一级斜齿齿轮圆锥滚子轴承轴系部件设计

机械设计大作业

设计题目：一级斜齿圆柱齿轮减速器输出轴的轴系部件设计

内 装：1.设计任务书

1份

2.设计计算说明书1份 3.装配工作图1张

学 院 机自学院 专 业 机械工程及自动化 学 号 12120655 设 计 者 刘云飞 指导教师 傅燕鸣 完成日期 2015年1月6日 成 绩

机 械 设 计 大 作 业

设计题目：计算说明书

一级斜齿圆柱齿轮减速器输出轴的轴系部件设计学 院 机自学院 专 业 机械工程及自动化 学 号 12120655 设 计 者 刘云飞 指导教师 傅燕鸣 完成日期 2015年1月6日 成 绩

计算说明 一、确定齿轮结构尺寸，计算作用在齿轮上的作用力 1.1选择齿轮的结构型式 根据《机械设计课程设计手册》第16章第5节，确定齿轮结构为齿轮轴。 1.2计算输出轴的转矩T2 主要结果 9.55106P9.551062.7T2===177.83 N·m 145n21.3计算作用在齿轮上的圆周力、径向力、轴向力 Ft2T2 177.83 N·m 2177827.582T22T21147.04 N mnz/cos3107/cos15d2Ft2 1147.04 N Fr2Ft2tan/cos1147.04tan20/cos15432.22NFr2 Fa2Ft2tan1147.04tan15307.35N 432.22 N 二、选择轴的材料 因传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，所以初选轴的材料为45钢，并经过调质处理。由《机械设计课程设计手册》表16-1可知：轴材料的硬度217~225HBW，抗拉强度极限B640MPa，屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限 Fa2 307.35N B640MPa -1275MPa，剪切疲s355MPa -1275MPa -1155MPa 劳极限-1155MPa，许用弯曲应力-160MPa；表16-2可知 A0126~103。 -160MPa A0126~103 计算说明 主要结果 ，取三、初步估算轴的最小直径 d2A0考虑键P2.73（126~103）27~33 n2145槽对轴强度的影响d2min40mm d2min（1.05~1.07）d228~35mm，参考联轴器孔径系列标准，取d2min40mm 四、轴的结构设计及强度校核 4.1联轴器的选择 Tca231.18N·m 由于载荷较平稳，速度不高，无特殊要求，故选用弹性柱销联轴器。Tn250N·m 查表7-9，联轴器的工作情况系数KA1.3，d40mm L82mm 故 TcaKAT21.3177827.58231.18N·m，查表7-6选用LT6型，公称转矩Tn250N·m ， 故TcaTn，采用Y型轴孔，K245mm A型键，轴孔直径d40mm，轴孔长度L82mm，取弹性套柱销的 装配距离K245mm 4.2轴上零件的位置与固定方式的确定 大齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两侧。轴外伸端安装联轴器，联轴器靠轴肩轴向固定。齿轮靠轴环和套筒实现轴向固定。轴承采用两端固定，脂润滑，通过封油环和轴承盖固定。输出轴轴系结构如图所示 计算说明 4.3各轴段直径和长度的确定 （1）各轴段直径的确定 d21：最小直径，安装联轴器外伸轴段， d21d2min40mm 主要结果 d2140mm d22：密封处轴段。根据联轴器的轴向定位要求，定位轴肩为 h=(0.07~0.1) d21=(0.07~0.1)35mm =2.45~3.5mm 查表1-19，并考虑到毡圈油封的标准，取d22=40mm。该处轴的圆周速 d22n23.14401450.304m/s4m/s选取毡圈： 度 v60100060100045JB/ZQ4606-1997 故选用毡圈油封合格，由表9-9，选取毡圈45JB/ZQ4606-1997。 d23：滚动轴承处轴段。考虑拆装方便,d23d22 取d23=50mm。考 d2350mm da57mm d2455mm d2563mm d2650mm 虑到轴受径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承。由d23=50mm，查表6—3，初选代号30210轴承，其基本尺寸为 dDB50mm90mm20mm 安装尺寸da=57mm d24：低速级大齿轮安装轴段，取d24=55mm d25：轴环，该轴段为齿轮提供定位作用，定位轴肩高度： h=(0.07~0.1) d24=(0.07~0.1) x55=3.85~5.5mm 则 d25= d24+2h=55+7.7~11=62.7~66mm， 查表1-19，取标准值 d25=63mm d26：滚动轴承处轴段，d26=d23=50mm。 （2）各轴段长度的确定 L21：安装联轴器轴段。为了保证轴向定位可靠，该轴段的长度应比联轴器轴孔的长度短2~3mm，现联轴器轴孔长为82mm，故取L21=80mm。 L24：大齿轮配合段。由齿宽b=80mm，为了便于定位可靠，同理取L24=78mm。 L22：此段长度除与轴上零件有关外，还与轴承宽度及轴承端盖等零件有关。且此轴段一部分长度用于装轴承盖， 一部分伸出箱体外。取L22=60mm L25：轴环的宽度。L25=10mm L26：右侧安装封油环、轴承的轴段。L26=B-2=18mm L23：此段装轴承与套筒。