1、Harbin Institute of Technology哈尔滨工业大学机械设计作业计算说明书题 目： 轴系部件设计 院 系： 能源科学与工程学院 班 级： 1002104 班 姓 名： 李敏 学 号： 1100200420 时 间： 2012.11.25-12.06 哈尔滨工业大学2目录1. 任务书 22. 选择轴的材料、热处理方式 33. 初算轴径 dmin，并根据相配大带轮的尺寸确定轴径 d1和长度 L 34. 结构设计 35. 轴的受力分析 36. 按照弯矩合成强度计算 67. 轴的安全系数校核计算 68. 校核键连接的强度 79. 校核轴承的寿命 810. 轴上其他零件设计 101
2、1. 参考文献 113哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目：行车驱动装置中的轴系部件设计 设计原始数据：行车驱动装置的传动方案如图 5.4 所示。室内工作、工作平稳、机器成批生产，其他数据见表 5.4。图 5.4方案Pd（KW） (/min)r(/in)wr1i轴承座中心高H（mm）最短工作年限 L工作环境5.4.4 2.2 710 40 2.8 220 3 年 3 班 室内表 5.40由先前的设计可知轴的输入功率 P1=2.8512KW,转矩 T=29592 Nmm，转速 n=290.91 r/min，斜齿轮圆柱齿轮分度圆直径 d=42mm，螺旋 =12.8386 度，齿宽 b=5.5mm1
3、. 选择轴的材料及热处理方式因为传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45 钢，调质处理。2.初算轴径 dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径 d1和长度 L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由文献1表 10.2 得 C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取 C=106，则mnPCd45.1702.1633mi 考虑键槽的影响，取 d min/mm=15.45 1.05=16.22mm，考虑轴端 1 与带轮连接，按标准 GB2822-81 的 R10 圆整后，取 d1=198mm，L 1=28mm3.结构设计（1）确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸为方便轴承部件的装拆
4、，铸造机体采用部分式结构（图 1），取机体的铸造壁厚 ，机体上轴承旁连接螺栓直径 d2=12mm，装拆螺栓所m8需要的扳手空间 C1=18mm，C 2=16mm，故轴承旁内壁至座孔外端距离，取 L=50mmm5047)5(2L（2）确定轴的轴向固定方式因为行车驱动装置中的齿轮高速传动端的轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴的轴向固定端采用两段固定方式（图 3）（3）选择滚动轴承类型，并确定其润滑及密封方式因为轴受轴向力的作用，故选用角接触球轴承。齿轮的线速度 ，齿轮转动时飞24.61067.106dnv溅的润滑油足于润滑轴承，故滚动轴承采用油润滑，因为该减速器的工作环境，脂润滑，密封处轴颈的
5、线速度较低，故滚动轴承采用毡圈密封，并在轴上安置挡油板（图 1）。（4）密封圈与轴段 2在确定轴段 2 直径时，应考虑联轴器的固定及密封圈的尺寸两个方面。当联轴器右端用轴肩固定时，由文献【1】图 10.9 中公式计算得轴肩高度 ，相应轴段 2 的直径 d2 的范围为md5.27.1).0.h（28.530mm。轴段 2 的直径最终由密封圈确定。由文献【2】表 14.4，可选用毡圈油封 F2/T92010-1991 中的轴径 25mm 的，则轴段 2 的直径d2=25mm。1（5）轴承与轴段 3 和轴段 6轴段 3 上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应该符合轴承内径系列。由于载荷较大，现暂取
6、滚动轴承 7206c（如图 2），由文献【2】表 12.4，内径 d=30mm，外径 D=62mm，宽度 B=16mm，a=14.2 。因为轴承采用脂润滑，轴上安置挡油板，所以轴承内端面与机体内壁间要有一定距离 。故轴段 3 的直径 d3=30mm。通常一根轴m8,取上的两个轴承取相同型号，故轴段 6 的直径 d6=30mm图 2（6）齿轮与轴段 4轴段 4 上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d 4 应略大于 d3，可取d4=33mm。齿轮左端用套筒固定，为了使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段 4 的长度 L4 应该比齿轮轴毂长度略短，已知齿宽b=42mm，可以取轴段 4 的长度 L4=40
