轴系部件大作业

H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y

哈尔滨工业大学

机械设计作业计算说明书

题目：轴系部件设计

院系：能源科学与工程学院

班级：1002104班

姓名：李敏

学号：1100200420

时间：2012.11.25-12.06

哈尔滨工业大学

目录

1.任务书 (2)

2.选择轴的材料、热处理方式 (3)

3.初算轴径d

min ，并根据相配大带轮的尺寸确定轴径d

1

和长度L (3)

4.结构设计 (3)

5.轴的受力分析 (3)

6.按照弯矩合成强度计算 (6)

7.轴的安全系数校核计算 (6)

8.校核键连接的强度 (7)

9.校核轴承的寿命 (8)

10.轴上其他零件设计 (10)

11.参考文献 (11)

哈尔滨工业大学

机械设计作业任务书

题目：行车驱动装置中的轴系部件设计

设计原始数据：

行车驱动装置的传动方案如图5.4所示。室内工作、工作平稳、机器成批生产，其他数据见表5.4。

图5.4

方案

Pd

（KW）

(/min)

m

n r(/min)

w

n r

1

i

轴承座中

心高H（mm）

最短工作

年限L

工作

环境

5.4.

4

2.2 710 40 2.8 220 3年3班室内

表5.4

由先前的设计可知轴的输入功率P 1=2.8512KW,转矩T=29592 N ·mm ，转速n=290.91 r/min ，斜齿轮圆柱齿轮分度圆直径d=42mm ，螺旋?=12.8386度，齿宽b=5.5mm

1. 选择轴的材料及热处理方式

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

2.初算轴径d min ，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d 1和长度L 1

对于转轴，按扭转强度初算轴径，由文献[1]表10.2得C=106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106，则

mm n P C d 45.15710

2.210633

min =?== 考虑键槽的影响，取d min/mm=15.45?1.05=16.22mm ，考虑轴端1与带

轮连接，按标准GB2822-81 的R10圆整后，取d 1=198mm ，L 1=28mm

3.结构设计

（1）确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸

为方便轴承部件的装拆，铸造机体采用部分式结构（图1），取机体的铸造壁厚m m 8=δ，机体上轴承旁连接螺栓直径d 2=12mm ，装拆螺栓所需要的扳手空间C 1=18mm ，C 2=16mm ，故轴承旁内壁至座孔外端距离

mm 50~47mm )8~5(21=+++=C C L δ，取L=50mm

（2）确定轴的轴向固定方式

因为行车驱动装置中的齿轮高速传动端的轴的跨距不大，且工作温度

变化不大，故轴的轴向固定端采用两段固定方式（图3） （3）选择滚动轴承类型，并确定其润滑及密封方式

因为轴受轴向力的作用，故选用角接触球轴承。

齿轮的线速度24.61000

60710

4.174100060≥=???=?=ππdn v ，齿轮转动时飞溅

的润滑油足于润滑轴承，故滚动轴承采用油润滑，因为该减速器的工作环境，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用毡圈密封，并在轴上安置挡油板（图1）。 （4）密封圈与轴段2

在确定轴段2直径时，应考虑联轴器的固定及密封圈的尺寸两个方面。当联轴器右端用轴肩固定时，由文献【1】图10.9中公式计算得轴肩

高度mm d 5.2~75.1)1.0~07.0h =≈（，相应轴段2的直径d2的范围为28.5~30mm 。轴段2的直径最终由密封圈确定。由文献【2】表14.4，可选用毡圈油封F2/T92010-1991中的轴径25mm 的，则轴段2的直径d 2=25mm 。

（5）轴承与轴段3和轴段6

轴段3上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应该符合轴承内径系列。由于载荷较大，现暂取滚动轴承7206c （如图2），由文献【2】表12.4，内径d=30mm ，外径D=62mm ，宽度B=16mm ，a=14.2。因为轴承采用脂润滑，轴上安置挡油板，所以轴承内端面与机体内壁间要有一定距

离mm 8,=??取。。故轴段3的直径d 3=30mm 。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，故轴段6的直径d 6=30mm

图2

（6）齿轮与轴段4

轴段4上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d 4应略大于d 3，可取

d 4=33mm 。齿轮左端用套筒固定，为了使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段4的长度L 4应该比齿轮轴毂长度略短，已知齿宽b=42mm ，可以取轴段4的长度L 4=40mm 。 （7）轴段5

mm d h 8.3~66.2)1.0~07.0(=≈，故可取轴段5的直径d 5=40mm ，

轴肩宽度b=L 5=1.4h=1.4?（d 5-d 4）/2=1.4? (45-38)/2=4.9mm ，适当

放大，取L 5 =14mm

（8）机体与轴段2,3,6的长度

轴段2,3,6的长度l 2 ，l 3，l 6除与轴上零件有关，还与机体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始向两端展开来确定这些尺寸。为避免转动齿轮与不动体之间相碰，应在齿轮端面与机体内壁之间留有一定距离H ，由文献【1】中表10.3，可取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坐孔上，为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离。为保证拧紧上下轴承座连接螺栓所需扳手空间，轴承座应有足够的宽度C ，可取C=50mm 。

