Harbin Institute of Technology课程设计说明书课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计院系：班级：设计者：学号：指导教师：郑德志设计时间：2014年11月哈尔滨工业大学目录一、选择轴的材料 (1)二、初算轴径 (1)三、轴承部件结构设计 (2)3.1轴向固定方式 (2)3.2选择滚动轴承类型 (2)3.3键连接设计 (2)3.4阶梯轴各部分直径确定 (3)3.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 (4)四、轴的受力分析 (5)4.1画轴的受力简图 (5)4.2计算支反力 (5)4.3画弯矩图 (6)4.4画转矩图 (6)五、校核轴的弯扭合成强度 (8)六、轴的安全系数校核计算 (9)七、键的强度校核 (10)八、校核轴承寿命 (11)九、轴上其他零件设计 (12)十、轴承座结构设计 (12)十一、轴承端盖（透盖） (13)参考文献 (13)一、 选择轴的材料通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。

因此轴所承受的扭矩不大。

故选45号钢，并进行调质处理。

二、 初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：d ≥√9.55×106P n10.2[τ]=C √P n13式中 d ——轴的直径；P ——轴传递的功率，kW ；n1——轴的转速，r/min;[τ]——许用扭转剪应力，MPa; C ——由许用扭转剪应力确定的系数；由大作业四知P =3.802kw所以：d ≥36.99mm本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即d ≥36.99×(1+5%)=38.84mm按照GB2822-2005的a R 20系列圆整，取d =40 mm 。

根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸b ×h =12×8，轮毂上键槽的尺寸 b=12mm ，1t =3.3mm 3、设计轴的结构3.1轴承机构及轴向固定方式因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式采用两端固定方式。

同时为了方便轴承部件的拆装，机体采用部分式结构。

又由于本设计中的轴需要安装联轴器、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同。

因此，设计成阶梯轴形式。

轴段的草图见图2：图23.2选择滚动轴承类型因轴承所受轴向力很小，选用深沟球轴承，因为齿轮的线速度小于2m/s ，齿轮转动时飞溅的润滑油不足于润滑轴承，采用油脂对轴承润滑，由于该减速器的工作环境有尘，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用唇形圈密封，由于是悬臂布置所以不用轴上安置挡油板。

3.3键连接设计齿轮及带轮与轴的周向连接均采用A 型普通平键连接，齿轮、带轮所在轴径相等，两处键的型号均为128GB/T 1096—1990。

3.4各轴段直径确定（1） 轴段1和轴段7轴段1和轴段7分别安放大带轮和小齿轮，所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。

所以，d 1=d 7=40mm 。

（2） 轴段2和轴段6轴段2和轴段6的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸。

由参考文献[1] 图10.9计算得到轴肩高度h =(0.07~0.1)d =(0.07~0.1)×40=2.8~4mmd 2=d 6=d 1+2×ℎ=40+2×(2.8~4)=45.6~48mm由参考文献[2]表14.4，唇形圈密封的轴径d =45mm ，所以取d 2=d 6=45mm .密封圈代号为B45628。

（3） 轴段3和轴段5轴段3和轴段5安装轴承，尺寸由轴承确定。

标准直齿圆柱齿轮，没有轴向力，但考虑到有较大的径向力，选用深沟球轴承。

初选轴承6310，d=50mm ，外形尺寸D=110mm ，B=27mm ，轴件安装尺寸d a =60mm 。

因为带式运输机为开式结构，所以采用脂润滑。

d 3=d 5=50mm 。

（4） 轴段4轴段4在两轴承座之间，其功能为定位固定轴承的轴肩，故取454mm a d d ==3.5 各轴段长度确定（1）轴段4：轴段4在两轴承座之间，两端支点间无传动件，应该首先确定该段跨距L 。

一般L =(2~3)d 3=(2~3)×50=100~150mm取L=120mm 。

则轴段4长度l 4=L −B =120−27=93mm（2）轴段3和轴段5：轴段3和轴段5安装轴承，轴段长度与轴承内圈宽度相同，故l 3=l 5=B =27mm（3)轴段2和轴段6：轴段2和轴段6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。

选用嵌入式轴承端盖，取轴承盖凸缘厚度e =(1~2)d 螺钉=(1~2)×6=6~12mm ，m=15mm ，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离15mm K =，则轴段6长度610151540mm l m e =++∆=++=同时取2640mm l l ==（4）轴段1和轴段7：轴段1和7分别安装大带轮和小齿轮，故根据大作业3、4可知轴段1长度l 1=40mm ，轴段7长度l 7=56mm 。

