一、概述ﻩ11、任务来源ﻩ错误!未定义书签。
2、技术要求ﻩ错误!未定义书签。
二、结构参数设计ﻩ错误!未定义书签。
１、受力分析及轴尺寸设计ﻩ错误!未定义书签。
２、轴承选型设计、寿命计算..............................................错误!未定义书签。
3、轴承结构设计...................................................................错误!未定义书签。
三、精度设计ﻩ错误!未定义书签。
轴颈轴承配合ﻩ错误!未定义书签。
四、总结.........................................................................................错误!未定义书签。
Ｈａrbin Iｎstitｕtｅof Technｏｌogy课程设计说明书课程名称：机械设计ﻩ设计题目：轴系部件设计院系：航天学院自动化班级：ﻩ111０4１04 ﻩ设计者：学号: 11１0410４2０ﻩ指导教师:ﻩﻩ设计时间： 20１3年1２月1０日哈尔滨工业大学机械设计作业任务书一、概述1、任务来源:老师布置的大作业课题：轴系的组合结构设计。
2、题目技术要求：一钢制圆轴,装有两胶带轮A和B,两轮有相同的直径D=360mm，重量为P=1KＮ，A轮上胶带的张力是水平方向的，B轮胶带的张力是垂直方向的，它们的大小如图所示。
设圆轴的许用应力 []=8０ＭPａ,轴的转速n=9６0r／ｍin，带轮宽ｂ＝60mm，寿命为500０0小时。
设计要求：1.按强度条件求轴所需要的最小直径；２。
选择轴承的型号(按受力条件及寿命要求）；3.按双支点单向固定的方法，设计轴承与轴的组合装配结构，画出装配图（3号图纸）4。
从装配图中拆出轴，并画出轴的零件图(3号图纸）5．设计说明书１份二、结构参数设计1选择材料，确定许用应力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。
2按扭转强度估算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径:3mindmPCn≥其中2P——轴传递的功率，η=⨯=⨯=3.70.96 3.55mP P kWmn——轴的转速，r/min912285/min3.2mn r==Ｃ—-由许用扭转剪应力确定的系数。
查表10.2得C=106～11８，考虑轴端弯矩比转矩小,取C=１０6。
≥=⨯=33min3.55d10624.57285mPC mmn由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮,会有键槽存在，故将其扩大５%,得mind 1.0525.8kd mm≥⨯=,按标准GB282２—81的10R圆整后取130d mm=。
3设计轴的结构由于本设计中的轴需要安装带轮、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，共分为六段.以下是轴段草图：３.1 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸为方便轴承部件的拆装，铸造机体采用剖分式结构，取机体的铸造壁厚8mm δ=，机体上轴承旁连接螺栓直径212d mm =，装拆螺栓所需要的扳手空间118C mm =,216C mm =，故轴承座内壁至座孔外端面距离()125~847~50L C C mm mm δ=+++=取50L mm =3。
２确定轴的轴向固定方式因为一级齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度不大，故轴的轴向固定采用两端固定方式。
3。
３ 选择滚动轴承的类型，并确定其润滑与密封方式因为轴不受轴向力的作用，故选用深沟球球轴承支撑.由齿轮结构设计中,小齿轮17z =，4m mm =,得分度圆直径41768d mm =⨯=,所以齿轮的线速度为68285 1.0147/2/601000601000dn v m s m s ππ⨯⨯===<⨯⨯齿轮转动时飞溅的润滑油不足于润滑轴承,故滚动轴承采用脂润滑。
因为该减速器的工作环境清洁,脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用毡圈密封,并在轴上安置挡油板。
3.４ 轴的结构设计在本题中有６个轴段的阶梯轴，轴的径向尺寸确定，以外伸轴颈1d 为基础，依次增加为130d mm =,235d mm =,340d mm =，445d mm =,550d mm =，640d mm =.根据轴承的类型和轴径3d ，初选滚动轴承型号为6308,其基本尺寸为40d mm =，90D mm =，23B mm =.因为轴承选用润滑脂,轴上安放挡油板，所以轴承内端面与机体内壁间要有一定距离∆,取10mm ∆=.为避免齿轮与机体内壁相碰,在齿轮端面与机体内壁间留有足够的间距H ，取15H mm =.采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度10e mm =。
为避免带轮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,带轮轮毂端面与轴承盖间应有足够的间距K ,取20K mm =。