根据轴承7207C 的外圈直径，由文献【2】可查得轴承盖凸缘厚度

e=10mm 。为避免带轮转动时与不动的轴承盖之间发生碰撞，带轮的右端面与轴承盖间应有一定距离K ，可取K=20mm 。在确定此轮，机体，轴承，轴承盖及带轮的相互位置后，轴段2,3,6的长度就相应确定：

mm

mm L B H l mm mm K e B L l H l 30]14)16815[()(;53]2010)81650[()(mm 41mm 2168152B 5623=-++=-+?+==++--=++?--==+++=++?+=；

）（ 7207C 轴承力作用点距外环边缘a =14.2mm ，取该点为支点。取带轮轮毂中点为力作用点，则可得跨距L 1=86.2mm ，L 2=58.8mm ，L 3=58.8mm （图1）

（9）键连接

带轮及齿轮与轴的周围连接均采用A 型普通平键连接，分别为键8?56GB/T 1096-2003及键10?40 GB/T 1096-2003

完成设计后的草图如图1所示。

4.轴的受力分析

（1）画轴的受力简图（图3（b ）） （2）计算支撑反力

圆周力 N d T F t 4.3394

.17429592

221=?==

径向力 N F F t r 5.123t a n

=?=

轴向力 N F F t

2.361cos =?

=

α 带轮压轴力 Q=1434.21N 带初次安装在带轮上的时候，所需要的初拉力要比正常工作时大很多，

故计算轴和轴承时，通常取N Q Q 32.215121.14345.15.1m ax =?==

N F F F N L L d

F L F F H r H r H 1.2066.3295.1236.3298

.588.582

/4.1742.3618.585.1232

123

231-=-=-==+?+?=

++=

α

7

.1692/2.3392/21====t V V F F F

轴承I 的总支撑反力：

N F F F V H R 7.3707.1696.3292221211=+=

+=

轴承II 的总支撑力

N F F F V H R 9.2667.169)1.206(2222222=+-=

+= (3)画弯矩图

在水平面上，a-a 剖面左侧，

mm N L F M H ah ?=?=5.19380)(21

a-a 剖面右侧，

mm N L F M H ah ?=?=7.1211832'

c-c 剖面 mm N L Q M ?=?=26.2359991''

在垂直面上，弯矩为

mm N L F M V aV ?=?=4.997821

合成弯矩，a-a 部面左侧

mm N M M M aV ah a ?=+=+=4.217894.99785.19380222

2

a-a 剖面右侧

mm N M M M aV ah a ?=+=+=1.156984.99787.12118222'2'''

（4）画转矩图

mm

T?

=29592

N

5.按照弯矩合成强度计算

根据文献【1】式10.3，由第三强度理论：

抗弯剖面模

323

23

7.356133

2)5.533(5.514331.02)(1.0mm d t d bt d W =?-??-?=--=

抗

弯扭剖面

323

23

2.709933

2)5.533(5.54.1332.02)(2.0mm d t d bt d W T =?-??-?=--=

6轴的安全系数校核计算

弯曲应力：

MPa W M b 12.67

.35614

.217981===

σ 0,120.6===m b a MPa σσσ,

扭剪应力：

MPa

MPa W T T

m a T T 08.22

17.42

.709929592

1==

====

ττττ

由参考文献[1]式10.4、10.5、10.6，

77.190

2.012.68

.092.0625

.1300

1

=?+??=

+=

-m

K S σψσβεσσασ

σ

σ

74.3008

.21.008.276

.092.0625

.1155

1

=?+??=

+=

-m

K S τψτβεττατ

τ

τ

5.1~3.1][63.1674

.3077.1974.3077.192

2

2

2

=≥=+?=

+?=

S S S S S S τ

στσ

式中：

σS ——只考虑弯矩时的安全系数；

τS ——只考虑转矩时的安全系数；

1-σ、1-τ——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，11300,155MPa MPa στ--==；

τσK K 、——弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，c--c 截面由配合而产

生应力，由参考文献[1]附表10.4，利用插值可得

2.625, 1.89K K στ==；

τσεε、——零件的绝对尺寸系数，由参考文献[1]附图10.1，

76.0,8.0==τσεε；

β

——表面质量系数，321ββββ=，由参考文献[1]附图10.1、附表10.2，

92.0=β；

τσψψ、——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10.1，1.0,2.0==τσψψ；

m a σσ、——弯曲应力的应力幅和平均应力，;0,86.23==m MPa σσα m a ττ、——扭转剪应力的应力幅和平均应力，;46.4MPa m ==ττα