（5）计算123L L L 、、L 1=88mm ，L 2=120mm ，L 3=81.5mm1=87.5mm L ，2105mm L =，377.5mm L =4、轴的受力分析4.1画轴的受力简图轴的受力简图见图3。

4.2计算支承反力传递到轴系部件上的转矩T1=9.55×106×P n 1=9.55×106×3.802960/2=75636N ·mm 齿轮圆周力F t =2T 1d 1=2×7563668=2225N 齿轮径向力F r =F t tanα=2225×tan20°=809.83N齿轮轴向力0a F N = 带轮压轴力Q =1459N带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，将其扩大50%，按Q =2188.5N 计算。

在水平面上：R 1H =Q ×(L 1+L 2)−F r ×L 3L 2=2188.5×(88+120)−809.83×81.5120=3243.39N R 2H =−R 1H +Q +F r =−3243.39+2188.5+809.83=−245.06N在垂直平面上R 1V =F t L 32=2225×81.5=1511.146N R 2V =−(F t +R 1V )=−(2225+1511.146)=−3736.146N轴承1的总支承反力 R 1=√R 1H 2+R 1V 2=√3243.39+1511.146=3578.15N轴承2的总支承反力R 2=√R 2H 2+R 2V 2=√(−245.06)2+(−3736.146)2=3744.174N4.3画弯矩图竖直面上，II-II截面处弯矩最大，M IIH=135725N∙mm；水平面上，I-I截面处弯矩最大，M IH=172891.5N∙mm；合成弯矩， I-I截面：M I=172891.5N∙mmII-II截面：M IIH=144435.4N∙mm；竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图5.4所示4.4画转矩图作用在轴上的转矩为大带轮的输入转矩T1=9.55×106×Pn1=9.55×106×3.802960/2=75636N·mm转矩图如图5.4所示图35、校核轴的强度Ⅱ-Ⅱ截面既有弯矩又有转矩，且弯矩最大，为危险截面。

按弯扭合成强度计算。

根据参考文献[1]式9.3，有σe =√(M 1W )2+4(αT 1W T )2=√(172891.54287.5)2+4(0.3×756368575)2=40.67MPa ≤[σ]−1b 式中：1M ——1-1截面处弯矩，M I =172891.5N ∙mm ；T ——1-1截面处转矩，T1=75636N ·mm ；W ——抗弯剖面模量，由参考文献[1]附表9.6，33350.10.1354287.5W d mm ==⨯=；T W ——抗扭剖面模量，由参考文献[1]附表9.6，33350.20.2358575T W d mm ==⨯=；α——根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3.0=α；[]b 1-σ——对称循环的许用弯曲应力，轴材料为45钢进行调制处理，由参考文献[1]表9.3查得σb =650MPa ，由表9.6查得[σ]−1b =60MPa 。

因此，校核通过6轴的安全系数校核计算弯曲应力：σb =M I W =172891.54287.5=40.32MPaσa =σb =40.32MPa ,σm =0扭剪应力：τT =T 1W T =756368575=8.82MPa τa =τm =τT =4.41MPa安全系数：S σ=σ−1K σβεσσa +Ψσσm =3001.8250.92×0.84×40.32+0.2×0=3.151 S τ=τ−1K τβεττa +Ψττm =1551.6250.92×0.82×4.41+0.1×4.41=15.59S =S S √S σ2+S τ2= 3.151×15.59√3.1512+15.592=3.089≥[S ]=1.5~1.8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9.3，45号钢调质处理，11300,155MPa MPa στ--==；τσK K 、——键槽引起的有效应力集中系数，由参考文献[1]附表9.10、附表9.11，625.1,825.1==τσK K ；τσεε、——零件的绝对尺寸系数，由参考文献[1]附图表9.12，εσ=0.84， ετ=0.82；β——表面质量系数，β=β1β2，由参考文献[1]附表9.8、附表9.9，92.0=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] 9.5.3节，1.0,2.0==τσψψ；m a σσ、——弯曲应力的应力幅和平均应力，σa =40.32MPa ,σm =0； m a ττ、——扭转剪应力的应力幅和平均应力，τa =τm =τT2=4.41MPa ；[]S ——许用疲劳强度安全系数，由参考文献[1]表9.13，[]8.1~5.1=S ； 校核通过。

7校核键连接的强度由参考文献[1]式41[]p p kld T σσ≤=12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4.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击，[]100~120p MPa σ=,取110Mpa 。