哈工大機械設(shè)計大作業(yè)

1、哈爾濱工業(yè)大學(xué)機械設(shè)計作業(yè)設(shè)計計算說明書題目: 軸系部件設(shè)計 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)機械設(shè)計作業(yè)任務(wù)書題目： 軸系部件設(shè)計 設(shè)計原始數(shù)據(jù)：圖1表 1 帶式運輸機中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21. 確定軸承部件機體的結(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2五、軸的受力分析41. 畫軸的受力簡圖42. 計算支承反力43. 畫彎矩圖54. 畫扭矩圖5六、校核軸的強度5七、校核鍵連接的強度7八、校核軸承壽命81. 計算軸承的軸向力82. 計算當(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 N·mm，轉(zhuǎn)速 n = 480 r/min，軸上壓力Q = 705.23 N，因為原本圓柱直齒輪的尺寸不滿足強度校核，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&

3、#176;，圓周力 Ft = 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)強度初算，由參考文獻1式10.2估算最小直徑d39.55×106Pn0.2=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

4、帶傳動的效率，查參考文獻2表9.1，V帶傳動效率1= 0.98；2 滾動軸承傳動效率，查參考文獻2表9.1，一對滾動球軸承傳動效率2= 0.98。故：P=Pd12=4×0.98×0.98=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：d1.05×C3Pn=1.05×118×33.8416480=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1. 確定軸承部件機體的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸為方便軸承部件的裝拆，軸承座

5、的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，取軸承座的鑄造壁厚為 = 8mm。機體上軸承旁連接螺栓直徑d2 = 12mm，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。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

6、，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，根據(jù)參考文獻1，其速度因數(shù)值：dn=25×960=240001.5 2×105mmr/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=dn1000×60=309601000×60=1.51 m/s<7 m/s由于軸徑圓周速度小，且工作環(huán)境有塵，所以采用唇形圈密封。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 大帶輪與軸段1：由于要求，大帶輪必須放置在軸端，所以dmin即為軸段1的最小直徑，d1= 25mm。大帶輪一端通過軸肩固定，另一端通

7、過擋圈和螺栓固定，軸段1處放置大帶輪處長度 l10 = 50mm，為避免發(fā)生干涉，軸段長度比大帶輪寬度短13mm，故?。簂1 = 48mm(2) 密封圈與軸段2、軸段6：本方案采用深溝球軸承，端蓋宜采用凸緣式端蓋，密封方式采用毛氈圈密封。由參考文獻1圖10.9中公式，可得到軸段2與軸段1之間的軸肩高為：h1 = (0.070.1)d1 = (0.070.1)×25 = 1.752.5 mm由參考文獻2表14.4，選擇軸徑為30mm的毛氈圈，故軸段2的直徑：d2 = 30 mm同理，軸段6的直徑為：d6 = 30 mm(3) 軸承與軸段3及軸段5：由參考文獻1圖10.9中公式，可得到軸

8、段3與軸段2之間的軸肩高為：h2 = (0.070.1)d2 = (0.070.1)×30 = 2.13 mm軸承采用深溝球軸承，考慮軸承可能承受較大徑向載荷，選取窄系列、中載系列，由參考文獻2表12.1，選用軸承型號6307，因此：d3 = d5 = 35 mml3 = l5 = 21 mm (4) 軸段4： 軸段4與軸段3和軸段5形成的軸肩對兩個軸承其軸向固定作用。查參考文獻2表12.1，得6307軸承的安裝尺寸為da = 44 mm。故軸段4軸徑為d4 = 44 mm(5) 小齒輪與軸段7：根據(jù)最小軸徑，取d7 = 25mm。與大帶輪處相同小齒輪一端通過軸肩固定，另一端通過擋圈

9、和螺栓固定，軸段7處放置小齒輪寬度l70 = 35mm，為避免發(fā)生干涉，軸段長度比大帶輪寬度短13mm，故?。簂7 = 33mm(7) 機體與軸段2、4、6的長度：對于二支點在同一軸承座內(nèi)而支點間無傳動件的情況，應(yīng)首先確定兩軸承跨距L，由參考文獻3，一般取L= (2 3)d，其中d為軸承所在軸段的直徑，即d3和d5。則跨距取值為L = (2 3)d3 = (2 3) × 35 = 70 105 mm對于軸段4取軸段4長度為l4= 75 mm?？缇酁檩S上直返力作用點間距離，對向心軸承，支反力作用點在軸承寬度中點，則此時跨距為L2 = l4 + l3 = 75 + 21 = 96mm對于

10、軸段2和軸段6：為避免大帶輪或小齒輪斷面轉(zhuǎn)動時與不動的軸承端蓋相碰，軸承端蓋與這兩零件端面間應(yīng)有足夠的間距，取該間距為H = 15 mm。由參考文獻3查得，軸承蓋凸緣厚e = 10 mm。為補償機體的鑄造誤差，軸承應(yīng)深入軸承座孔內(nèi)適當(dāng)距離，以保證軸承在任何時候都能坐落在軸承座孔上，為此取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁間的距離為=5 mm。由此計算l2、l6：l2 = l6 = H + e + (L + 4 l3) = 15 + 10 + (75 + 4 21) = 83 mm(8) 各軸段尺寸匯總：軸段1234567d / mm25303544353025l / mm48832175218