确定各部分轴段的长度:轴段④的长度4L 要比相配齿轮的轮毂长度b 略短,由齿轮设计小齿轮的齿宽47.6b mm =，取4245.645L b mm mm mm =-=≈轴段③的长度()32151023250L H B mm mm =+∆++=+++=轴段②的长度()()2501023102047L L B e K mm mm =--∆++=--++=⎡⎤⎣⎦轴段①的长度，由V 带设计中得V 带轮宽度为60mm ，轴段①的长度应略小于V 带轮宽度,以方便固定，取158L mm =轴段⑤的长度5L 就是轴环的宽度m ,按经验公式()541.4 1.4(d d )/2 1.45045/2 3.5m h mm ==⨯-=⨯-=适度放大，取514L mm =轴段⑥的长度()61510231434L mm mm =++-=⎡⎤⎣⎦进而，轴的支点及受力点间的跨距也随之确定下来.６３0８轴承的作用点距外座圈大边距离11.5a mm =,取该点为支点。
取1L 段中点为支撑点,则可得跨距1604711.588.52Ld mm =++= 取齿轮中点为支点，则2455011.5612Ld mm =+-= 345143411.5592Ld mm =++-=最终尺寸如上图３。
5 键连接设计带轮及齿轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接，由GB/T1095—2003可知，两个键的尺寸分别为8×7×40GB/Ｔ1095-2003,14×9×3６GＢ／T1０9５—２0０３。
4 轴的受力分析４。
1 绘制受力简图计算结果如下４．2 计算支承反力轴上一共收到３个外力，分别为齿轮的圆周力1117816.8423465.2 68/2F N ==齿轮的径向力为21tan201261.2F F N==齿轮无轴向力。
V带压轴力31482.4F N=在水平面上，外力为V 带的压轴力和齿轮径向力()3123231233195.7H F Ld Ld Ld F Ld F N Ld Ld +++==+2132452.1H H F F F F N =--=在竖直面上，外力为齿轮的径向力131231703.7V F Ld F N Ld Ld ⨯==+122231761.4V F Ld F N Ld Ld ⨯==+轴承Ⅰ的总支承反力:13621.5R F N ===轴承Ⅱ的总支承反力:21818.5R F N === 4。
３ 计算弯矩在水平面上滚动轴承Ⅰ弯矩：11111482.488.5131192.4H H M M F Ld N mm ==⨯=⨯=右左在竖直面上滚动轴承Ⅰ弯矩：110V V M M ==右左在水平面上滚动轴承Ⅱ弯矩:220H H M M ==右左在竖直面上滚动轴承Ⅱ弯矩:220V V M M ==右左竖直平面弯矩最大处，弯矩为：2221703.761103925.7V V M F Ld N mm =⨯=⨯=4．4 绘制弯矩扭矩图5 校核轴的强度轴承Ⅰ处的弯矩为1131192.4M N mm =此处最大但由于齿轮处存在键，会存在应力集中,因此分两处校核。
5．1轴承Ⅰ处 轴承Ⅰ处的弯矩:1131192.4M N mm =抗弯截面模量为33310.10.1406400W d mm ==⨯=弯曲应力:111131192.420.506400M MPa W σ=== 扭曲应力：3330.20.24012800T W d mm ==⨯=117816.8429.204412800T T T MPa W τ=== 对于单向转动的转轴，通常转矩按脉冲循环处理，故取折合系数0.6α=，则当量应力为23.28e MPa σ=== ５.2齿轮处 齿轮处的弯矩:222452.15926673.9H H M F Ld N mm ==⨯=2107223.31M N mm === ()()22333214 5.545 5.50.10.1457777.62245bt d t W d mm d -⨯-=-=⨯-=⨯弯曲应力：222107223.3113.787777.6M MPa W σ=== 扭曲应力：()()2233314 5.545 5.50.20.245168902245T bt d t W d mm d -⨯-=-=⨯-=⨯117816.8426.9716890T T T MPa W τ=== 对于调质45钢,由参考文献［１］表10.1可以查得b =650MPa σ，1=300MPa σ-,1=155MPa τ-，材料的等效系数为0.2σψ=，0.1τψ= 键槽引起的应力集中系数，查参考文献［1］附表9.11得 1.825K σ=，1.625K τ=。
绝对尺寸系数，查参考文献［1］附表9.12得0.84σε=，0.78τε= 查参考文献［1]表9.8得，由于没有进行表面处理，所以11β=, 查参考文献［1］表9．9得，轴磨削加工时的表面质量系数，21β= 则121βββ==.由此，安全系数计算如下：130010.021.82513.780.201.00.84a m S K σσσσσσψσβε-===⨯+⨯+⨯ 115510.1771.625 6.970.1 6.971.00.78a mS K ττττττψτβε-===⨯+⨯+⨯[]7.14 1.5~1.8S S ===≥=故，截面安全。
σS ——只考虑弯矩时的安全系数;τS ——只考虑转矩时的安全系数；三、精度设计１.校核键的连接强度由参考文献［1]式4。
1[]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 =-，L 为键的公称长度，b 为键宽； 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6。
