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1、目 录1. 选择轴的材料、热处理方式12. 初步计算轴径13. 结构设计13.1确定机体和轴的结构形式13.2 阶梯轴各轴段直径的确定23.2.1 轴段1和轴段723.2.2 轴段2和轴段623.2.3 轴段3和轴段523.2.4 轴段433.3 阶梯轴各轴段长度与跨距的确定33.3.1 轴段433.3.2 轴段3和轴段533.3.3 轴段2和轴段633.3.4 轴段1和轴段743.4 键连接设计44. 轴的受力分析44.1 画轴的受力简图图3b44.2 计算支承反力44.3画弯矩图图3c、d、e54.4画弯矩图图3f55. 校核轴的强度56. 校核键连接的强度77. 校核轴承寿命87.1 计
2、算当量动载荷97.2 校核轴承寿命98. 轴上其他零件设计108.1轴上键连接设计108.2 轴承座设计108.3 轴承端盖设计108.4 轴端挡圈设计11参考文献118 / 101. 选择轴的材料、热处理方式因传递功率不大,且对质量与结构尺寸无特殊要求,故选用常用材料45钢,调质处理.2.初步计算轴径对于转轴,按扭转强度初算轴径.式中d轴的直径；P轴传递的功率,kW；n轴的转速,r/min;C由许用扭转剪应力确定的系数；根据参考文献2表9.4查得C=118106,取C=118,由大作业4可得：所以考虑键槽影响,应将轴径增大5%,即按照的R10系列圆整,取d=25mm.3.结构设计3.1确定机
3、体和轴的结构形式箱体内无传动件,不需经常拆卸,箱体采用整体式.由轴的功能可知,该轴应具有带轮、齿轮的安装段,两个轴承的安装段以与两个轴承对外的密封段,共7段尺寸.由于没有轴向力的存在,且载荷、转速较低,故选用深沟球轴承.由于传递功率小,转速不高,发热小,故轴承采用两端固定式.由于轴转速较低,且两轴承间无传动件,所以采用脂润滑、毛毡圈密封.确定轴的草图如图1所示：图1 确定轴的草图3.2阶梯轴各轴段直径的确定3.2.1 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.3.2.2 轴段2和轴段6轴段2和轴段6的确定应考虑齿轮
4、、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸.由参考文献2图9.8计算得到轴肩高度故由参考文献1表14.4取毡圈油封直径,取轴径.3.2.3 轴段3和轴段5轴段3和轴段5安装轴承,最终尺寸由轴承确定.标准直齿圆柱齿轮,没有轴向力,但考虑到有较大的径向力,故选用深沟球轴承.初算轴径由参考文献1表12.1选轴承6307,外形尺寸d=35mm,D=80mm,B=21mm,安装尺寸da=44mm,Da=71mm.故确定轴径.3.2.4 轴段4轴段的作用为轴承的轴向定位,故取d4=da=44mm.3.3 阶梯轴各轴段长度与跨距的确定对二支点在同一轴承座内而支点间无传动件的情况,应首先确定两轴承间跨距L,一般,d为轴承
5、所在轴段的直径.而此轴的跨距是指轴上支反力作用点间的距离,对于深沟球轴承,力作用点在轴承宽度中点.3.3.1 轴段4由上述可知,取L=101mm.则轴段4的长度l4=LB=101mm21mm=80mm3.3.2 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l3=l5=B=21mm.3.3.3 轴段2和轴段6轴段2和轴段6的长度和轴承盖的选用与大带轮和小齿轮的定位轴肩的位置有关系.由于箱体采用整体式,故选择凸缘式轴承端盖如图2所示.取固定轴承端盖的螺栓的直径为,则,取.取,图2 凸缘式轴承端盖箱体外部传动零件的定位轴肩到轴承端盖间的距离K取20mm.故轴段2和轴段6的长度
