哈工大机械设计大作业5-轴系部件设计5.1.1

哈工大机械设计大作业5,轴系部件设计,5.1.1.

1 轴的材料选择

因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故需选用常用材料45钢，调质处理。

2 初算轴径dmin

由大作业三P=3.46KW，n=533.3，对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献[1]查表10.2得 C=118~106,取C =112，则

112 20.89 考虑有一个键槽的影响，取dmin 20.89 1.05=21.93 按标准GB2822-81的R10圆整后取d1 25mm。

dmin 3 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。轴段的草图如图1：

轴段⑥ 轴段⑤ 轴段④ 轴段③ 轴段② 轴段① 轴段⑦

L3 L2 L1

图1

3.1 阶梯轴各部分直径的确定

1) 轴段1和轴段7

轴段1和轴段7分别安放大带轮和小齿轮，，而直径由初算的最小直径得到。所以，d1 d7 25mm。

2) 轴段2和轴段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[1]图10.9计算得到轴肩高度

h (0.07~0.1)d (0.07~0.1) 25 (1.75~2.5)mm

d2 d6 d1 2 h 25 2 1.75~2.5 28.5~30 mm

由参考文献[2]表14.4，室外有尘环境，选择唇形密封圈轴径d 30mm，所以d2 d6 30mm。

3) 轴段3和轴段5

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[2]表12.1GB/T 276—1994，初选轴承6307，外形尺寸d=35mm，D=80mm，B=21mm，轴件安装尺寸da 44mm。因为轴承的dn值小于

哈工大机械设计大作业5,轴系部件设计,5.1.1.

(1.5~2) 105mm r/min，所以选用脂润滑。故取d3 d5 35mm。

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d4 da 44mm。

3.2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

L (2~3)d3 (2~3) 35 (70~105)mm，取L 80mm。则l4 L B 80 21 59mm，取l4 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，故l3 l5 B 21mm。 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e 10mm，m 12mm，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离K 15mm，则l6 l2 m e K 10 12 15 37mm。

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l1 L 70mm，轴段7长度

l7 b 25mm（小齿轮实心式）。

4 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2。

4.2计算支承反力

传递到轴系部件上的转矩

T1 9.55 106

齿轮圆周力

P3.461

9.55 106 61959N mm n1533.3

Ft

齿轮径向力

2T12 61959

1822.3N d168

Fr Fttan 1822.3 tan20 663.28N

齿轮轴向力

Fa 0N

带轮压轴力

Q 1139.13N

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，将其扩大

50%，按Q 1708.70N计算。

在水平面上

R1H

Q L1 L2 Fr L31708.70 82.5 81 663.28 60

2957.72N

L281

R2H R1H Q Fr 2957.72+1708.70+663.28=-585.74N

在垂直平面上

哈工大机械设计大作业5,轴系部件设计,5.1.1.

R1V

Ft L31822.3 60

1349.75N L281

R2V Ft R1V (1822.3 1349.75) 3172.1N

轴承1的总支承反力

R1 2947.43N

轴承2的总支承反力

R2 3225，7N

4.3画弯矩图

竖直面上，II-II截面处弯矩最大，MIIV FtL3 109338N mm； 水平面上，I-I截面处弯矩最大，MIH QL1 140968N mm；

II-II截面处的弯矩为MIIH FrL3 39796.8N mm；

合成弯矩，I-I截面：

MI

II-II

截面：MII

MIH 140968N mm

116355N mm

竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图2所示

4.4画转矩图

做用在轴上的转矩为大带轮的输入转矩

T1=61959

转矩图如图2所示（单位：N mm）

II I

Ft

Fr

R2v

R2H

R1H

Q

R1v

109338

竖直面弯矩

图

140968

39796.8

水平面弯矩图

140968

合成弯矩图

116355

61959

图2

转矩图

哈工大机械设计大作业5,轴系部件设计,5.1.1.