7、mm。（7）轴段 5，故可取轴段 5 的直径 d5=40mm，mdh8.36.2)1.07.(轴肩宽度 b=L5=1.4h=1.4 （d 5-d4）/2=1.4 (45-38)/2=4.9mm，适当放大，取 L5 =14mm（8）机体与轴段 2,3,6 的长度轴段 2,3,6 的长度 l2 ，l 3，l 6 除与轴上零件有关，还与机体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始向两端展开来确定这些尺寸。为避免转动齿轮与不动体之间相碰，应在齿轮端面与机体内壁之间留有一定距离 H，由文献【1】中表 10.3，可取 H=15mm。为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能
8、坐落在轴承坐孔上，为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离。为保证拧紧上下轴承座连接螺栓所需扳手空间，轴承座应有足够的宽度 C，可取 C=50mm。2根据轴承 7207C 的外圈直径，由文献【2】可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm。为避免带轮转动时与不动的轴承盖之间发生碰撞，带轮的右端面与轴承盖间应有一定距离 K，可取 K=20mm。在确定此轮，机体，轴承，轴承盖及带轮的相互位置后，轴段 2,3,6 的长度就相应确定：mLBHlel 3014)685()( ;52012623 ；）（7207C 轴承力作用点距外环边缘 a =14.2mm，取该点为支点。取带轮轮毂中点为力作用点，则可得跨距
9、 L1=86.2mm，L 2=58.8mm，L 3=58.8mm（图 1）（9）键连接带轮及齿轮与轴的周围连接均采用 A 型普通平键连接，分别为键 856GB/T 1096-2003 及键 10 40 GB/T 1096-2003完成设计后的草图如图 1 所示。4.轴的受力分析（1）画轴的受力简图（图 3（b）（2）计算支撑反力圆周力 NdTFt 4.39.1725径向力 tran3轴向力 NFt2.361cos带轮压轴力 Q=1434.21N带初次安装在带轮上的时候，所需要的初拉力要比正常工作时大很多，故计算轴和轴承时，通常取 NQ32.15.435maxNFNLdFHrrH 1.206.3
10、95.126.3298./47.5123 7.9/tV轴承 I 的总支撑反力： NFVHR 7.30.169.322121 轴承 II 的总支撑力 VHR 9.26.).0(222(3)画弯矩图 在水平面上，a-a 剖面左侧，mNLFMHah 5.1380)(21a-a 剖面右侧， ah 7.32c-c 剖面 LQ6.591在垂直面上，弯矩为 mNFMVa 4.7821合成弯矩，a-a 部面左侧 aVha 4.219.95.3022a-a 剖面右侧mNaVha .568.7.18222（4）画转矩图4mNT2955.按照弯矩合成强度计算根据文献【1】式 10.3，由第三强度理论：抗弯剖面模 3
11、2323 7.5613).(5.14.0)(1.0 mdtbW5抗弯扭剖面 32323 .7093)5.(.41.0)(2.0 mdtbWT 6 轴的安全系数校核计算弯曲应力： MPaWb12.673542981,0,.mba扭剪应力： MPaTma08.217.4951由参考文献1式 10.4、10.5、10.6， 7.1902.168.092531 mKS 4.3876.11m 5.1.4.30.19222 SS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；、 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11表 10.1，45 号钢调质处理， ；1130,5MPaa弯曲时
