哈工大机械设计大作业(共12页).docx
精选优质文档-倾情为你奉上哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计 系别: 英才学院 班号: 姓名: 刘璐 日期: 2016.11.12 哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目： 轴系部件设计 设计原始数据：图1表 1 带式运输机中V带传动的已知数据方案（KW）轴承座中心高H（mm）最短工作年限L工作环境5.1.2496010021803年3班室外有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录专心-专注-专业一、带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率 P = 3.84 kW，转矩 T = 97333.33 N·mm，转速 n = 480 r/min，轴上压力Q = 705.23 N，因为原本圆柱直齿轮的尺寸不满足强度校核，故修改齿轮尺寸为分度圆直径d1 =96.000 mm，其余尺寸齿宽b1 = 35 mm，螺旋角 = 0°，圆周力 Ft = 2433.33 N，径向力 Fr = 885.66 N，法向力 Fn = 2589.50 N，载荷变动小，单向转动。二、选择轴的材料因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理。三、初算轴径dmin对于转轴，按扭转强度初算，由参考文献1式10.2估算最小直径d39.55×106Pn0.2=C3Pn式中：P 轴传递的功率，kW；n 轴的转速，r/min； 许用扭转应力，MPa；C 由许用扭转切应力确定的系数。查参考文献1表10.2，得对于45钢，C取值范围126 103，取C = 118。轴输入功率为P=Pd12式中：1 V带传动的效率，查参考文献2表9.1，V带传动效率1= 0.98；2 滚动轴承传动效率，查参考文献2表9.1，一对滚动球轴承传动效率2= 0.98。故：P=Pd12=4×0.98×0.98=3.8416 kW轴转速为：n=nmi1=9602=480 r/min并考虑轴上有一个键槽，将轴径加大5%。于是初算轴径最小值得：d1.05×C3Pn=1.05×118×33.=24.78 mm按照GB/T 28222005的Ra10系列圆整，初取d = 25mm。四、结构设计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装拆，轴承座的机体采用剖分式结构，取轴承座的铸造壁厚为 = 8mm。机体上轴承旁连接螺栓直径d2 = 12mm，装拆螺栓所需要的扳手空间C1 = 18mm，C2 = 16mm，故轴承座内壁至座孔外端面距离：L = + C1 + C2 + (58) mm = 4750mm取L = 50mm。由此，设计的轴承部件的结构如图2所示。然后可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。图2 轴的结构草图（不带尺寸）2. 确定轴的轴向固定方式由于轴跨距不大，且传递功率中等，齿轮减速器效率高、发热小，轴不会太长，故轴承部件的固定方式可采用两端固定的方式。3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式轴上所安装齿轮为直齿轮，不产生轴向载荷，且径向载荷较小、转速不高，故选用深沟球轴承。轴承内圈直径约为25 mm量级，根据参考文献1，其速度因数值：dn=25×960=240001.5 2×105mmr/min其速度因数较小，宜选用脂润滑。密封段轴径约为30mm量级，其轴颈圆周速度为：v=dn1000×60=30×60=1.51 m/s<7 m/s由于轴径圆周速度小，且工作环境有尘，所以采用唇形圈密封。4. 轴的结构设计(1) 大带轮与轴段1：由于要求，大带轮必须放置在轴端，所以dmin即为轴段1的最小直径，d1= 25mm。大带轮一端通过轴肩固定，另一端通过挡圈和螺栓固定，轴段1处放置大带轮处长度 l10 = 50mm，为避免发生干涉，轴段长度比大带轮宽度短13mm，故取：l1 = 48mm(2) 密封圈与轴段2、轴段6：本方案采用深沟球轴承，端盖宜采用凸缘式端盖，密封方式采用毛毡圈密封。