機械設計課程設計-軸系部件設計說明書

1、機械設計課程設計-軸系部件設 計說明書爲必嚼廈力求*摩Harbin Institute of Technology機械設計大作業(yè)段計題昌：BE紊:班級:役計育: 學號:擔導敦師:沒計時間:機被設計 軸棄部件段計0802105就基不告師你10802105XX曲建俊2010/11/21略爾濱工業(yè)大學機械設計大作業(yè)軸系部件設計說明書題目: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)、機器成批生產(chǎn)，其 他數(shù)據(jù)見下表。方 案電動 機工 作功 率 Pd/kW電動機 滿載轉(zhuǎn)工作機 得轉(zhuǎn)速第一級 傳動比軸承 座中 心高 ll/mm最短工作年限5.4.12.2940603.220010年1班一選擇軸的

2、材料因為傳遞功率不大，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d”曲對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度初算直徑式中3 Pdrnin Cp軸傳遞的功率；C由許用扭轉(zhuǎn)剪應力確定的系數(shù)；n軸的轉(zhuǎn)速，r/minQ由參考文獻1表10.2查得 C= 106-118, 考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，故=106.輸出軸所傳遞的功率：卩3 =Pdv帶軸承 齒輪=2.2 X 0.96 X 0.99 X 0.96=2.00724 加nw輸出軸的轉(zhuǎn)速：3獸打9 = 59.912 r/min112 X 20代入數(shù)據(jù)，得,3 P3 2.00724dC =106 = 34.172 mmJ 59.912考慮鍵的影響,將軸徑擴大5

3、%, dmin 34.172 X (1 +5%) = 35.88 mm。三結構設計1.軸承部件機體結構形式及主要尺寸為了方便軸承部件的裝拆，減速器的機體 采用剖分式結構。取機體的鑄造壁厚d=8mm, 機體上的軸承旁連接螺栓直徑2 = 12 mm, C = 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 離厶= + C + C? + (58)mm = 4750 mmL=48 mm o2.軸的結構設計本設計方案是有8個軸段的階梯軸，軸的 徑向尺寸（直徑）確定，以外伸軸徑心、心為基礎，考慮軸上零件的受力情況、軸上零件的 裝拆與定位固定、與標準件孔的配合

4、、軸的表 面結構及加工精度等要求，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 動件的軸段開始，向兩邊展開。（1）聯(lián)軸器及軸段和軸段本設計中，軸段和軸段為軸的最小尺寸 dmino因此，軸段和軸段與聯(lián)軸器的設計 同時進行。為了補償聯(lián)軸器所連接的兩軸的安裝 誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。由參考文獻1表13.1查得心= 1.5,則計算轉(zhuǎn) 矩Tc =心丁4 = Kax 9.55 x 106 - - 匚 Fv 帶 F軸承可齒輪2 235599=L5 % 血 x6 xX x 0.96 x 0.99 x

5、- x 0.96=319956.83 N-mm由參考文獻2表13.1可以查得GB/T 5014-2003中的LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器符合要 求。其參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩1250 Nmm,許用轉(zhuǎn) 速為4750 r/min,軸孔直徑范圍3048mm。 考慮dmin = 34.17 mm,取軸孔長度60 mm, J型軸孔，A型鍵。相應地，軸段和軸段的直徑為d嚴 d8 =40 mm,軸段和軸段的長度應比聯(lián)軸器 主動段軸孔長度略短，故取58mm。(2) 密封圈及軸段和軸段聯(lián)軸器采用軸段和軸段的軸肩固 定，軸肩計算h m (00701)心=284mm軸段和軸段直徑最終由密封圈確 定。由參考文獻2表14.4,選用氈

6、圈油封FZ/T 92010-1991中的軸徑為48mm的，則 軸段和軸段直徑d? = d7 = damin = 64 mm,由參考文獻2表9.4中Ra2O系列查得標準 值,取 ds = 75m。軸環(huán)寬度計算公式b = lAh = 1.4 （心d4） /2 = 7.7 mml5 = 14 mm o(6) 機體和軸段、的長度機體和軸段、的長度乙、 13、（6、?7除與軸上零件有關外，還與機體及 軸承蓋等零件有關。通常從齒輪壁面與機體內(nèi)壁間留有足 夠間距由參考文獻1表10.3,取心15mm。為補償機體的鑄造誤差，軸承應深入軸 承座孔內(nèi)適當距離，以保證軸承在任何時候 都能坐落在軸承座孔上。由參考文獻1

7、表 10.3,取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體 內(nèi)壁間的距離A=10mmo采用凸緣式軸承蓋，由6211軸承參數(shù) 及參考文獻2表12.6,取凸緣厚度e=12mmo為避免聯(lián)軸器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， 聯(lián)軸器輪轂端面與軸承蓋間應用足夠的間 I K,取 K=20mmo在確定齒輪、機體、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，即仏=乙7 =(厶一 B)+e + K=(48 - 10- 21)+ 12 + 2 = 49 mm仃=B + H + + 2 = (21 + 15 + 10 + 2) = 48 mm b = (B + H + A) 氐

8、=(21 + 15 + 10) -14 = 32 mm進而，軸承的支點及力的作用點的跨距也隨 之確定下來。6211軸承力作用點環(huán)厚中點 10.5mm,取此點為支點。取聯(lián)軸器輪轂中點 為力作用點。則各跨距 厶 1 = 89.5 mm, L2 = 72.5mm* 厶3 = 72.5 mm, L4 =89.5 mm o(7)鍵連接設計聯(lián)軸器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2表11.28 查得，分別采用鍵12X50 GB/T 1096-2003和鍵18X56GB/T 1096-2003 o(8) 結構設計簡圖根據(jù)以上要求，軸設計各數(shù)據(jù):階梯軸各段直徑:d = 40 mm,d2