取套筒长度为30mm，则 L23=20-2+30+2=50mm 输出轴的总轴长 : L2=L21+L22+L23+L24+L25+L26=80+60+50+78+10+18+2=300mm 两轴承间的跨度 : L=2a=2x80=160mm L2180mm L2260mm L2350mm L2478mm L2510mm L2618mm L2300mm L160mm 计算说明 4.4按弯扭合成应力校验轴的强度 输出轴的受力简图如图所示 主要结果 FA777.12N H面 Ft21147.04573.52N22 FB580.88N FAHFBH V面 MFa2d3107307.3549.33Nm 22 M49.33N·m FAV2aMFr2aFAVFBVFr2FAV524.4N FBV-92.18N A、B处的总支反力： Me123.49N·m FAFB FAVFAHFBVFBH222777.12N ca7.42MPa 故轴强度足够。 2580.88N 计算说明 取齿轮中心平面左端面为截面c，则截面C处的水平弯矩 主要结果 MHFAHa573.520.0845.88N·m截面C处的垂直弯矩 MVFAVa524.40.0841.95N·m 截面C处的合成弯矩 MCMHMV2262.17N·m 输出轴所受转矩 TT2177.83 N·m 危险截面C的当量弯矩：因为是单向回转轴，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数0.6，则 MeMCT2262.1720.6177.83123.49 2caMe123.491037.42MPa，故轴强度足够。 W0.1553轴的弯矩图和转矩图： 计算说明 4.5滚动轴承校验 （1）输出轴轴承寿命。 查表6-3得：圆锥滚子轴承30210的基本额定动载荷主要结果 Cr73.2kN，基本额定静载荷C0r92.0kN。预计寿命为10000h。Fr2Fr1432.22N。查表6-14，当收到轻微冲击，取滚动轴承载荷系数fp1.2。因为Fd的e=0.42、Cr73.2kN Fr。查表6-3得圆锥滚子轴承30210C0r92.0kN 2YY=1.4。故此时fp1.2 Fd1FF432.22r1r2Fd2154.36N 2Y2Y21.4，Fa1=Fae+Fd2=461.71N，Fa2Fd2154.36N，所以 同时Fa1Fr1Fa21.06，Fr20.36，径向动载荷系数X10.4，X21，轴向动载荷系数Y11.4，Y20。 P1fPX1Fr1Y1Fa1983.138 P2fPX2Fr2Y2Fa2518.66 X1X21 Y1Y20 Lh1 1060n26ftCrP732001060145983.1386103 199.6106P518.66 1P2518.66 Lh21060n26ftCrP7320010518.6660145661031682106 Lh1682106 轴承采用脂润滑 Lh2Lh11991010000故轴承寿命符合要求。 （2）轴承润滑方式的确定。 齿轮的圆周速度 vd2n26010003211456010002.44m/s12m/s 故轴承采用浸油润滑。 计算说明 主要结果 输出轴外伸端处: 五、键的选择与强度校核 5.1输出轴外伸端处 （1）选择键连接的种类和尺寸。 b10mm h8mm d21d2min35mm， L2180mm L70mm 考虑到键在轴中部安装，查表4-27，选键10X80 GB/T 1096-2003， p110MPa 选择材料为45钢，查表4-28，b10mm，h8mm，L70mm。l60mm 键静连接时的许用挤压应力为p100~120MPa ， k4mm 取p110MPa。 工作长度lL-b60mm。键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.5x8=4mm。 （2）校核键连接的强度。 p42.34MPa查表4-27，选键16X70 GB/T 1096-2003，b16mm，h10mm，L70mm。选择材料为45钢，查表4-28，键静连接时的许用挤压应力为p100~120MPa， 取p110MPa。 工作长度lL-b70-1654mm。键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.5x105mm。 键的强度足够， 选择键10X80 GB/T 2T21032177.83103p42.34MPaP 1096-2003 kld2146035 故键的强度足够，选择键10X80 GB/T 1096-2003合适。 5.2输出轴大齿轮连接处 （1）选择键连接的种类和尺寸。 输出轴大齿轮连大齿轮连接处d2455mm，L2478mm，考虑到键在轴中部安装，接处: b16mm h10mm L70mm p110MPa p2T2103kld242177.8310323.95MPaP 55455l54mm k5mm p23.95MPa 键的强度足够， 选择键10X80 GB/T 1096-2003 故键的强度足够，选择键16X70 GB/T 1096-2003合适。 计算说明 主要结果 六、设计小结

本次机械设计大作业是轴系部件的设计。我们经过了计算，三维建模，二维CAD画图

等几个过程，最终把这大作业顺利地完成。从这次设计大作业的过程中，进一步加深了机械设计的方法与步骤，设计的过程不仅包括尺寸的计算，而且还要对所选的标准件进行校核，以此来配合所设计的部件；对于每一个尺寸都必须要按照机械设计手册的标准来选择，不能按着自己所想的去做。本次机械设计大作业收获了不少，进一步了解了UG软件的界面和各种功能，同时也温习了CAD软件。希望这次轴系部件的设计能对自己以后的机械设计有帮助。

七、参考资料

[1]傅燕鸣主编. 机械设计课程设计手册. 上海：上海科学技术出版社，2013. [2]濮良贵，纪名刚主编. 机械设计. 8版. 北京：高等教育出版社，2006.