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1、哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目：设计齿轮传动高速轴的轴系部件系别：班号：姓名：日期：2014.11.29哈尔滨工业大学机械设计作业任务书目：设计带式运输机中的齿轮传动设计原始数据：带式运输机传动方案如图1所示。小 .电动机轴3| I1 FIKXI ； I : T 11v1111卷筒轴工轴-L图i带式运输机运动方案及各轴名称原始数据见表i表i带式运输机设计中的已知数据电动机工作电动机满载转工作机的转功率Pd速速(kW)nm(r /min)nw(r/min)弟一最级传轴承中此丁动比心高H作工作环境i1(mm)年限8年3960901.8150 d Ilr 室外、有尘UI1轴材料的选择3
2、2初算轴径33结构设计33.1 确定轴的轴向固定方式43.2 确定轴承类型及其润滑和密封方式43.3 确定各段轴的径向尺寸43.4 确定轴承端盖的尺寸53.5 确定各段轴的轴向尺寸53.6 确定各段轴的跨距63.7 确定箱体的尺寸63.8 确定键的尺寸74轴的受力分析74.1 画出轴的受力简图74.2 计算轴承的支承反力74.3 画出轴的弯矩图74.4 画出轴的转矩图95校核轴的强度95.1 按弯扭合成强度计算95.2 轴的安全系数校核计算96校核键连接的强度117轴承寿命计算118绘制高速轴装配图129参考文献121轴材料的选择因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故需选用常用 材料
3、45钢，并调质处理。2初算轴径由V带传动的设计计算和齿轮传动的设计计算可得各轴的运动参数 和动力参数见表2。表2各轴的运动及动力参数轴名P/ kWT/(N m)n/ (r/min)传动比i效率4电机轴329.89601.80.96I轴2.8851.495335.90.96II轴2.77291.7390卷筒*由2.71285.929010.98高速轴作为转轴，这里按照扭转强度初算轴径d C?3n式中：P 高速轴（即I轴）传递的功率，kW,由表2可知，P 2.88kW;n 高速轴的转速，r/min,由表2可知，n 533r/min；C由许用扭转剪应力确定的系数，查参考文献1表10.2得C 1181
4、06,取C 112。由上述数据计算轴径得19.7mm, 2.88112 3 ，533由于轴上有一个键槽，因此，轴径需要增大 5%,即dmin 1.05 19.7 20.7mm根据 GB/T 28222005Ra20 系列圆整得 dm.22mm3结构设计3.1 确定轴的轴向固定方式因为高速轴的跨距不太大，而且齿轮减速器效率较高、发热小，温度变化不大，故轴的轴向固定可采用两端固定方式。3.2 确定轴承类型及其润滑和密封方式因为轴承所受轴向力很小，故选用深沟球轴承。因为轴承转速不高， 并且轴承内径也较小，其速度速度因数dn 1.5 2 105mm?r/min ,故轴承的润滑方式选择脂润滑。因为带式运
5、输机的工作环境是有尘的， 故轴承的密封方式选择唇形圈密封。3.3 确定各段轴的径向尺寸由设计任务可知，高速轴上需要安装的零件有大带轮、轴承端盖、轴承、小齿轮，而根据带式运输机的传动情况可知，高速轴的两个支点在同一轴承座内且支点之间无传动件，因此高速轴需要设计成有 7个轴 段的阶梯轴，各轴段示意图如图2所示。确定轴的各段径向尺寸（直径）， 需要以di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、与标准件孔径的配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各段的直径。结构草图如图 3所示。确定轴段和轴段的直径。根据要求，轴段 和轴段分别安 装大带轮和小齿轮，这两段直径相等，由计算
6、最小直径确定，即d1d7 dmin 22mm 确定轴段 和轴段 的直径。确定轴段 和轴段 的直径时需要考虑到小齿轮和大带轮的轴向固定，以及密封圈的直径。查参考文献1图 10.9得轴肩高度h (0.060.1)d10.06 0.1 221.32 2.2 mm所以有d d d 2h 22 2 1.32 2.224.64 26.4 mm261选择密封方式为唇形圈密封，根据GB/T 1387.1 1992，取d 2 d6 25mm 。 确定轴段 和轴段 的直径。轴段 和轴段 用以安装轴承，其直径需要由轴承内孔直径确定。根据轴承类型以及d2和d6，按GB/T 267 1994初选深沟球轴承代号为6308
7、,内径d 40mm,外径D 90mm, 宽度B 23mm,安装尺寸dam. 48mm。根据轴和轴承的配合要求得d 3 d5 40mm 确定轴段 的直径。轴段 位于两支点之间，且轴上没有安装零件，其直径根据轴承的安装尺寸确定，即d 4 da min 48mm3.4 确定轴承端盖的尺寸选用凸缘式轴承端盖，两个轴承端盖均为透盖。根据GB/T 5782 选择紧固轴承端盖的螺栓为 M8 ，则凸缘厚度为e 1.2d 1.2 8 9.6mm取 e 10mm。凸缘直径为D2 D 55.5d9055.5 8130134 mm取 D2 132mm。紧固螺栓用孔所在直径为D0 0.5 D2 D 0.5 132 90
