哈工大 轴系部件设计5.4.2

HHaarrbbiinnIInnssttiittuutteeooffTTeecchhnnoollooggyy机机械械设设计计大大作作业业课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计院系：机电工程学院班级：08108设计者：学号：指导教师：古乐设计时间：2013/11/28哈尔滨工业大学机械设计大作业轴系部件设计说明书题目：行车驱动装置的传动方案如下图所示。室内工作、工作平稳、机器成批生产，其他数据见下表。方案电动机工作功率𝑃𝑑/𝑘𝑊电动机满载转速𝑛𝑚/(𝑟/𝑚𝑖𝑛)工作机得转速𝑛𝑤/(𝑟/𝑚𝑖𝑛)第一级传动比𝑖1轴承座中心高H/mm最短工作年限5.4.23960503.32503年3班一选择轴的材料因为传递功率不大，轴所承受的扭矩不大，故选择45号钢，调质处理。二初算轴径𝒅𝒎𝒊𝒏对于转轴，按扭转强度初算直径𝒅𝒎𝒊𝒏≥𝑪√𝑷𝒏𝒎𝟑式中P——轴传递的功率；C——由许用扭转剪应力确定的系数；n——轴的转速，r/min。由参考文献[1]表10.2查得𝐶=106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取𝐶=106。输出轴所传递的功率：𝑃3=𝑃𝑑·𝜂V带=3×0.96=2.88𝑘𝑊输出轴的转速：𝑛𝑚=𝑛𝑤𝑖1=960400125=300𝑟/𝑚𝑖𝑛代入数据，得𝑑≥C√𝑃𝑛𝑚3=106√2.883003=22.528mm考虑键的影响，将轴径扩大5%，𝑑𝑚𝑖𝑛≥22.528×(1+5%)=23.655mm。三结构设计1.轴承部件机体结构形式及主要尺寸为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构。取机体的铸造壁厚δ=8mm，机体上的轴承旁连接螺栓直径𝑑2=12mm，𝐶1=18mm，𝐶2=16mm，为保证装拆螺栓所需要的扳手空间，轴承座内壁至坐孔外端面距离𝐿=𝛿+𝐶1+𝐶2+(5~8)mm=47~50mm取L=48mm。2．轴的结构设计本设计方案是有6个轴段的阶梯轴，轴的径向尺寸（直径）确定，以外伸轴径𝑑1、𝑑8为基础，考虑轴上零件的受力情况、轴上零件的装拆与定位固定、与标准件孔的配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各轴段的直径；而轴的轴向尺寸（长度）确定，则考虑轴上零件的位置、配合长度、支承结构情况、动静件间的距离要求等因素，通常从与传动件的轴段开始，向两边展开。（1）轴段①本设计中，轴段①为轴的最小尺寸𝑑𝑚𝑖𝑛。考虑𝑑𝑚𝑖𝑛=23.655mm，考虑v带大带轮长度L=60mm取轴孔长度58mm，J型轴孔，A型键。相应地，轴段①的直径为𝑑1=25mm，轴段①的长度应比带轮长度略长，故取𝑙1=58mm。（2）密封圈及轴段②联轴器采用轴段②的轴肩固定，轴肩计算ℎ≈(0.07~0.1)𝑑1=1.75~2.5mm轴段②直径最终由密封圈确定。由参考文献[2]表14.4，选用毡圈油封FZ/T92010-1991中的轴径为30mm，则轴段②直径𝑑2=30mm。（3）轴承及轴段③和轴段⑥考虑轴系部件几乎呈对称布置，且没有轴向力，轴承类型选择角接触轴承。轴段③和轴段⑥上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。初选轴承型号7207C，由参考文献[2]表12.3，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，定位轴肩直径𝑑𝑎𝑚𝑖𝑛=42mm。通常同一轴上两轴承取相同型号，故轴段③和轴段⑥直径为𝑑3=𝑑6=35mm。（4）齿轮及轴段④轴段④安装齿轮，为便于齿轮的拆装，且与齿轮轮毂配合，取𝑑4=38mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即仅靠，轴段④的长度𝑙4应比齿轮轮毂长略短，由于齿宽L=64𝑚m，取𝑙4=62𝑚m。