哈工大机械设大作业-轴系部件设计说明书.docx

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的转速第一级传动比轴承座中心高H/mm最短工作年限5.4.42.2940603.22005年2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： 高速轴的转速： 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。联轴器及轴段①本设计中，轴段①为轴的最小尺寸。因此，轴段①与联轴器的设计同时进行。为了补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由参考文献[1] 表13.1查得，则计算转矩由参考文献[2] 表13.1可以查得GB/T 5014-2003中的LH2型弹性柱销联轴器符合要求。其参数为：公称转矩315000 N·mm，许用转速为5600 r/min，轴孔直径范围22~32mm。考虑，取轴孔长度44 mm，J型轴孔，A型键。相应地，轴段①的直径为，轴段①的长度应比联轴器主动段轴孔长度略短，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的，则轴段②的直径。轴承及轴段③和轴段⑥考虑轴系部件轴向力较小，轴承类型选择深沟球轴承。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6207 GB/T 276-1994，由参考文献[2] 表12.1，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，应略大于，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的长度应比齿轮齿宽略短，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6207轴承最小定位轴肩直径，，由参考文献[2] 表9.4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、⑥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6207轴承参数及参考文献[2] 表12.6，取凸缘厚度e=10mm。为避免联轴器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，联轴器轮毂端面与轴承盖间应用足够的间距K，取K=20mm。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。6207轴承力作用点环厚中点8.5mm，取此点为支点。取联轴器轮毂中点为力作用点。则各跨距 。键连接设计联轴器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11.28查得，分别采用键8×7 GB/T 1096-2003和键12×8 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： 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