机械设计大作业.docx

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机械设计大作业

机械设计大作业

轴系设计报告

姓名：

学号：

指导老师：

日期：

2012.5.19

第一章设计任务,3

第二章轴的结构设计，4

第三章轴承寿命计算，6

第四章轴强度的校核，10

第五章Simulation12

心得体会13

参考文献13

附录14

第一章设计任务

图示二级斜齿圆柱齿轮减速器。

已知中间轴U传递功率P

=35kW,转速n2=300r/min;z2=103，mn2=6，B2=12°,宽度

b2=210mm;z3=21,mn3=8,B3=8°,b3=140mm轴材料：

45钢调质。

图1.1设计任务

设计轴U结构，生成工程图和装配图

第二章轴的结构设计

2.1选择轴的材料：

45号钢，调质处理，硬度217~255HBS

由表19.1查得对称循环弯曲许用应力far,]=180MPa2.2初步计算轴直径：

取B=0,A=110，得

p,.'"35-

dmin二A?

110、53.5mm

\nV300

因为轴上需要开键槽，会削弱轴的强度。

故将轴径增加4%~5%取轴的最小

直径为55mm。

2.3轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的布置方案

主要部件有轴承（一对）、轴套、轴上齿轮，根据他们之间的装配方向、顺序和

相互关系，轴上零件布置方案如图2.1所示。

图2.1轴上零部件布局

（2）轴上零件的定位及轴的主要尺寸的确定

1）轴承的选择：

根据前面已经得到的初步计算的轴直径，d=55,出于安全考虑,

轴的最小直径选为65mm,根据轴的受力，选取7213C角接触滚动轴承，其

尺寸dDB为65mm120mm23mm，与其配合轴段的轴径为55mm（配合为k）。

2）齿轮、轴承以及轴套的定位：

轴的中部设置轴环，宽度为20mm用于定位两

个齿轮。

齿轮2齿宽为210mm,配合轴段应比齿宽略短，取L=208mm。

同样的，右边的齿轮3齿宽为140mm，配合轴段取为138mm。

由于齿轮不能直接用于定位轴承，所以用轴套定位，左边轴套长度为25mm，右边轴套长

度为20mm（轴套长度由齿轮距箱体内部距离决定）。

再根据轴端伸出轴承2~4mm，而轴承宽为23mm，因而确定左右轴承轴段的长度分别为54mm和49mm。

下面是各轴段直径的确定，首先，轴承段直径为d^65mm。

轴径变

化一方面是定位，另一方面还需要能够承受一定的轴向力，因此轴肩、轴环尺寸可取略大一些，一般可取a=5~8mm，因而第二轴段直径取d2=70mm，轴环直径d3=90mm。

齿轮的周向定位采用平键，一般取平键长度小于轮毂大约10〜mm0,由此确定齿轮2所用键的尺寸为

20mm12mm180mm（GB/T1096），

齿轮3所用键的尺寸为20mm12mm110mm（GB/T1096）。

3）轴结构的工艺性

取轴端倒角245o，按规定确定各轴肩以及轴环的圆角半径，左右轴颈

留有砂轮越程槽，键槽位于同一轴线上。

第三章轴承寿命计算

3.1轴受力分析：

图3.1轴受力情况示意图

齿轮尺寸：

d2=m2z2=6103=618mm

d3=m3z3=821=168mm

齿轮2径向力：

tana2tan20°

Fr2=Ft2-=35271312N

cosP2cos12Q

齿轮3径向力：

Fr3=Ft3““〔3=13135tan20=4828N

cosP3cos8°

齿轮2的轴向力：

Fa2=Ft2tan曳=3527xtan12°=750N齿轮3的轴向力：

Fa3=Ft3tan打=13135tan8=1846N总轴向力：

Fa二Fa2-Fa3=750-1846=-1096N求竖直面内两轴承所受径向载荷：

Fr3L^Fv!

（L!

L2L3）七山*L3）=0

Fv1二231N

Fr3（L!

-L2）十“：

山•L2L3）十泌！

=0

Fv2=3285N

求水平面内两轴承所受径向载荷：

Ft3L3—Fh1（L!

•L2L3）-Ft2（L2-L3）=0

FHt=5754N

Ft3（L!