8、111mm与箱体上轴承座孔配合的宽度取m 12mm 。两个透盖均为铸件，拔模斜度取1： 10。3.5 确定各段轴的轴向尺寸 确定轴段 和轴段 的轴向尺寸。轴段 和轴段 分别安装大带轮和小齿轮，大带轮基准直径较大，选择腹板式，轮毂孔长度L 1.5 2 dl 1.5 2 2233 44 mm取 11 40mm 0小齿轮宽度为b1 55mm，故17 b1 55mm。确定轴段和轴段的轴向尺寸。轴段和轴段的长度和轴承 盖的选用及大带轮和小齿轮的定位轴肩的位置有关系。选用凸缘式轴承 端盖，轴承盖凸缘厚度e 10mm, m 12mm,箱体外部传动零件的定 位轴肩距轴承端盖的距离K 15mm,则L 1R e
9、m K 10 12 15 37mm 26考虑到大带轮的轴向固定，由于其轮槽宽度 B 65mm ,尺寸较大, 故对）进行修正B L 65 4012 16 37 49.5mm22取 12 50mm 0确定轴段和轴段的轴向尺寸。轴段和轴段需要安装滚动 轴承，故其长度与滚动轴承宽度相同，即L L B 23mm 35确定轴段的轴向尺寸。对二支点在同一轴承座内且支点之间没 有传动件的情况，首先确定两轴承之间的跨距 L,根据经验公式L92 3 dq 2 3 4080 120 mm23取 L2 98mm ,故14 L2 B 98 23 75mm3.6 确定各段轴的跨距大带轮与右端轴承之间的跨距为L1L12 包
10、4050 名81.5mm2222两轴承之间的跨距为L2 98mm小齿轮与左端轴承之间的跨距为,l7 , l555 x 23L3 16 37 76mm22223.7 确定箱体的尺寸517 Ide51490图4弯矩、转矩图4.2计算轴承的支承反力 传递到轴系部件上的转矩为箱体壁厚为10mm箱体内壁直径为箱体长度为轴承座宽度箱体总高度轴承座孔中心高度h 140mm3.8确定键的尺寸大带轮与小齿轮与轴的的连接均采用 A型普通平键连接，均为键6 30 GB/T1096 2003。4轴的受力分析4.1画出轴的受力简图将阶梯轴简化为一简支梁，受力分析及其简图如图4(a)所示d内壁100mmL箱体l3 l4
11、l5 2m 23 75 23 2 12 145mm 345B轴承座40mmh箱体206mmbWnrrTTr199273IMGrrrnTTc175342aT 51490N?mm齿轮圆周力Ft2Ti2 51490di2168N47.5Q L1 L2 FLF1 HL22083.3NF2HQ FrF1 H1471.5 789.1 2083.3 177.3N齿轮径向力FrFt tan 2168 tan 20789.1N齿轮轴向力Fa ON带轮压轴力Q 981N带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故在设计 计算轴和轴承时，将压轴力扩大 50%,即Q 1.5 981 1471.5N在水平面上1
12、471.5 81.5 98789.1 7698在垂直平面上FvFtL32168 76L2981681.3NF2VF1VFt1681.3 2168 3849.3N轴承1的总支承反力F1. F1HF1V2083.321681.322677.1N轴承2的总支承反力F2, F22HFzj177.323849.323853.4N4.3 画出轴的弯矩图弯矩图如图4（b）、（c）、（d）所示。在水平方向上，I - I截面的弯矩为M HFrL3 789.1 76 59971.6N ? mmH-II截面的弯矩为M h QLi 1471.5 81.5 119927.25N ? mm在竖直方向上，I - I截面的弯
13、矩为M V Ft L32168 76 164768N ?mm轴在I - I截面处的合弯矩为M . M jM H1647682 59971.62 175342.8N ?mm轴在n- ii截面处的合弯矩为M M H 119927.25N ?mm4.4 画出轴的转矩图转矩图如图4(e)所示。轴上的转矩就是高速轴传递的转矩，即T 51490 N ?mm5校核轴的强度5.1 按弯扭合成强度计算由弯矩图和转矩图可知，轴的危险截面在I-I截面处，按照第三强 度理论有1b式中：e 危险截面白当量应力， MPa；M 危险截面的弯矩，由前述计算可知 M 175342.8N ?mm;W 抗弯剖面模量，W 0.1d3 0.1 403 6400mm3；T 高速轴传递的转矩，T 51490N ?mm ;Wt 抗扭剖面模量，Wt 0.2d； 0.2 40312800mm3 ;根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3;1b 对称循环应力状态下的许用弯曲应力，由参考文献1表 10.4可得， 1b 65MPa 0代入数据计算得36.51MPa1b 65MPa175342.8 2, 3 51490e11 4 640012800故校核通过。5.2 轴的安全系数校核计算疲劳强度的安全系数校核计算。只考虑弯矩时的安全系数计算公式式中：1 材料对称循环的弯曲疲劳极限，查参考文献1表10.1得1 300MPa
