哈工大機(jī)械設(shè)計(jì)大作業(yè)

1、哈爾濱工業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)作業(yè)設(shè)計(jì)計(jì)算說明書題目: 軸系部件設(shè)計(jì) 系別: 英才學(xué)院 班號: 1436005 姓名: 劉璐 日期: 2016.11.12 哈爾濱工業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)作業(yè)任務(wù)書題目： 軸系部件設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)：圖1表 1 帶式運(yùn)輸機(jī)中V帶傳動的已知數(shù)據(jù)方案（KW）軸承座中心高H（mm）最短工作年限L工作環(huán)境5.1.2496010021803年3班室外有塵機(jī)器工作平穩(wěn)、單向回轉(zhuǎn)、成批生產(chǎn)目錄一、帶輪及齒輪數(shù)據(jù)1二、選擇軸的材料1三、初算軸徑dmin1四、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)21. 確定軸承部件機(jī)體的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸22. 確定軸的軸向固定方式23. 選擇滾動軸承類型，并確定潤滑、密封方式24. 軸的

2、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)2五、軸的受力分析41. 畫軸的受力簡圖42. 計(jì)算支承反力43. 畫彎矩圖54. 畫扭矩圖5六、校核軸的強(qiáng)度5七、校核鍵連接的強(qiáng)度7八、校核軸承壽命81. 計(jì)算軸承的軸向力82. 計(jì)算當(dāng)量動載荷83. 校核軸承壽命8九、繪制軸系部件裝配圖（圖紙）9十、參考文獻(xiàn)9一、帶輪及齒輪數(shù)據(jù)已知帶傳動輸出軸功率 P = 3.84 kW，轉(zhuǎn)矩 T = 97333.33 Nmm，轉(zhuǎn)速 n = 480 r/min，軸上壓力Q = 705.23 N，因?yàn)樵緢A柱直齒輪的尺寸不滿足強(qiáng)度校核，故修改齒輪尺寸為分度圓直徑d1 =96.000 mm，其余尺寸齒寬b1 = 35 mm，螺旋角 = 0，圓周力 Ft

3、 = 2433.33 N，徑向力 Fr = 885.66 N，法向力 Fn = 2589.50 N，載荷變動小，單向轉(zhuǎn)動。二、選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質(zhì)量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。三、初算軸徑dmin對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初算，由參考文獻(xiàn)1式10.2估算最小直徑d39.55106Pn0.2=C3Pn式中：P 軸傳遞的功率，kW；n 軸的轉(zhuǎn)速，r/min； 許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，MPa；C 由許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定的系數(shù)。查參考文獻(xiàn)1表10.2，得對于45鋼，C取值范圍126 103，取C = 118。軸輸入功率為P=Pd12式中：1 V帶傳動的效率，查參考文獻(xiàn)2表9.1，

4、V帶傳動效率1= 0.98；2 滾動軸承傳動效率，查參考文獻(xiàn)2表9.1，一對滾動球軸承傳動效率2= 0.98。故：P=Pd12=40.980.98=3.8416 kW軸轉(zhuǎn)速為：n=nmi1=9602=480 r/min并考慮軸上有一個鍵槽，將軸徑加大5%。于是初算軸徑最小值得：d1.05C3Pn=1.0511833.8416480=24.78 mm按照GB/T 28222005的Ra10系列圓整，初取d = 25mm。四、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1. 確定軸承部件機(jī)體的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸為方便軸承部件的裝拆，軸承座的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)，取軸承座的鑄造壁厚為 = 8mm。機(jī)體上軸承旁連接螺栓直徑d2 = 12m

5、m，裝拆螺栓所需要的扳手空間C1 = 18mm，C2 = 16mm，故軸承座內(nèi)壁至座孔外端面距離：L = + C1 + C2 + (58) mm = 4750mm取L = 50mm。由此，設(shè)計(jì)的軸承部件的結(jié)構(gòu)如圖2所示。然后可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設(shè)計(jì)。圖2 軸的結(jié)構(gòu)草圖（不帶尺寸）2. 確定軸的軸向固定方式由于軸跨距不大，且傳遞功率中等，齒輪減速器效率高、發(fā)熱小，軸不會太長，故軸承部件的固定方式可采用兩端固定的方式。3. 選擇滾動軸承類型，并確定潤滑、密封方式軸上所安裝齒輪為直齒輪，不產(chǎn)生軸向載荷，且徑向載荷較小、轉(zhuǎn)速不高，故選用深溝球軸承。軸承內(nèi)圈直徑約為25 mm量級，根

6、據(jù)參考文獻(xiàn)1，其速度因數(shù)值：dn=25960=240001.5 2105mmr/min其速度因數(shù)較小，宜選用脂潤滑。密封段軸徑約為30mm量級，其軸頸圓周速度為：v=dn100060=30960100060=1.51 m/s1.5=S故軸的強(qiáng)度校核通過。對于一般用途的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)= 0.6，則當(dāng)量應(yīng)力：e=b2+4(T)2=57.672+40.611.562=59.31 MPa由參考文獻(xiàn)1表10.4，查得 -1b = 65 MPa，顯然，e -1b， 故軸的此剖面的強(qiáng)度滿足要求。七、校核鍵連接的強(qiáng)度鍵連接強(qiáng)度校核條件為p=2Tkldp式中：T 傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nmm；

7、d 軸的直徑，mm；l 鍵的工作長度，mm，對A型l = L - b，L、b為鍵的公稱長度和鍵寬，mm；k 鍵與轂槽的接觸高度，mm，通常取k = h/2；p 許用擠壓應(yīng)力，由參考文獻(xiàn)1表6.1查得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力為p = 120 150 MPa，取p = 120 MPa。對于軸段1上大帶輪與軸的鍵連接：p1=4Th(L-b)d1=497333.337(70-8)25=32.54 MPa120 MPa=p對于軸段7上小齒輪與軸的鍵連接：p1=4Th(L-b)d1=497333.337(56-8)25=42.65 MPaF1r軸承2載荷較大，將先于軸承1失效，因此對軸承2進(jìn)行壽命校核。2.

8、計(jì)算當(dāng)量動載荷軸承2當(dāng)量動載荷計(jì)算公式為P2=XF2r+YF2a式中：X、Y動載荷徑向系數(shù)和動載荷軸向系數(shù)。e=F1aC0=019.2 kN=0因此查參考文獻(xiàn)1表11.2得：X=1、Y=0因此軸承1當(dāng)量動載荷：P1=F2r=5323.56 N3. 校核軸承壽命機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，無需考慮沖擊，則軸承基本額定壽命計(jì)算公式為：Lh=10660nCrP1式中：n 軸承轉(zhuǎn)速，r/min； 壽命指數(shù)，對于球軸承，=3。故軸承2基本額定壽命:L1h=10660nCrP1=10660480334005323.563=9575.1 h該機(jī)器最短工作年限為3年，扣住節(jié)假日后每年工作250天，每天工作3班（24h），故軸承2預(yù)期壽命為L1h=325024=18000 h顯然L1hL1h/2所以在一年半時(shí)更換軸承。九、繪制軸系部