12、和扭转时轴的有效应力集中系数，c-c 截面由配合而K、6产生应力，由参考文献1附表 10.4，利用插值可得；2.65,1.89K零件的绝对尺寸系数，由参考文献 1附图 10.1，、；7.0,.表面质量系数， ，由参考文献1附图 10.1、附表32110.2， ；9.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.弯曲应力的应力幅和平均应力，ma、 ;0,863mMPa扭转剪应力的应力幅和平均应力，、 4.许用疲劳强度安全系数，由参考文献1表 10.5， ；S 5.13S校核通过。7 校核键连接的强度由参考文献1式 6.1 ppkldT12式中：
13、p工作面的挤压应力， ；MPa1T传递的转矩， ；mNd轴的直径， ；l键的工作长度， ，A 型， ， 为键的公称长度和键宽；lLb、k键与毂槽的接触高度， ；,/2kh许用挤压应力， ，由参考文献1表 6.1，静连接，材料为钢，pPa。aMp130,1502取（1） 对于轴段 1 上的键，校核通过；MPdhlTp 287.4689247（2） 对于轴段 4 上的键，校核通过。MPahldTp 12049.2351 8 校核轴承的寿命8.1 计算轴承的轴向力由文献【2】表 12.2 得 7206c 的基本额定动载荷 ，基本额定NCr1780静载荷 NCor1280由参考文献【1】表 11.13
14、 得，所选轴承 1，2 内部轴向力分别为；NFFRrs 3.487.3044.111 rs 6920222及 的方向如图 3 所示。 与 A 同向，则1s s，显然 ，因此轴有右移的趋NAFs .51).48.6(221ssF势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承 2 将保持平衡，故两轴承的轴向力分别为 Nsa9.511F8062比较两轴承的受力，因 ,故只需校核轴承 1.2121,raF8.2 计算当量动载荷由文献【1】查得此时 41.0)3.5tn(.t5. e因为 ，所以 x=0.44，y=1.364.0/1raF由参考文献1式 11.2N；1.968.53.1704.1 arYXP式中：
15、当量动载荷， N；2arF、轴承的径向载荷和轴向载荷；YX、动载荷径向系数和动载荷轴向系数；8.2 校核寿命轴承在 120 摄氏度以下工作，查参考文献【1】表 11.9 得： ，查表0.1Tf811.10 得：载荷平稳时， 。由参考文献1式 11.1c5.1Pf hfCnLpTh 53616 104985.17000 式中： h轴承的基本额定寿命，h；L轴承的预期寿命，三年三班，每年按 300 天计，；hh 5, 1026.308轴承的基本额定动载荷，由参考文献2表 12.1，查轴承 7207C，C；KNr.54寿命指数，对于滚子轴承， ；3Tf温度系数，由参考文献1表 11.9，工作温度 ，
16、 ；C1200.1Tf载荷系数，由参考文献1表 11.10，中等冲击， ，取8.Pf；1.2Pf由于 ，故校核合格。hl9 轴上其他零件设计(1）密封用毛毡圈毛毡圈所在轴段的直径为 30mm，查参考文献2表 14.4，可得毛毡圈的尺寸参数(2) 两侧轴端挡板该零件也属于标准件。查阅参考文献2表 11.22，选用螺栓紧固轴端挡圈（GB/T 892-1986），B 型，公称直径 32mm。(3)轴承座结构设计本次设计中选用整体式轴承座如图 4。按照设计方案的要求，轴承座孔中心高 。 轴承座腹板壁厚 ，筋厚 ，底座凸缘厚度H250m10m10mb=15mm。轴承座地脚螺栓直径 df=16mm,轴承盖
17、连接螺栓直径 d1=8mm。由参考文献2表 4.2 查到地脚螺栓的扳手空间 C1=18mm，C 2=16mm，沉头座直径9d2=32mm。图 4(4)轴承端盖（透盖）由本次设计的特点，可选用凸缘式轴承盖（如图 5），其中嵌入毛毡圈以密封。由参考文献3图 7.5 中的经验公式得到相关尺寸：，取 。（此处的 是螺栓直径，即设计轴承31.2.89.6edm10e3d座时的 ）。 ，取 112mm。mdD1628)5.(72)5.(32 0()/7/9D10图 5 图 6根据轴、轴承座的设计，应取 。258209.7.4mLKem涉及到毛毡圈沟槽的尺寸，按照 参考文献2FZ/T 92010-1991 相关尺寸设计。毛毡各尺寸见图 6。10.参考文献1 王黎钦，陈铁鸣.机械设计.4 版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 2008.2 张峰，宋宝玉. 机械设计课程设计指导书. 北京：高等教育出版社， 2009.3 王连明，宋宝玉. 机械设计课程设计.3 版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版， 2007.
