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：朱自发日期：2016.12.05工业大学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：目录1.设计题目 (4)2.设计原始数据 (4)3.设计计算说明书 (5)3.1 轴的结构设计 (5)3.1.1 轴材料的选取 (5)3.1.2初步计算轴径 (5)3.1.3结构设计 (6)3.2 校核计算 (8)3.2.1轴的受力分析 (8)3.2.2校核轴的强度 (11)3.2.3校核键的强度 (11)3.2.4校核轴承的寿命 (11)4. 参考文献 (12)1.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3.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：式中：d——轴的直径，mm；τ——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 ；[]τ——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10635.0mm d ≥== 本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即 35(15%)36.75mm d ≥⨯+= 取圆整，38d mm =。

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=162n m z z aβ+=o 齿轮线速度：-338310175 2.37/6060cos 60cos16n m zn dnv m s πππβ⨯⨯⨯====o因3/v m s <, 故轴承用油润滑。

（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60L mm =,故取1138,?58d mm l mm ==。

（4）轴的结构设计 ①橡胶密封圈与轴段2轴肩高()0.07~0.1 2.66~3.8h d ==,相应240~42d mm mm =。

选橡胶密封轴径为40mm ，则240d mm =。

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。

取轴承径45d mm =，现暂取轴承型号为7209C,查表[2]轴承外径85D mm =,宽度19b mm =, 故轴段3的直径345d mm =，轴段7的直径745d mm =。

③与齿轮配合的轴段4取448,?4280278d mm l B mm ==-=-= ④轴环-轴段5齿轮左端轴肩高()0.07~0.1 3.36~4.8h d mm ==,取555d mm =，轴环长度为()()1.4 1.454/2 1.45548/2 4.9l h d d x mm ==-=-=,可取轴段5的长度58l mm =。

⑤轴段6右端轴肩高()0.07~0.17 3.36~4.8h d mm ==,取650d mm =，可取轴段6的长度610l mm =⑤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15H mm =.轴承采用油润滑，取轴承上靠近机体壁的端面与机体壁间的距离10mm ∆=，壁厚002518a δ=+>，轴承座应有足够的宽度125~1081816850 L C C mm δ=+++=+++=（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1.2 31020e d e mm K mm =⨯==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,,l l l 画图确定。

量取：()32721910152465210191020531(9)l b H mml L b e K mm l b mm=+∆++=+++==-∆-++=--++===（）（） 端盖外圈直径35*390D D d mm =+=（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10x50 GB1096-90及键14x50 GB1096-903.2 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12387.5,75.5,91.5L mm L mm L mm ===.（1） 画轴的受力简图并计算齿轮上的作用力齿轮分度圆直径：383259.03 cos cos16n m z d mm β⨯===o轴上所受转矩66 6.39.55109.5510343800 175p T N mm n =⨯=⨯⨯=⋅ 齿轮所受圆周力223438002654.52259.03t T F N d ⨯=== 齿轮所受径向力t r tan 2654.52tan 201005.1N cos cos16F F αβ===oo齿轮所受轴向力a t tan 2815.3tan16288.2N F F β===o（2） 计算支承反力在水平面31H 232H 11005.191.5288.2259.03/22744.2N75.591.51005.1744.2260.9Nr ar H dF L F R L L R F R +⨯+⨯===++=-=-= 在垂直面12/22654.2/2=1327.1V V t R R F ===轴承1 的总支反力222211110661407.71521.5r H V F R R N =+=+= 轴承2的总支反力2222222260.91327.11352.5r H V F R R N =+=+= （3）画弯矩图在水平面上，a-a 剖面左侧：12.744.275.556187.1.aH H M R L N mm ==⨯=a-a 剖面右侧：23.260.991.523872.35.aH H M R L N mm '==⨯=在垂直面：12.1327.175.5100196.05.aV V M R L N mm ==⨯=合成弯矩，a-a 剖面左侧：222256187.1100196.05114874.88.a aH aV M M M N mm=+=+=a-a 剖面右侧：2222()()23872.35100196.05103000.7.a aHaV M M M N mm '''=+=+= （4）画转矩图343800 T N mm =⋅（5）画当量弯矩图 最大当量弯矩2222() 114874.88(0.6343800) 2336109.46e a M M T Nmmα=+=+⨯=3.2.2校核轴的强度332336109.4621.35MPa 0.10.148e e e M M W d σ====⨯ 查资料得：600 MPa B σ=，[]155 MPa b σ-=因此：1[]e b σσ-<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)p T MPa dhl σ⨯===⨯⨯- 取键、轴及联轴器的材料均为钢，查得[1]120150,]~[p MPa MPa σ= 故][p p σσ<，强度足够齿轮处键的挤压应力4434380088.4489(5014)p T MPa dhl σ⨯===⨯⨯- 取键、轴及联轴器的材料均为钢，查表得120150,]~[p MPa MPa σ= 故][p p σσ<，强度足够3.2.4校核轴承的寿命查表[2]得7209C 轴承C=29800N, C 0r =23800N(1) 计算轴承的轴向力部轴向力的方向如图部轴向力的大小为: S=0.4F r11220.40.41521.5608.60.40.41352.5541r r S F NS F N==⨯===⨯=S 2与F a 同向，则 21563.1630.8829.2608.6a S F N S N+=+=>=1端被压紧，2端放松1222829.2N541N a a a F S F F S =+===比较两轴承的受力，因2121,a a r r F F F F >>,故只需校核轴承1(2)计算当量动载荷10829.20.034823800a r F C ==，查表[1]得 e=0.42 因为11829.20.5451521.5a r F e F ==>所以X=0.44,Y=1.33 载荷平稳，p =1f当量动载荷11 ()1(0.441521.5 1.33829.2)1772.3P r a P f XF YF N =+=⨯⨯+⨯=（3） 校核轴承寿命温度系数t =1f ,轴承1的寿命3663101010129800()759569760601751772.3t h f C L h n p ⨯⎛⎫=== ⎪⨯⎝⎭已知减速器使用三年，三班制工作，则最大预期寿命83360543200h L h '=⨯⨯⨯=显然»h h L L ',故轴承寿命很充裕 4. 参考文献1.宋宝玉. 机械设计基础（第4版）. ：工业大学，20102.王连明，宋宝玉. 机械设计课程设计（修订版）. ：工业大学，20053. 王瑜. 机械设计基础大作业指导书. 工业大学，2014。