5 轴的强度校核

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

e 33.2MPa 1b 55MPa

式中M1——1-1截面处弯矩，M1 140968N mm；

T——1-1截面处转矩，T1 61959N mm；

W——抗弯剖面模量，由参考文献[1]附表10.1，

3

W 0.1d5 0.1 353 4287.5mm3；

WT——抗扭剖面模量，由参考文献[1]附表10.1，

3WT 0.2d5 0.2 353 8575mm3；

——根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩， 0.3；

1b——对称循环的许用弯曲应力，由参考文献[1]表10.4， 1b 55MPa。

因此，校核通过

6 轴的安全系数校核计算

弯曲应力：

b

扭剪应力：

M1140968

32.88MPa W4287.5

a b 32.88MPa

T161959 7.23MPa WT8575

7.23

a m T 3.61MPa

22

T

由参考文献[1]式10.4、10.5、10.6，

3.68 1.825

32.88 0.2 0 m

0.92 0.8 a

1155

S 19.05

3.61 0.1 3.61 a m

0.92

0.82

S 3.61 S 1.5~1.8

K

式中：

S ——只考虑弯矩时的安全系数；

S

1

300

S ——只考虑转矩时的安全系数；

1、 1——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， 1 300MPa, 1 155MPa；

K 、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 1.825,K 1.625；

哈工大机械设计大作业5,轴系部件设计,5.1.1.

、 ——零件的绝对尺寸系数，由参考文献[1]附图10.1， 0.8, 0.82； ——表面质量系数， ，由参考文献[1]附图10.1、附表10.2， 0.92；

1

2

3

、 ——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， 0.2, 0.1；

a、 m——弯曲应力的应力幅和平均应力， a、 m——扭转剪应力的应力幅和平均应力，

S ——许用疲劳强度安全系数，由参考文献[1]表10.5， S 1.5~1.8；

所以，校核通过。

7 键连接的强度校核

由参考文献[1]式6.1

p

式中：

2T1

pkld

p

——工作面的挤压应力，MPa；

T1——传递的转矩，N mm；

d——轴的直径，mm；

l——键的工作长度，mm，A型，l L b，L、b为键的公称长度和键宽； k——键与毂槽的接触高度，mm,k h/2；

p——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， p 100~120MPa,取110Mpa。

1） 对于轴段1上的键，选择参数L=30，B=8，h=7。

p

2T12 61959

64.37MPa p 110MPa，校核通过； kld 30 8 2522T12 61959

101.2MPa p 110MPa，校核通过。 7kld 22 8 252

2） 对于轴段7上的键，选择参数L=22，B=8，h=7。

p

8 校核轴承的寿命

轴承不受轴向力，只有径向力，且Fr2 所以只校核轴承2即左轴承即可。

R2 3225.7 Fr1 R1 2947.43，

8.1计算当量动载荷

由参考文献[1]式11.2

P XFr2 YFa2 1 3225.7 0 0 3225.7N；

式中：

P——当量动载荷，N；

Fr2、Fa2——轴承的径向载荷和轴向载荷，F R 3225.7N,F 0；

r22a2

X、Y——动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由Fa

r

e,X 1,Y 0。

哈工大机械设计大作业5,轴系部件设计,5.1.1.

8.2校核寿命

由参考文献[1]式11.1c

10 fT C 106 1.0 33400 Lh 20077h

60n1 fP P 60 533.3 1.2 3225.7

式中：

6

3

Lh——轴承的基本额定寿命，h；

L'h——轴承的预期寿命8年1班，每年按250天计，L' 8 1 250 8 16000h；

h

C——轴承的基本额定动载荷，由参考文献[2]表12.1，查轴承6307，C Cr 33.4kN；

——寿命指数，对于滚子轴承， 3；

fT——温度系数，由参考文献[1]表11.9，工作温度 150 C，f 1.0；

T

fP——载荷系数，由参考文献[1]表11.10，取f 1.2；

P

Lh L'h， 符合要求

9 轴上其他零件设计

1）密封用唇形圈

所在轴段的直径为30mm，查参考文献[2]表14.4，可得密封圈尺寸参数D=42，b=7。 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。

10 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=150mm，

轴承座腹板壁厚 10mm，筋厚m 10mm，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=8mm。由参考文献[2]表 4.2查到地脚螺栓的扳手空间C1=22mm，C2=20mm，沉头座直径d2=32mm。

11 轴承端盖（透盖）

由本次设计的特点，可选用嵌入式轴承盖，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：

e 1.2d3 1.2 8 9.6mm，取e 10mm。（此处的d3是螺栓直径，即设计轴承座时的d1）

D2 D 5.5d3，取132mm。 D0 (D D2)/2 106mm。

根据轴、轴承座的设计，应取m 12mm。

参考文献

[1] 王黎钦，陈铁鸣.机械设计.5版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010. [2] 张峰，宋宝玉. 机械设计大作业指导书. 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.4版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版，

2010.

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/wws4.html