[]S ——许用疲劳强度安全系数，由参考文献[1]表10.5，[]5.1~3.1=S ；

校核通过。

7校核键连接的强度

由参考文献[1]式6.1

[]p

p kld T σσ≤=

1

2

式中：

p

σ——工作面的挤压应力，MPa ；

1T ——传递的转矩，mm N ?；

d ——轴的直径，mm ；

l ——键的工作长度，mm ，A 型，l L b =-，b L 、为键的公称长度和键宽；

k

——键与毂槽的接触高度，,mm /2k h =；

[]p σ——许用挤压应力，MPa ，由参考文献[1]表6.1，静连接，材料为钢，

Pa MPa p p M 130][,150~120][==σσ取。

（1） 对于轴段1上的键

MPa MPa dhl T p 12087.1746

461829592

441≤=???==

σ，校核通过； （2） 对于轴段4上的键

MPa MPa hld T p 12049.942

93329592

441≤=???==

σ，校核通过。 8校核轴承的寿命

8.1计算轴承的轴向力

由文献【2】表12.2得7206c 的基本额定动载荷N C r 17800=，基本额定静载荷N C or 12800=

由参考文献【1】表11.13得，所选轴承1，2内部轴向力分别为

N N F F F R r s 3.1487.3704.04.04.0111=?===； N N F F F R r s 8.1069.2664.04.04.0222=?=== 1s F 及2s F 的方向如图3所示。2s F 与A 同向，则

N N A F s 9.591)1.4858.106(2=+=+，显然21s s F A F +<，因此轴有右移的趋势，

但由轴承部件的结构图分析可知轴承2将保持平衡，故两轴承的轴向力分别为

N F F s a 9.59111== N F a 8.1062=

比较两轴承的受力，因2121,r r a a F F F F >>,故只需校核轴承1. 8.2计算当量动载荷

由文献【1】查得此时41.0)3.15tan(

5.1tan 5.1===

αe 因为4.0/11=r a F F < e ，所以x=0.44，y=1.36 由参考文献[1]式11.2

1.9689.59136.17.37044.011=?+?=+=a r YF XF P N ；

式中：

P ——当量动载荷，N ；

2

2a r F F 、——轴承的径向载荷和轴向载荷；

Y

X 、——动载荷径向系数和动载荷轴向系数；

8.2校核寿命

轴承在120摄氏度以下工作，查参考文献【1】表11.9得：0.1=T f ，查表11.10得：载荷平稳时，5.1=P f 。由参考文献[1]式11.1c

h P f C f n L p T h 53616104.01.9685.1178000.171060106010?=??

? ??????=???? ????= 式中：

h L ——轴承的基本额定寿命，h ；

'h L ——轴承的预期寿命，三年三班，每年按

300天计，

h L h 5,10216.0300383?=???=；

C ——轴承的基本额定动载荷，由参考文献[2]表12.1，查轴承7207C ，

KN C C r 2.54==；

ε——寿命指数，对于滚子轴承，3ε=；

T f ——温度系数，由参考文献[1]表11.9，工作温度C 120<，0.1=T

f ；

——载荷系数，由参考文献[1]表11.10，中等冲击，8.1~2.1=P f ，取1.2P f =；

由于'

h h l l >，故校核合格。

9轴上其他零件设计

(1）密封用毛毡圈

毛毡圈所在轴段的直径为30mm ，查参考文献[2]表14.4，可得毛毡圈的尺寸参数

(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 。 (3)轴承座结构设计

本次设计中选用整体式轴承座如图4。按照设计方案的要求，轴承座孔中心高H 250mm =。

轴承座腹板壁厚10mm δ=，筋厚10m mm =，底座凸缘厚度b=15mm 。轴承座地脚螺栓直径d f =16mm,轴承盖连接螺栓直径d 1=8mm 。由参考文献[2]表

4.2查到地脚螺栓的扳手空间C 1=18mm ，C 2=16mm ，沉头座直径d 2=32mm 。

图4 (4)轴承端盖（透盖）

由本次设计的特点，可选用凸缘式轴承盖（如图5），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：

31.2 1.289.6e d mm ==?=，取10e mm =。（此处的3d 是螺栓直径，即设计轴承座

时的1d ）。mm d D D 116~1128)5.5~5(72)5.5~5(32=?+=+=，取112mm 。

02()/2(72112)/292D D D mm

≈+=+=

图5 图6

根据轴、轴承座的设计，应取

258209.627.4

m L K e mm

=--=--=。

涉及到毛毡圈沟槽的尺寸，按照参考文献[2]FZ/T 92010-1991相关尺寸设计。毛毡各尺寸见图6。

10.参考文献

[1] 王黎钦，陈铁鸣.机械设计.4版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2008.

[2] 张峰，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.