（5）轴段⑤和轴段⑥齿轮右端采用轴段⑤的轴肩固定，轴肩计算公式ℎ≈(0.07~0.1)𝑑4=2.66~3.8mm且确定𝑑5还要考虑7207C轴承最小定位轴肩直径，𝑑5≥𝑑𝑎𝑚𝑖𝑛=42mm，由参考文献[2]表9.3中𝐑𝐚𝟐𝟎系列查得标准值，取𝑑5=45𝑚m。轴环宽度计算公式𝑚=1.4ℎ=1.4（𝑑5−𝑑4）2⁄=3.5mm取𝑙5=14𝑚𝑚。（6）机体和轴段②、③的长度机体和轴段②、③、⑥的长度𝑙2、𝑙3、𝑙6除与轴上零件有关外，还与机体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮壁面与机体内壁间留有足够间距H，由参考文献[1]表10.3，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坐落在轴承座孔上。由参考文献[1]表10.3，取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离Δ=10mm。采用凸缘式轴承盖，由7207C轴承参数及参考文献[2]表12.6，取凸缘厚度e=12mm。为避免带轮轮毂端面与轴承盖连接螺栓头相碰，并便于轴承盖上螺栓的装拆，带轮轮毂端面与轴承盖间应用足够的间距K，取K=5mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖及联轴器的相互位置后，轴段②、③、⑥的长度就随之确定下来，即𝑙2=𝐿−Δ−𝐵+𝑒+𝐾=48−10−17+12+5=38mm𝑙3=𝐵+𝐻+Δ+2=(17+15+10+2)=44mm𝑙6=(𝐵+𝐻+Δ)−𝑙5=(17+15+10)−14=28mm进而，轴承的支点及力的作用点的跨距也随之确定下来。7207C轴承力作用点距一边15.7mm，取此点为支点。取联轴器轮毂中点为力作用点。则各跨距𝐿1=82.7𝑚𝑚，𝐿2=59.3𝑚𝑚，𝐿3=57.3𝑚𝑚。（7）键连接设计带轮及齿轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接，由参考文献[2]表11.27查得，分别采用键8×50GB/T1096-2003和键12×56GB/T1096-2003。（8）结构设计简图根据以上要求，轴设计各数据：阶梯轴各段直径：𝑑1=25mm，𝑑2=30mm，𝑑3=35mm，𝑑4=40mm，𝑑5=45mm，𝑑6=40mm。阶梯轴各段长度：𝑙1=58mm，𝑙2=38mm，𝑙3=44𝑚m，𝑙4=62𝑚𝑚，𝑙5=14mm，𝑙6=28𝑚𝑚。各支点跨距：𝐿1=82.7𝑚𝑚，𝐿2=59.3𝑚𝑚，𝐿3=57.3𝑚𝑚。四轴的受力分析1.齿轮受力计算圆周力Ft𝑭𝒕=𝟐𝑻𝟑𝒅𝟑式中T3——小齿轮传递的扭矩，N·mm；d3——小齿轮分度圆直径，mm。小齿轮传递转矩𝑇3=9.55×106𝑃𝑑𝑛𝑤·𝑖1·𝜂V带·𝜂轴·𝜂齿轮=9.55×106×3960×400125×0.96×0.99×0.96=90763.2N·mm径向力Fr𝑭𝒓=𝑭𝒕𝐭𝐚𝐧𝜶式中𝛼——分度圆压力角，标准齿轮𝛼=20°代入数据得：𝐹𝑡=2×90763.251=3559.34N𝐹𝑟=𝐹𝑡tan20°=1295.49N查v带的初拉力及压轴力，可以得到：FQ=1077.88N2.支承反力计算在水平面上𝐹𝐻2=𝐹𝑟𝐿3−𝐹𝑄𝐿1𝐿2+𝐿3=1295.49×57.3−1077.9×82.759.3+57.3N=−127.87N𝐹𝐻1=𝐹𝑟+𝐹𝑄−𝐹𝐻1=(1295.49+1077.88+127.87)N=2501.24N在垂直面上𝐹𝑉1=𝐿3𝐿3+𝐿2𝐹𝑡=3559.34×57.357.3+59.3N=1749.14N𝐹𝑉2=𝐹𝑡−𝐹𝑉1=3559.34−1749.14N=1810.2N轴承Ⅰ的总支承反力：𝐹𝑅1=√𝐹𝐻12+𝐹𝑉12=√2501.242+1749.142=3052.16N轴承Ⅱ的总支承反力：𝐹𝑅2=√𝐹𝐻22+𝐹𝑉22=√127.872+1810.22=1814.71N3.