9、= 48 mm, d3 = 55 mm, d4 = 60 mm,= 71 mm, d6 = 55 mm, d7 = 48 mm, d8 = 40 mmo階梯軸各段長度：58 mm, l2 = I7 = 49 mm , Z4 =70 mm,Z5 = 14 mm9l6 = 32 mm, Z5 = 14 mmo 各支點跨距：厶i = 89.5 mm, L2 =72.5 mm, L3 = 72.5 mm, L4 =89.5 mrrio四軸的受力分析i.齒輪受力計算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r3 =9.55xl06gv帶軸承徑向力齊=9.55

10、 x 106 x xX 0.96 x 0.99940112=67330.983 N mmFt tan a式中 a分度圓壓力角，標準齒輪-20代入數(shù)據(jù)得:2X67330.98361=2207.57 NFr = 77 tan 20= 803.491 N2.支承反力計算在水平面上叫盹也72玉=迺.745 N72.5 + 72.5Fh2 = Fr FH1 = (803.491 - 401.745)N = 401.745 N在垂直面上口口 Ft 2207.57PV1=PV2=1103.785 N軸承I的總支承反力:Fri = J F金 + 昭=V401.7452 + 1103.7852 = 1174.6

11、24 N軸承II的總支承反力:Fr2 = J說2 + 比2 = V401.7452 + 1103.7852 = 1174.624 N3. 軸彎矩計算在水平面上aa剖面左側(cè)：MaH = FH1L2 = 401.745 x 72.5 = 29126.513 N mma一a剖面右側(cè)：Mali = FH2L2 = 401.745 x 72.5 = 29126.513 N mm在垂直平面MaV = FV1L2 = 1103.785 x 72.5 = 80024.413 N mm合成彎矩a一a剖面左側(cè)：Ma = JM% += V29126.5132 + 80024.4132 = 85160.2 N mma

12、a剖面右側(cè)：Ma = JM爲 += V29126.5132 + 80024.4132 = 85160.2 N mm4. 軸轉(zhuǎn)矩計算99T = T = T3 乙齒輪=67330.983 X X 0.96 = 319956.83 N mm5.軸的受力簡圖（b）、彎矩圖（c、d、e）和轉(zhuǎn)矩圖（f）五校核軸的強度此軸幾乎為對稱布置，但a-a剖面左側(cè)使 用套筒固定齒輪，軸徑比右側(cè)小，故aa剖面 左側(cè)為危險剖面。由參考文獻1查得，抗彎截面模量IV = O.ld3 -加(d - t)22d式中 daa截面軸的d=60mm；b鍵槽的寬度,b=18mm；t鍵槽的深度,t=7mmo“ =0訶-魯=0.1 x 詡-

13、= 18650.55同理，抗扭截面模量為昭“”駕jx嘰蘭40250.55 mm?彎曲應力:M5十85160.2l 廠嚴o=4.5661 MPa18650.55oa = Gb = 4.5661 MPa% = 0扭剪應力:T _ 319956.83WT 40250.55=7.949 MPaTa = Tm = y = = 3.975 MPa對于調(diào)質(zhì)處理的45鋼,由參考文獻1表 10.1,查得巾= 650 MPa,= 300 MPa, t_i =155 MPa；材料的等效系數(shù)作= 0.2,化=O.lo鍵槽引起的應力集中系數(shù)，由參考文獻1 附表 10. 4,査得心=1.825, Kt = 1.625o絕

14、對尺寸系數(shù)，由參考文獻1附表10. 1,查得 = 0.75, eT = 0.75o軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)，由參考文獻1附表101和附表10.2,得p = 0.92o300o-i由此，安全系數(shù)計算如下:So = -iz= r-pnr= 24.8躍+ 屮松0.92 X 0.75 X 4,5661 + 02 X T_!155LST = -F= f-Znq= 16.56誌 Ta + 咒 Tm 0.92 X 0.75 X 3.975 + 0.2 X 0 S民24.8 X 16.56S =.=13.772V24.82 + 16.562由參考文獻1附表10.5,查得許用安全系數(shù)= 1.3-1.5顯然s

15、s,故a一a剖面安全。對于一般用途的轉(zhuǎn)軸，也可按彎扭合成強度進行校核計算。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) “6當量應力為ae = 丁巾？ + 4(如)2 = 74-56612 + 4 x (-6 x 7.949)2 = 10.58 MPa已知軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得Ob = 650 MPa, = 60 MPa o顯然, 4 0-訂,故軸的aa剖面左側(cè)強度滿足要求。六 校核鍵連接的強度鍵連接的擠壓應力計算公式4T ap = dhi 式中 徑，mm；矩,T = T4 = 31995&83 N mm ；T傳遞的轉(zhuǎn)h鍵的高度,mm；I鍵連接的計 算長度I = L b =

16、 (50 12) = 38 mm。聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力4T 4 X 319956.83aP1 = = 105.549 MPadhl 40X8X $0齒輪處鍵連接的擠壓應力4T 4 X 319956.83Op2 = -777 = 51.03 MPadhl 60 x 11 x(56- 18；取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料為鋼,由參考文獻1表 10.2 査得如=120-150MPao顯然，知V Si ，故強度足夠。七校核軸承壽命1.計算當量載荷系數(shù)P = XFr + YFa式中徑向載荷和軸向載荷;Y荷徑向系數(shù)和動載荷軸向系數(shù)。軸的動載由于軸向力Fa = o,由參考文獻1表1112查得 X=l, Y=0o則當量動載荷1174.624 N2.校核軸承壽命由于軸段幾乎呈對稱分布，受力均勻， 故只需校核軸承I。軸承在100C以下工作，由參考文獻1表11