哈尔滨工业大学 机械设计基础 轴系部件设计

机械设计基础大作业计算说明书题目：朱自发学院：航天学院班号：1418201班姓名：朱自发日期：2016.12.05哈尔滨工业大学2机械设计基础大作业任务书题目：轴系部件设计设计原始数据及要求：方案序号5输出轴功率p（KW）6.3输出轴转速(r/min)n175大齿轮齿数2z83齿轮模数m（mm）3大齿轮宽度80半联轴器轮毂宽L(mm)70机器工作环境清洁机器载荷特性平稳机器工作年限班次3年3班中心距a（mm）160小齿轮的齿数1z203目录1.设计题目........................................................................................................................................42.设计原始数据................................................................................................................................43.设计计算说明书............................................................................................................................53.1轴的结构设计..................................................................................................................53.1.1轴材料的选取.......................................................................................................53.1.2初步计算轴径..........................................................................................................53.1.3结构设计..................................................................................................................63.2校核计算...................................................................................................................................83.2.1轴的受力分析..................................................................................................................83.2.2校核轴的强度................................................................................................................113.2.3校核键的强度................................................................................................................113.2.4校核轴承的寿命............................................................................................................114.参考文献...................................................................................................................................1241.设计题目斜齿圆柱齿轮减速器轴系部件设计2.设计原始数据方案序号5输出轴功率p（KW）6.3输出轴转速(r/min)n175大齿轮齿数2z83齿轮模数m（mm）3大齿轮宽度80半联轴器轮毂宽L(mm)70机器工作环境清洁机器载荷特性平稳机器工作年限班次3年3班中心距a（mm）160小齿轮的齿数1z2053.设计计算说明书3.1轴的结构设计3.1.1轴材料的选取大、小齿轮均选用45号钢，调制处理，采用软齿面，大小齿面硬度为241~286HBW，平均硬度264HBW；齿轮为8级精度。因轴传递功率不大，对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理。3.1.2初步计算轴径按照扭矩初算轴径：6339.55100.2[]PPndCn式中：d——轴的直径，mm；6——轴剖面中最大扭转剪应力,MPa；P——轴传递的功率，kW；n——轴的转速，r/min；[]——许用扭转剪应力，MPa；C——由许用扭转剪应力确定的系数；根据参考文献查得106~97C，取106C故336.310635.0mm175PdCn本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即35(15%)36.75mmd取圆整，38dmm。3.1.3结构设计（1）轴承部件的支承结构形式减速器的机体采用剖分式结构。轴承部件采用两端固定方式。（2）轴承润滑方式螺旋角:12()arccos=162nmzza齿轮线速度：-3383101752.37/6060cos60cos16nmzndnvms因3/vms,故轴承用油润滑。7（3）联轴器及轴段1选定联轴器的类型和型号，从而确定联轴器的轮毂宽度L和孔的直径，设计任务书中已给出了联轴器的轮毂宽L和联轴器孔直径系列：末位数为：0、2、5、8。设本例中给定的联轴器的轮毂宽60Lmm,故取1138,?58dmmlmm。（4）轴的结构设计①橡胶密封圈与轴段2轴肩高0.07~0.12.66~3.8hd,相应240~42dmmmm。选橡胶密封轴径为40mm，则240dmm。②轴承与轴段3及轴段6考虑齿轮有轴向力，轴承类型选角接触球轴承。取轴承内径45dmm，现暂取轴承型号为7209C,查表[2]轴承外径85Dmm,宽度19bmm,故轴段3的直径345dmm，轴段7的直径745dmm。③与齿轮配合的轴段4取448,?4280278dmmlBmm④轴环-轴段5齿轮左端轴肩高0.07~0.13.36~4.8hdmm,取555dmm，轴环长度为1.41.454/21.45548/24.9lhddxmm,可取轴段5的长度58lmm。⑤轴段6右端轴肩高0.07~0.173.36~4.8hdmm,取650dmm，可取轴段6的长度610lmm8⑤轴承座设计以及轴段2，3，7的长度齿轮端面与机体间留有足够的间距（≥箱体壁厚），取15Hmm.轴承采用油润滑，取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离10mm，壁厚002518a，轴承座应有足够的宽度125~1081816850LCCmm（壁厚）（扳手空间）（连接边距）（）。调整垫片的厚度取为2mm。轴承端盖凸缘厚度1.231020edemmKmm端盖螺栓直径，取。联轴器轮毂端面与轴承盖应有间隙,轴段236，，的长度236,,lll画图确定。量取：32721910152465210191020531(9)lbHmmlLbeKmmlbmm（）（）端盖外圈直径35*390DDdmm（5）键联接设计联轴器及齿轮与轴的周向联接均采用A型普通平键联接，分别为键10x50GB1096-90及键14x50GB1096-903.2校核计算3.2.1轴的受力分析为简化计算，取轴承宽度的中间为支点。取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得跨矩12387.5,75.5,91.5LmmLmmLmm.（1）画轴的受力简图并计算齿轮上的作用力9齿轮分度圆直径：383259.03coscos16nmzdmm轴上所受转矩666.39.55109.5510343800175pTNmmn齿轮所受圆周力223438002654.52259.03tTFNd齿轮所受径向力trtan2654.52tan201005.1Ncoscos16FF齿轮所受轴向力attan2815.3tan16288.2NFF（2）计算支承反力在水平面31H232H11005.191.5288.2259.03/22744.2N75.591.51005.1744.2260.9NrarHdFLFRLLRFR在垂直面12/22654.2/2=1327.1VVtRRF10轴承1的总支反力222211110661407.71521.5rHVFRRN轴承2的总支反力2222222260.91327.11352.5rHVFRRN（3）画弯矩图在水平面上，a-a剖面左侧：12.744.275.556187.1.aHHMRLNmma-a剖面右侧：23.260.991.523872.35.aHHMRLNmm在垂直面：12.1327.175.5100196.05.aVVMRLNmm合成弯矩，a-a剖面左侧：222256187.1100196.05114874.88.aaHaVMMMNmma-a剖面右侧：2222()()23872.35100196.05103000.7.aaHaVMMMNmm（4）画转矩图343800TNmm（5）画当量弯矩图最大当量弯矩2222()114874.88(0.6343800)2336109.46eaMMTNmm113.2.2校核轴的强度332336109.4621.35MPa0.10.148eeeMMWd查资料得：600MPaB，155MPab因此：1[]eb满足要求3.2.3校核键的强度联轴器处键的挤压应力44343800113.1388(5010)pTMPadhl取键、轴及联轴器的材料均为钢，查得[1]120150,]~[pMPaMPa故][pp，强度足够齿轮处键的挤压应力4434380088.4489(5014)pTMPadhl取键、轴及联轴器的材料均为钢，查表得120150,]~[pMPaMPa故][pp，强度足够3.2.4校核轴承的寿命查表[2]得7209C轴承C=29800N,C0r=23800N(1)计算轴承的轴向力内部轴向力的方向如图内部轴向力的大小为:S=0.4Fr11220.40.41521.5608.60.40.41352.5541rrSFNSFNS2与Fa同向，则21563.1630.8829.2608.6aSFNSN1端被压紧，2端放松121222829.2N541NaaaFSFFS比较两轴承的受力，因2121,aarrFFFF,故只需校核轴承1(2)计算当量动载荷10829.20.034823800arFC，查表[1]得e=0.42因为11829.20.5451521.5