轴弯矩计算在水平面上左侧轴承受力：𝑀1𝐻=𝐹𝑄𝐿1=1077.88×82.7=89140.676N·mma—a剖面：𝑀a𝐻=𝐹𝐻2𝐿3=127.87×57.3=7326.751N·mm在垂直平面𝑀𝑎𝑉=𝐹𝑉1𝐿2=1753.81×59.3=104000.93N·mm合成弯矩左侧轴承：𝑀1=𝑀1𝐻=89140.676N·mma—a剖面：𝑀a=√𝑀𝑎𝐻2+𝑀𝑎𝑉2=√7326.7512+104000.932=104258.71N·mm4.轴转矩计算𝑇=𝑇4=𝑇3𝜂齿轮=90763.2/0.96=94545N·mm5．轴的受力简图（b）、弯矩图(c、d、e)和转矩图(f)五校核轴的强度此轴a—a面和左侧轴承受弯矩均为极值点，故a—a剖面与左侧轴承均有可能是危险截面。对a-a截面：由参考文献[1]查得，抗弯截面模量为𝑊𝑎=0.1𝑑3−𝑏𝑡(𝑑−𝑡)22𝑑式中d——a—a截面轴的直径，d=45mm；b——键槽的宽度，b=14mm；t——键槽的深度，t=5.5mm。𝑊𝑎=0.1𝑑3−𝑏𝑡(𝑑−𝑡)22𝑑=0.1×403−12×5×(40−5)22×40=5481.25mm3同理，抗扭截面模量为𝑊𝑎𝑇=0.2𝑑3−𝑏𝑡(𝑑−𝑡)22𝑑=0.2×403−12×5×(40−5)22×40=11881.255mm3弯曲应力：𝜎𝑏=𝑀𝑎𝑊𝑎=104258.715481.25=19.021𝑀𝑃𝑎𝜎𝑎=𝜎𝑏=19.021𝑀𝑃𝑎𝜎𝑚=0扭剪应力：𝜏𝑇=𝑇𝑊𝑎𝑇=9454511881.255=7.957𝑀𝑃𝑎𝜏𝑎=𝜏𝑚=𝜏𝑇2=7.9572=3.979𝑀𝑃𝑎对于轴承所在截面：𝑊1=0.1𝑑3=0.1×353=4287.5mm3𝑊1𝑇=0.2𝑑3=0.2×353=8575mm3弯曲应力：𝜎𝑏=𝑀1𝑊1=89140.6774287.5=20.791𝑀𝑃𝑎𝜎𝑎=𝜎𝑏=20.791𝑀𝑃𝑎𝜎𝑚=0扭剪应力：𝜏𝑇=𝑇𝑊𝑎𝑇=945458575=11.03𝑀𝑃𝑎𝜏𝑎=𝜏𝑚=𝜏𝑇2=11.032=5.51𝑀𝑃𝑎比较可得：左侧轴承所在截面为危险截面。对于调质处理的45钢，由参考文献[1]表9.3，查得𝜎𝑏=650𝑀𝑃𝑎，𝜎−1=300𝑀𝑃𝑎，𝜏−1=155𝑀𝑃𝑎；材料的等效系数𝛹𝜎=0.2，𝛹𝑡=0.1。键槽引起的应力集中系数，由参考文献[1]表9.11，查得𝐾𝜎=1.825，𝐾𝜏=1.625。绝对尺寸系数，由参考文献[1]表9.12，查得𝘀𝜎=0.88，𝘀𝜏=0.81。轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献[1]表9.8和表9.9，得β=1×0.92=0.92。由此，安全系数计算如下：Sσ=σ−1Kσβεσσa+𝛹𝜎𝜎𝑚=3001.8250.92×0.88×20.791+0.2×0=6.4𝑆𝜏=𝜏−1𝐾𝜏𝛽𝘀𝜏𝜏𝑎+𝛹𝜎𝜏𝑚=1551.6250.92×0.81×5.51+0.2×0=12.9𝑆=𝑆𝜎𝑆𝜏√𝑆𝜎2+𝑆𝜏2=6.4×12.9√6.42+12.92=5.733由参考文献[1]附表10.5，查得许用安全系数[𝑆]=1.3~1.5。显然𝑆[𝑆]，故左侧轴承截面安全。对于一般用途的转轴，也可按弯扭合成强度进行校核计算。对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，取折合系数α=0.6，当量应力为𝜎𝑒=√𝜎𝑏2+4(𝛼𝜏)2=√20.7912+4×(0.6×5.51)2=21.82𝑀𝑃𝑎已知轴的材料为45钢，调质处理，查得𝜎𝑏=650𝑀𝑃𝑎，[𝜎−1]=60𝑀𝑃𝑎。显然，𝜎𝑒[𝜎−1]，故左侧轴承剖面强度满足要求。六校核键连接的强度键连接的挤压应力计算公式𝝈𝑷=𝟒𝑻𝒅𝒉𝒍式中d——键连接处轴径，mm；T——传递的转矩，𝑇=𝑇4=945