哈工大机械设计大作业轴系部件设计(9页).docx

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1、-哈工大机械设计大作业轴系部件设计-第 8 页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 设计时间： 2017.12 哈尔滨工业大学设计任务原始数据如下：有冲击，室内工作，机器成批生产方案（KW）轴承座中心高H（mm）最短作年限L工作环境5.1.2496010021803年3班室外、有尘一选择轴的材料、热处理方式因传递功率不大，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=3.84KW，n =480r/min，对于转轴，扭转强度初算轴径，查参考文献1表10.2得C=10

2、6118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取 C=106，则其中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，按标准GB2822-81的R10圆整后取d=25mm。三设计轴的结构3.1确定机体和轴的结构形式箱体内无传动件，不需经常拆卸，箱体采用整体式。由轴的功能可知，该轴应具有带轮、齿轮的安装段，两个轴承的安装段以及两个轴承对外的密封段，共7段尺寸。由于没有轴向力的存在，且载荷、转速较低，故选用深沟球轴承。由于传递功率小，转速不高，发热小，故轴承采用两端固定式。由于轴转速较低，且两轴承间无传动件，所以采用脂润滑、

3、毛毡圈密封。确定轴的草图如图1所示：图1 确定轴的草图3.1阶梯轴各部分直径的确定1) 轴段1和7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，。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10.9计算得到轴肩高度由参考文献3表14.4取毡圈油封直径，取轴径。3) 轴段3和5轴段3和轴段5安装轴承，最终尺寸由轴承确定。标准直齿圆柱齿轮，没有轴向力，但考虑到有较大的径向力，故选用深沟球轴承。初算轴径 由参考文献3表12.1选轴承6307，外形尺寸d=35mm，D=80mm，B=21mm，

4、安装尺寸da=44mm，Da=71mm。故确定轴径 。4) 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。3.2阶梯轴各轴段长度及跨距的确定1)轴段4对二支点在同一轴承座内而支点间无传动件的情况，应首先确定两轴承间跨距L，一般，d为轴承所在轴段的直径。而此轴的跨距是指轴上支反力作用点间的距离，对于深沟球轴承，力作用点在轴承宽度中点。由上述可知，。取，则轴段4的长度。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。3)轴段2和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。由于箱体采用整体式，故选择凸缘式轴承端盖（如图2所示）。取固

5、定轴承端盖的螺栓的直径为，则，取。取，箱体外部传动零件的定位轴肩到轴承端盖间的距离K取20mm。故轴段2和轴段6的长度。 图2 凸缘式轴承盖4) 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小齿轮圆周力小齿轮径向力由于是直齿轮，故小齿轮轴向力 。由大作业3可知，大带轮压轴力 。4.2计算支反力在水平面上 FQL12+L2+L32+FrL32+L4+L5+L6+L72-R2HL32+L4+L52-Fad2=0R1H+R2H+Fr+FQ=0在垂直平面上FtL72+L6+L5+L4+L32-R2

6、VL32+L4+L52=0R1V+R2V+Ft=0轴承1的总支承反力 轴承2的总支承反力 4.3画弯矩图和转矩图水平面上，轴承1所受弯矩水平面上，轴承2所受弯矩垂直面上，轴承1所受弯矩最大轴承1处合成弯矩：轴承2处合成弯矩：转矩：图3 轴的受力图五 校核轴的强度由弯矩转矩图可知，轴承1处为危险截面。由参考文献1附表10.1可知：抗弯剖面模量：抗扭剖面模量：则弯曲应力：扭剪应力：对于调质45钢，由参考文献1表10.1查得：由参考文献1查得碳素钢等效系数由参考文献1附表10.3查得轴与滚动轴承配合应力系数, 由参考文献1附图10.1查得绝对尺寸系数 由参考文献1附图10.2查得轴磨削时表面质量系数

7、只考虑弯矩时的安全系数：只考虑转矩时的安全系数：安全系数：校核通过。六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，；传递的转矩，；轴的直径，；键的工作长度，A型，为键的公称长度和键宽；键与毂槽的接触高度，；许用挤压应力，由参考文献1表6.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击，,取110Mpa。（1）轴段1上的键：校核通过。（2）轴段7上的键：校核通过。八校核轴承的寿命轴承受轴向力，只有径向力，且，所以只校核轴承2即左轴承即可。8.1.计算当量动载荷由参考文献1式11.2式中：当量动载荷，N；轴承的径向载荷和轴向载荷，；动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由。8.2.校核寿命由参考文献1

8、式11.1c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，；轴承的基本额定动载荷，由参考文献2表12.1，查轴承6307，；寿命指数，对于球轴承，；温度系数，由参考文献1表11.9，工作温度，；载荷系数，由参考文献1表11.10，中等冲击，取；，校核通过。九轴上其他零件设计1）轴上键连接的设计轴和大带轮和小齿轮的轴向连接均采用A型普通平键连接，为加工方便，两处键连接尺寸相同，根据参考文献3 表11.28，选用A型普通平键，为轴段1键 GB/T 1096-2003，轴段7键 GB/T 1096-20032）密封用毛毡圈毛毡圈所在轴段的直径为30mm，查参考文献3表14

9、.4，可得毛毡圈梯形沟槽宽边长5.5mm，窄边长4mm，窄边直径43mm，宽边直径31mm。3) 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。十轴承座结构设计本次设计中选用整体式轴承座。按照设计方案的要求，轴承座孔中心高H=170mm。轴承座腹板壁厚，筋厚，底座凸缘厚度b=15mm。轴承座地脚螺栓直径df=16mm,轴承盖连接螺栓直径d1=6mm。由参考文献3表 4.2查到地脚螺栓的扳手空间C1=13mm，C2=11mm，沉头座直径d2=36mm。图4 轴承端盖结构图十一. 轴承端盖的设计箱内无传动件，故选用凸缘式轴承端盖，工作环境室内清洁，故用毛毡圈密封。凸缘厚，旋入端长，旋入端外径为轴承外径，内径配合轴承安装尺寸取70mm，拔模斜度1:10。凸缘外径，为螺栓直径M6，取110mm。螺栓孔中心距。十二参考文献1 宋宝玉、王黎钦.机械设计.北京：高等教育出版社.20102 张锋、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.