6、l2=l6=e+m+K=8mm+18mm+20mm=46mm.3.3.4 轴段1和轴段7由大作业4数据知,小齿轮宽度为55mm,为避免重复定位,取轴段1的长度.由大作业3数据知,小带轮轮毂长度为50mm,故取大带轮轮毂长度也为50mm,为避免重复定位,取轴段7的长度.3.4 键连接设计大带轮和小齿轮的周向连接均采用A型普通平键连接,由,初选普通平键尺寸为,轴段1的键长为45mm,轴段7的键长为40mm.4.轴的受力分析4.1 画轴的受力简图图3b4.2 计算支承反力转矩.小齿轮圆周力.小齿轮径向力.由于是直齿轮,故小齿轮轴向力.由大作业3可知,大带轮压轴力.由前面计算可得,跨距L1=l12+l
7、2+l32=（532+46+212）mm=83mm,跨距L2=L=101mm,跨距L3=l52+l6+l72=（212+46+482）mm=80.5mm.水平面上,对右侧轴承列平衡方程得：垂直面上,对左侧轴承列平衡方程得：轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力4.3画弯矩图图3c、d、e水平面上,轴承1所受弯矩水平面上,轴承2所受弯矩垂直面上,轴承1所受弯矩最大合成弯矩：轴承1处：轴承2处：4.4画弯矩图图3f转矩.5. 校核轴的强度由弯矩转矩图可知,轴承1处为危险截面.由参考文献2表9.6可知：抗弯剖面模量：抗扭剖面模量：图3轴的受力图弯曲应力：扭剪应力：对于调质45钢,由参考文献2表9.3查
8、得,.由参考文献2查得碳素钢等效系数由参考文献2表9.11查得轴与滚动轴承配合应力系数,由参考文献2表9.12查得绝对尺寸系数由参考文献2表9.9查得轴磨削时表面质量系数只考虑弯矩时的安全系数：只考虑转矩时的安全系数：安全系数：校核通过.6.校核键连接的强度由参考文献2式4.1：式中：工作面的挤压应力,；传递的转矩,；轴的直径,；键的工作长度,A型,为键的公称长度和键宽；键与毂槽的接触高度,；许用挤压应力,由参考文献1表6.1,静连接,材料为钢,有轻微冲击,取110Mpa.轴段1上的键：校核通过.轴段7上的键：校核通过7. 校核轴承寿命轴承不受轴向力,只有径向力,且,所以只校核轴承1即左轴承即
9、可.7.1 计算当量动载荷由参考文献2式10.2得：式中：当量动载荷,；轴承的径向载荷和轴向载荷,；动载荷径向系数和动载荷轴向系数.7.2 校核轴承寿命由参考文献2公式10.1c得：式中：L10h轴承的基本额定寿命,h；轴承的基本额定动载荷,由参考文献1表12.1,查轴承6307,；寿命指数,对于球轴承,；温度系数,由参考文献2表10.10,工作温度,；载荷系数,由参考文献2表10.11,中等冲击,取；由已知条件可知,五年两班,每年按250天计,则轴预期寿命：因为,故校核通过.8. 轴上其他零件设计8.1轴上键连接设计由前面计算可知,大带轮和小齿轮的周向连接均采用A型普通平键连接,由,查参考文
10、献1表11.28,选取,轴段1的键长为45mm,轴段7的键长为40mm.8.2 轴承座设计本次设计中选用整体式轴承座.按照设计方案的要求,轴承座孔中心高H=160mm,轴承座孔的内径等于滚动轴承的外径80mm,轴承座孔长,轴承座腹板壁厚.8.3 轴承端盖设计箱内无传动件,故选用凸缘式轴承端盖,工作环境室内清洁,故用毛毡圈密封.凸缘厚,旋入端长,旋入端外径为轴承外径,内径配合轴承安装尺寸取70mm,拔模斜度1:10.凸缘外径,为螺栓直径M6,取110mm.螺栓孔中心距.毛毡圈所在轴段的直径为30mm,查参考文献1表14.4,可得毛毡圈梯形沟槽宽边长5.5mm,窄边长4mm,窄边直径43mm,宽边直径31mm.图4 轴承端盖结构图8.4 轴端挡圈设计轴端挡圈直径32mm,内孔直径12mm,厚5mm.参考文献1王连明,宋宝玉主编.机械设计课程设计M.4版.哈尔滨：哈尔滨工业大学,2005.2宋宝玉,王黎钦主编.机械设计M.：高等教育,2010.3马惠萍主编.互换性与测量技术基础案例教程M.：机械工业,2014.8.