11、333軸總長度：l = 48+83+21+75+21+83+33 = 364 mm進而，軸承的支點及力的作用點之間的跨距也隨之確定下來。6307軸承力作用點為軸承寬度中心。取大帶輪、小齒輪的中點作為力作用點，則可得跨距：L1 = 117.5 mm，L2 = 96 mm，L3 = 110 mm(9) 鍵連接：大帶輪和小齒輪與軸的周向連接均采用 A 型普通平鍵連接，由文獻2表11.28，軸徑為25 mm 時，使用鍵的型號分別為：A8×7×70 GB/T 10962003 和 A8×7×56 GB/T 10962003。最后在結(jié)構(gòu)草圖上添加初定尺寸，如圖 3：

12、五、軸的受力分析1. 畫軸的受力簡圖2. 計算支承反力在水平面內(nèi)，對軸承2（見圖4(a)）列力矩平衡方程，得：R1H=QL1+L2-FrL3L2=705.23×(117.5+96)-885.66×11096=553.58N在水平面內(nèi)軸徑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在豎直面內(nèi)，對軸承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負(fù)號表示受力

13、方向與圖示方向相反。軸承1所受總支承反力：F1r=R1H2+R1V2=553.582+-2788.192=2842.61 N軸承2所受總支承反力：F2r=R2H2+R2V2=1037.312+5221.522=5323.56 N3. 畫彎矩圖在水平面上，MaH1=QL1=705.23×117.5=82864.53 NmmMaH2=QL1+L2-R1HL2=705.23×(117.5+96)-553.58×96=97422.93 Nmm在豎直面上，MaV2=R1VL2=-2788.19×96=-267666.24 NmmMaV1=0 Nmm合成彎矩Ma1=

14、MaH12+MaV12=82864.53 NmmMa2=MaH22+MaV22=78531.562+(-215734.99)2=284844.60Nmm故最大彎矩為Ma=284844.60 Nmm4. 畫扭矩圖T=97333.33Nmm六、校核軸的強度在軸承2的受力點處，既有較大彎矩，又有轉(zhuǎn)矩，而大帶輪和小齒輪的受力點處雖然軸徑較小且有鍵槽，但是這兩處均只受轉(zhuǎn)矩。綜上，危險剖面應(yīng)為軸承2的受力點處。由參考文獻1附表10.1，抗彎剖面模量：W=d3332=×35332=4209.24 mm3抗扭剖面模量：WT=d3316=×35316=8418.49 mm3彎曲應(yīng)力：b=Ma

15、W=284844.604209.24=57.67 MPa對一般回轉(zhuǎn)的軸，彎曲應(yīng)力應(yīng)按對稱循環(huán)變化，故彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力分別為：a=b=57.67 MPam=0 MPa扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：T=TWT=97333.338418.49=11.56 MPa對一般轉(zhuǎn)軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力通常按脈動循環(huán)來考慮，故扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力為a=m=T2=5.78 MPa由參考文獻1表10.1得，對于調(diào)質(zhì)處理的45鋼，B = 650 MPa，-1 = 300 MPa，-1 = 155 MPa由參考文獻1表10.1注釋得，等效系數(shù)?。?= 0.1，= 0.05由參考文獻1附表10.4得不同情況下軸的有效應(yīng)力集

16、中系數(shù)：K=2.52， K = 1.82由參考文獻1附圖10.1得零件絕對尺寸系數(shù)：= 0.74，= 0.81由參考文獻1附圖10.2 (a) (b) 、附表10.2得：1 = 0.93，2 = 0.5，3 = 2.8因此表面質(zhì)量系數(shù)為：=123 = 1.3則只考慮彎矩時的安全系數(shù)：S=-1Ka+m=3002.521.3×0.74×57.67+0.1×0=1.99只考慮轉(zhuǎn)矩時的安全系數(shù)：S=-1Ka+m=1551.821.3×0.81×5.78+0.05×5.78=15.08由參考文獻1式10.4，校核危險剖面疲勞強度安全系數(shù)的公式為

17、：S=SSS2+S2S查參考文獻1表10.5得軸的許用安全系數(shù)S= 1.3 1.5，取S= 1.5。則：S=SSS2+S2=1.99×15.081.992+15.082=1.97>1.5=S故軸的強度校核通過。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+40.6×11.562=59.31 MPa由參考文獻1表10.4，查得 -1b = 65 MPa，顯然，e < -1b， 故軸的此剖面的強度滿足要求。七、校核鍵連接的強度鍵連接強度校核條件為p=2Tkldp式中：T 傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·

18、mm；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=4×97333.337×(70-8)×25=32.54 MPa<120 MPa=p對于軸段7上小齒輪與軸的鍵連接：p1=4Th(L-b)d1=4×97333.337×(56-8)×25=42.65 MPa<120 MPa=p故鍵連接強度校核通過。八、校核軸承壽命由參考文獻2表12.1查得6307軸承的基本額定動載荷、基本額定靜載荷分別為：Cr = 33.4kN，C0 = 19.2 kN1. 計算軸承的軸向力該機器工作時，無軸向載荷，因此兩個軸承僅承受徑向載荷。F1a=F2a=0 N軸承1所受徑向載荷：F1r=R1H2+R1V2=553.582+-2788.192=