由参考文献1图10.9中公式，可得到轴段2与轴段1之间的轴肩高为：h1 = (0.070.1)d1 = (0.070.1)×25 = 1.752.5 mm由参考文献2表14.4，选择轴径为30mm的毛毡圈，故轴段2的直径：d2 = 30 mm同理，轴段6的直径为：d6 = 30 mm(3) 轴承与轴段3及轴段5：由参考文献1图10.9中公式，可得到轴段3与轴段2之间的轴肩高为：h2 = (0.070.1)d2 = (0.070.1)×30 = 2.13 mm轴承采用深沟球轴承，考虑轴承可能承受较大径向载荷，选取窄系列、中载系列，由参考文献2表12.1，选用轴承型号6307，因此：d3 = d5 = 35 mml3 = l5 = 21 mm (4) 轴段4： 轴段4与轴段3和轴段5形成的轴肩对两个轴承其轴向固定作用。查参考文献2表12.1，得6307轴承的安装尺寸为da = 44 mm。故轴段4轴径为d4 = 44 mm(5) 小齿轮与轴段7：根据最小轴径，取d7 = 25mm。与大带轮处相同小齿轮一端通过轴肩固定，另一端通过挡圈和螺栓固定，轴段7处放置小齿轮宽度l70 = 35mm，为避免发生干涉，轴段长度比大带轮宽度短13mm，故取：l7 = 33mm(7) 机体与轴段2、4、6的长度：对于二支点在同一轴承座内而支点间无传动件的情况，应首先确定两轴承跨距L，由参考文献3，一般取L= (2 3)d，其中d为轴承所在轴段的直径，即d3和d5。则跨距取值为L = (2 3)d3 = (2 3) × 35 = 70 105 mm对于轴段4取轴段4长度为l4= 75 mm。跨距为轴上直返力作用点间距离，对向心轴承，支反力作用点在轴承宽度中点，则此时跨距为L2 = l4 + l3 = 75 + 21 = 96mm对于轴段2和轴段6：为避免大带轮或小齿轮断面转动时与不动的轴承端盖相碰，轴承端盖与这两零件端面间应有足够的间距，取该间距为H = 15 mm。由参考文献3查得，轴承盖凸缘厚e = 10 mm。为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上，为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离为=5 mm。由此计算l2、l6：l2 = l6 = H + e + (L + 4 l3) = 15 + 10 + (75 + 4 21) = 83 mm(8) 各轴段尺寸汇总：轴段1234567d / mm25303544353025l / mm48832175218333轴总长度：l = 48+83+21+75+21+83+33 = 364 mm进而，轴承的支点及力的作用点之间的跨距也随之确定下来。6307轴承力作用点为轴承宽度中心。取大带轮、小齿轮的中点作为力作用点，则可得跨距：L1 = 117.5 mm，L2 = 96 mm，L3 = 110 mm(9) 键连接：大带轮和小齿轮与轴的周向连接均采用 A 型普通平键连接，由文献2表11.28，轴径为25 mm 时，使用键的型号分别为：A8×7×70 GB/T 10962003 和 A8×7×56 GB/T 10962003。最后在结构草图上添加初定尺寸，如图 3：五、轴的受力分析1. 画轴的受力简图2. 计算支承反力在水平面内，对轴承2（见图4(a)）列力矩平衡方程，得：R1H=QL1+L2-FrL3L2=705.23×(117.5+96)-885.66×11096=553.58N在水平面内轴径向方向上列受力平衡方程，得：R2H=Fr+Q-R1H=885.66+705.23-553.58=1037.31 N在竖直面内，对轴承2列力矩平衡方程，得：R1V=-L3Ft L2=-110×2433.3396=-2788.19 N列受力平衡方程，得：R2V=Ft-R1V=2433.33+2788.19=5221.52 N负号表示受力方向与图示方向相反。轴承1所受总支承反力：F1r=R1H2+R1V2=553.582+-2788.192=2842.61 N轴承2所受总支承反力：F2r=R2H2+R2V2=1037.312+5221.522=5323.56 N3. 画弯矩图在水平面上，MaH1=QL1=705.23×117.5=82864.53 NmmMaH2=QL1+L2-R1HL2=705.23×(117.5+96)-553.58×96=97422.93 Nmm在竖直面上，MaV2=R1VL2=-2788.19×96=-.24 NmmMaV1=0 Nmm合成弯矩Ma1=MaH12+MaV12=82864.53 NmmMa2=MaH22+MaV22=78531.562+(-.99)2=.60Nmm故最大弯矩为Ma=.60 Nmm4. 画扭矩图T=97333.33Nmm六、校核轴的强度在轴承2的受力点处，既有较大弯矩，又有转矩，而大带轮和小齿轮的受力点处虽然轴径较小且有键槽，但是这两处均只受转矩。综上，危险剖面应为轴承2的受力点处。