哈工大 轴系部件设计5.4.2.docx

Harbin Institute of Technology机械设计大作业课程名称：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电动机满载转速工作机得转速第一级传动比轴承座中心高H/mm最短工作年限5.432503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 初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径 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，考虑轴端弯矩比转矩小，故取。输出轴所传递的功率：输出轴的转速：代入数据，得考虑键的影响，将轴径扩大5%，。三结构设计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，，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取L=48 mm。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。轴段①本设计中，轴段①为轴的最小尺寸。考虑，考虑v带大带轮长度L=60mm取轴孔长度58 mm，J型轴孔，A型键。相应地，轴段①的直径为，轴段①的长度应比带轮长度略长，故取。密封圈及轴段②联轴器采用轴段②的轴肩固定，轴肩计算轴段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/T 92010-1991中的轴径为30mm，则轴段②直径。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。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。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。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的长度应比齿轮轮毂长略短，由于齿宽，取。轴段⑤和轴段⑥齿轮右端采用轴段⑤的轴肩固定，轴肩计算公式且确定还要考虑7207C轴承最小定位轴肩直径，，由参考文献[2]表9.3中系列查得标准值，取。轴环宽度计算公式取。机体和轴段②、③的长度机体和轴段②、③、⑥的长度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。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8×50 GB/T 1096-2003和键12×56 GB/T 1096-2003。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：。阶梯轴各段长度：。各支点跨距：。四轴的受力分析齿轮受力计算圆周力式中——小齿轮传递的扭矩，N·mm；——小齿轮分度圆直径，mm。小齿轮传递转矩径向力式中——分度圆压力角，标准齿轮代入数据得：查v带的初拉力及压轴力，可以得到：FQ=1077.88N支承反力计算在水平面上在垂直面上轴承Ⅰ的总支承反力：轴承Ⅱ的总支承反力：轴弯矩计算在水平面上左侧轴承受力：a—a剖面：在垂直平面合成弯矩左侧轴承：a—a剖面：轴转矩计算5．轴的受力简图（b）、弯矩图(c、d、e)和转矩图(f)五 校核轴的