弯曲应力，由参考文献[1]表10.4，。

[σ]−1b =55MPa校核通过六．轴的安全系数校核计算弯曲应力：σb =M 1W= 1324784.935.649112.5b M MPa W σ=== 35.64,0a b m MPa σσσ===,扭剪应力：τT =T 1W T 1109300 6.0018225T T T MPa W τ===6.00322Ta m MPa τττ==== 由参考文献[1]式10.4、10.5、10.6，1300 3.671.8335.640.2010.8a m S K σσσσσσψσβε-===⨯+⨯+⨯ 115524.761.6330.1310.82a m S K ττττττψτβε-===⨯+⨯+⨯[]3.63 1.5~1.8S S ===≥=式中： σS ——只考虑弯矩时的安全系数；τS ——只考虑转矩时的安全系数；1-σ、1-τ——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10.1，45号钢调质处理，11300,155MPa MPa στ--==；τσK K 、——弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由参考文献[1]附表10.3、附表10.4，K σ =1.83 K τ =1.63τσεε、——零件的绝对尺寸系数，由参考文献[1]附图10.1，82.0,8.0==τσεε； ——表面质量系数，321ββββ=，由参考文献[1]附图10.1、附表10.2，92.0=β；τσψψ、——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]表10.1，1.0,2.0==τσψψ；m a σσ、——弯曲应力的应力幅和平均应力，35.64,0a m MPa σσ==； m a ττ、——扭转剪应力的应力幅和平均应力，3a m MPa ττ==；β[]S ——许用疲劳强度安全系数，由参考文献[1]表10.5，[]8.1~5.1=S ； 校核通过。

七．校核键连接的强度由参考文献[1]式6.1式中： ——工作面的挤压应力，MPa ； ——传递的转矩，mm N ⋅；——轴的直径，mm ；——键的工作长度，mm ，A 型，l L b =-，b L 、为键的公称长度和键宽； ——键与毂槽的接触高度，,mm /2k h =； []p σ——许用挤压应力，MPa ，由参考文献[1]表6.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击，[]100~120p MPa σ=,取110Mpa 。

（1） 对于轴段1上的键[]12210930080.07110734-8302p p T MPa MPa kld σσ⨯===≤=⨯⨯（）；校核通过； （2） 对于轴段7上的键[]12210930080.071107-302p p T MPa MPa kld σσ⨯===≤=⨯⨯（348）; 校核通过。

八．校核轴承的寿命轴承受轴向力，只有径向力，且1122R F R F r r =>=，所以只校核轴承2即左轴承即可。

[]p p kld T σσ≤=12p σ1T d l k8.1.计算当量动载荷由参考文献[1]式11.2226348.191006438.19r a P XF YF N =+=⨯+⨯=；式中：——当量动载荷，；——轴承的径向载荷和轴向载荷，2226348.,019r a F R N F ===； ——动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由0,1,==≤Y X e F F r a。

8.2.校核寿命由参考文献[1]式11.1c 36611010 1.038500185956060634848.1019.2T h P f C L h n f P ε⎛⎫⋅⨯⎛⎫==⨯= ⎪ ⎪⋅⨯⨯⎝⎭⎝⎭ 式中：——轴承的基本额定寿命，h ； ——轴承的预期寿命，三年三班，每年按250天计，'38250318000h L h =⨯⨯⨯=；——轴承的基本额定动载荷，由参考文献[2]表12.1，查轴承7209C ，38.5r C C kN ==；——寿命指数，对于角轴承，3ε=；——温度系数，由参考文献[1]表11.9，工作温度150C <，0.1=Tf ； ——载荷系数，由参考文献[1]表11.10，中等冲击，8.1~2.1=Pf ，取1.2P f =；'h h L L >，校核通过。