由参考文献1附表10.1，抗弯剖面模量：W=d3332=×35332=4209.24 mm3抗扭剖面模量：WT=d3316=×35316=8418.49 mm3弯曲应力：b=MaW=.24=57.67 MPa对一般回转的轴，弯曲应力应按对称循环变化，故弯曲应力的应力幅和平均应力分别为：a=b=57.67 MPam=0 MPa扭转切应力：T=TWT=97333.49=11.56 MPa对一般转轴的扭转切应力通常按脉动循环来考虑，故扭转切应力的应力的应力幅和平均应力为a=m=T2=5.78 MPa由参考文献1表10.1得，对于调质处理的45钢，B = 650 MPa，-1 = 300 MPa，-1 = 155 MPa由参考文献1表10.1注释得，等效系数取： = 0.1，= 0.05由参考文献1附表10.4得不同情况下轴的有效应力集中系数：K=2.52， K = 1.82由参考文献1附图10.1得零件绝对尺寸系数：= 0.74，= 0.81由参考文献1附图10.2 (a) (b) 、附表10.2得：1 = 0.93，2 = 0.5，3 = 2.8因此表面质量系数为：=123 = 1.3则只考虑弯矩时的安全系数：S=-1Ka+m=3002.521.3×0.74×57.67+0.1×0=1.99只考虑转矩时的安全系数：S=-1Ka+m=1551.821.3×0.81×5.78+0.05×5.78=15.08由参考文献1式10.4，校核危险剖面疲劳强度安全系数的公式为：S=SSS2+S2S查参考文献1表10.5得轴的许用安全系数S= 1.3 1.5，取S= 1.5。则：S=SSS2+S2=1.99×15.081.992+15.082=1.97>1.5=S故轴的强度校核通过。对于一般用途的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数= 0.6，则当量应力：e=b2+4(T)2=57.672+40.6×11.562=59.31 MPa由参考文献1表10.4，查得 -1b = 65 MPa，显然，e < -1b， 故轴的此剖面的强度满足要求。七、校核键连接的强度键连接强度校核条件为p=2Tkldp式中：T 传递的转矩，N·mm；d 轴的直径，mm；l 键的工作长度，mm，对A型l = L - b，L、b为键的公称长度和键宽，mm；k 键与毂槽的接触高度，mm，通常取k = h/2；p 许用挤压应力，由参考文献1表6.1查得键连接的许用挤压应力为p = 120 150 MPa，取p = 120 MPa。对于轴段1上大带轮与轴的键连接：p1=4Th(L-b)d1=4×97333.337×(70-8)×25=32.54 MPa<120 MPa=p对于轴段7上小齿轮与轴的键连接：p1=4Th(L-b)d1=4×97333.337×(56-8)×25=42.65 MPa<120 MPa=p故键连接强度校核通过。八、校核轴承寿命由参考文献2表12.1查得6307轴承的基本额定动载荷、基本额定静载荷分别为：Cr = 33.4kN，C0 = 19.2 kN1. 计算轴承的轴向力该机器工作时，无轴向载荷，因此两个轴承仅承受径向载荷。F1a=F2a=0 N轴承1所受径向载荷：F1r=R1H2+R1V2=553.582+-2788.192=2842.61 N轴承2所受径向载荷：F2r=R2H2+R2V2=1037.312+5221.522=5323.56 N显然F2r>F1r轴承2载荷较大，将先于轴承1失效，因此对轴承2进行寿命校核。2. 计算当量动载荷轴承2当量动载荷计算公式为P2=XF2r+YF2a式中：X、Y动载荷径向系数和动载荷轴向系数。e=F1aC0=019.2 kN=0因此查参考文献1表11.2得：X=1、Y=0因此轴承1当量动载荷：P1=F2r=5323.56 N3. 校核轴承寿命机器运转平稳，无需考虑冲击，则轴承基本额定寿命计算公式为：Lh=10660nCrP1式中：n 轴承转速，r/min； 寿命指数，对于球轴承，=3。故轴承2基本额定寿命:L1h=10660nCrP1=10660×3.563=9575.1 h该机器最短工作年限为3年，扣住节假日后每年工作250天，每天工作3班（24h），故轴承2预期寿命为L1h'=3×250×24=18000 h显然L1h>L1h'/2所以在一年半时更换轴承。九、绘制轴系部件装配图（图纸）十、参考文献1 王黎钦,陈铁鸣.机械设计.6版.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2015；2 张锋,古乐.机械设计课程设计.5版.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2012；3 张锋,宋宝玉.机械设计大作业指导书.北京:高等教育出版社,2009。