-L2）一FH2（Lt-L2L3）-Ft2Lt=0

Fh2=11230N

故两轴承所受总的径向载荷为：

FtFv：

5759N

F2pFv；F：

2=11701N

3.2轴承寿命计算：

图3.2轴承受力情况示意图

根据工况，初选轴承7213C。

查手册得

Cr=73000N;Co=58500N

fp-1.0（轴承所受载荷平稳）

7000C型轴承的附加轴向力为

Fs二0.5Fr

由此可得左右两轴承的附加轴向力分别为:

Fsi=0.5Fri=0.55759=2880N

Fs2=0.5Fr2=0.511701=5851N

（2）

计算轴承所受轴向载荷

因为

Fs1•Fa=（28801096）N=3976N:

:

:

Fs3

左边轴承被“压紧”，右边轴承被“放松”

。

由此可得

Fai=Fs2-Fa二4755N

Fa2二Fs2=5851N

（3）

计算当量动载荷

轴承1

Fa2

4755

0.08

8/14

查表可得：

e=0.45

由e查表，可以得到:

轴承2

Fa1

4755

Fr1

5759

X!

=0.44,Y,

1）=

1.0（0.44

Fa2

5851

C0

58500

Fa2

5851

Fr2

11701

=0.10

0.83.e

=1.25，由此可得

二0.50>e?

fpCX^n7Fa

查表可得：

e2=0.47

57591.254755）N=8478N

由e2查表，可以得到：

X2=0.44,

丫2=1.21

由此可得

P2二fp（X2Fr2•丫2Fa2）=1.0（0.44

117011.215851）N=12228N

（4）轴承寿命Lh计算

因P2•P，故按轴承2计算轴承寿命:

3

ih=11820h

6030012228

所选轴承7213C合格。

第四章轴强度的校核

Mhb=LabFha=141.55754=814191N*mm

MVB勺=-LabFva=-141.5231=-32687N*mm

Mvb2=_LabFva-Fa2宀d?

/2=—264437M•mm

计算C截面处的弯矩

MHC二LcdFhd=101.511701=1187652N*mm

MVci二一LcdFvd=T01.53285=—333428N*mm

MVC2=—LCDFVD_Fa3d3/2=_488492M•mm

图4.1受力分析

分别画出垂直面内和水平面内的弯矩图（图c、e）；求合成弯矩并画其弯矩

图（图f）

MB1=.MVB勺MHB-814847M*mm

MB2=.Mv；2-MHB=856057M«mm

-22

MC1=MVC1亠Mhc=1233569M*mm

MC2MVC2MHC1284189M«mm

⑷画扭矩图（g）

（5）校核轴的强度

取］，0.7（单向转动，转矩按脉动变化）；一：

=0（实心轴）；考虑键槽的影响,

d,乘以0.94，则有

故安全

第五章Simulation

5.1静力分析：

划分网格如图5.1所示，添加扭矩及离心力，分析整个轴的应力分布情况

图5.1传动轴表面网格

图5.2轴上应力分布状况

从输出结果可以看出轴的整体应力分布情况较好，没有出现大面积的应力集中,结构设计较为合理，能够满足使用要求。

心得体会

这个轴算是我第一次设计出来的机械零件。

本来以为设计是件很简单的事，但做完这个项目才发现不是那么回事。

机械设计是一件综合的需要很大耐力的事，不是简简单单地查查手册，画画图，估计估计再随便顶一个参数。

每一步、每一个尺寸都必须有充足的理由，好的设计是要在保证功能的前提下，尽可能地缩减成本。

从后来的校核情况来看，我所取的轴径还是比较保守的，还有一定的优化空间。

除此以外，工程图的绘制也耗费了大量的时间，以前我把大量的精力都花在学习solidworks建模上了，而在工程图方面学习甚少。

知道做这个设计时才发现工程图可不是简简单单的从三维到二维变化一下，很多尺寸、公差都需要自己标

注。

要做出一张符合国标的工程图还是比较费时的，这方面我还不够熟练，以后

还需要特别加强。

另外，在工程图方面，Solidworks有一个缺陷，就是尺寸通过

的地方，轮廓线无法消隐，我一直探寻解决方法，不过没有找到，希望以后新版本的这个问题可以解决。

最后，我要谢谢钱瑞明老是的悉心教导，您兢兢业业的授教让我获益匪浅，并且也点燃了我对机械的兴趣，我一定会加倍的努力，不会让您失望的。

参考文献吴克坚、于晓红、钱瑞明主编；机械设计；高等教育出版社;

附录:

附图1装配体3D模型

附图2轴位移分析

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