哈工大機(jī)械設(shè)計(jì)大作業(yè)軸系部件

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： 設(shè)計(jì)軸系部件 系別：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化班號(hào)： 學(xué)號(hào)： 姓名： 日期： 2012-12-07 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)：方案電動(dòng)機(jī)工作功率P/kW電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm/(r/min)工作機(jī)的轉(zhuǎn)速nw/(r/min)第一級(jí)傳動(dòng)比i1軸承座中心高度H/mm最短工作年限工作環(huán)境5.1.2496010021803年3班室外、有塵傳動(dòng)方案如圖5.1圖5.11選擇材料，確定許用應(yīng)力通過已知條件和查閱相關(guān)的設(shè)計(jì)手冊(cè)得知，該傳動(dòng)機(jī)所傳遞的功率屬于中小型功率。因此軸所承受的扭矩不大。故選擇45號(hào)鋼，并進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。2按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)

2、度估算軸徑對(duì)于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初算直徑：其中軸傳遞的功率, 軸的轉(zhuǎn)速，r/minC由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。查表10.2得C=106118，取C=110。dminC3Pnm=110×33.802480=21.927mm由于考慮到軸的最小直徑處要安裝大帶輪，會(huì)有鍵槽存在，故將其擴(kuò)大5%，得dk23.024mm，按標(biāo)準(zhǔn)GB2822-81的圓整后取3設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)由于本設(shè)計(jì)中的軸需要安裝帶輪、齒輪、軸承等不同的零件，并且各處受力不同，因此，設(shè)計(jì)成階梯軸形式，共分為七段。以下是軸段的草圖：軸段軸段軸段軸段軸段軸段軸段 圖5.23.1 階梯軸各部分直徑的確定1) 軸段1和軸段7軸段1和軸段7分

3、別安放大帶輪和小齒輪，所以其長(zhǎng)度由帶輪和齒輪輪轂長(zhǎng)度確定，而直徑由初算的最小直徑得到。所以，。2) 軸段2和軸段6軸段2和軸段6的確定應(yīng)考慮齒輪、帶輪的軸向固定和密封圈的尺寸。由參考文獻(xiàn)1圖9.8計(jì)算得到軸肩高度h=0.070.1d=(1.752.5)mmd2=d6=d1+2h=25+2×1.752.5=(28.530)mm由參考文獻(xiàn)3，毛氈圈油封的軸徑，所以。3) 軸段3和軸段5軸段3和軸段5安裝軸承，尺寸由軸承確定。標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪，沒有軸向力，但考慮到有較大的徑向力，選用深溝球軸承。根據(jù)GB/T 2761994，初選軸承6307，外形尺寸d=35mm，D=80mm，B=21mm

4、，圓角ra=1.5mm，軸件安裝尺寸。因?yàn)辇X輪分度圓線速度v<2m/s，所以選用脂潤(rùn)滑。故取。4) 軸段4軸段4在兩軸承座之間，其功能為定位固定軸承的軸肩，故。3.2 階梯軸各軸段長(zhǎng)度及跨距的確定1)軸段4。軸段4在兩軸承座之間，兩端支點(diǎn)間無傳動(dòng)件，應(yīng)該首先確定該段跨距L。取L=120mm。則軸段4長(zhǎng)度l4=L-B=120-21=99mm,取100mm。2)軸段3和軸段5。軸段3和軸段5安裝軸承，軸段長(zhǎng)度與軸承內(nèi)圈寬度相同，故。3)軸段2和軸段6。軸段2和軸段6的長(zhǎng)度和軸承蓋的選用及大帶輪和小齒輪的定位軸肩的位置有關(guān)系。選用嵌入式軸承端蓋，取軸承蓋凸緣厚度，箱體外部傳動(dòng)零件的定位軸肩距軸

5、承端蓋的距離，則軸段6長(zhǎng)度由于大帶輪較大，設(shè)計(jì)成腹板式結(jié)構(gòu)，帶輪寬度B=63mm，輪轂寬度L=47mm，故軸段2長(zhǎng)度,4）軸段1和軸段7。軸段1和7分別安裝大帶輪和小齒輪，故軸段1長(zhǎng)度l1=L=47mm，軸段7長(zhǎng)度l7=b=27mm?？捎?jì)算得圖5.2中L1=79mm，L2=121mm，L3=61mm。4軸的受力分析4.1畫軸的受力簡(jiǎn)圖圖5.3 軸的受力簡(jiǎn)圖4.2計(jì)算支承反力傳遞到軸系部件上的轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106×Pn1=9.55×106×3.802960/2=75636N·mm齒輪圓周力Ft=2T1d1=2×7563668=22

6、25N齒輪徑向力Fr=Fttan=2225×tan20°=809.83N齒輪軸向力帶輪壓軸力Q=1459N帶初次裝在帶輪上時(shí)，所需初拉力比正常工作時(shí)大得多，故計(jì)算軸和軸承時(shí)，將其擴(kuò)大50%，按Q=2188.5N計(jì)算。在水平面上：R1H=Q×L1+L2-Fr×L3L2=2188.5×79+121-809.83×61121=3209.1NR2H=-R1H+Q+Fr=-3209.1+2188.5+809.83=-210.77N在垂直平面上R1V=FtL3L2=2225×61121=1121.69NR2V=-Ft+R1V=-3346

7、.69N軸承1的總支承反力R1=R1H2+R1V2=3399.48N軸承2的總支承反力R2=R2H2+R2V2=3353.32N4.3畫彎矩圖豎直面上，II-II截面處彎矩最大，MIIH=135725Nmm；水平面上，I-I截面處彎矩最大，MIH=172891.5Nmm；合成彎矩，I-I截面：MI=172891.5NmmII-II截面：MIIH=144435.4Nmm； 豎直面上和水平面上的彎矩圖，及合成彎矩圖如圖5.4所示4.4畫轉(zhuǎn)矩圖作用在軸上的轉(zhuǎn)矩為大帶輪的輸入轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106×Pn1=9.55×106×3.802960/2=75636N

8、·mm轉(zhuǎn)矩圖如圖5.4所示圖5.4彎矩圖與扭矩圖按彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算。根據(jù)參考文獻(xiàn)1式9.3，有e=(M1W)2+4(T1WT)2=(172891.54287.5)2+4(0.3×756368575)2=40.67MPa-1b式中：1-1截面處彎矩，MI=172891.5Nmm；1-1截面處轉(zhuǎn)矩，T1=75636N·mm；抗彎剖面模量，由參考文獻(xiàn)1附表9.6，；抗扭剖面模量，由參考文獻(xiàn)1附表9.6，；根據(jù)轉(zhuǎn)矩性質(zhì)而定的折合系數(shù)，對(duì)于不變的轉(zhuǎn)矩，；對(duì)稱循環(huán)的許用彎曲應(yīng)力，軸材料為45鋼進(jìn)行調(diào)制處理，由參考文獻(xiàn)1表9.3查得b=650MPa，由表9.6查得-1b=60M

9、Pa。因此，校核通過6軸的安全系數(shù)校核計(jì)算彎曲應(yīng)力：b=MIW=172891.54287.5=40.32MPaa=b=40.32MPa,m=0扭剪應(yīng)力：T=T1WT=756368575=8.82MPaa=m=T2=4.41MPa安全系數(shù)：S=-1Ka+m=3001.8250.92×0.84×40.32+0.2×0=3.151S=-1Ka+m=1551.6250.92×0.82×4.41+0.1×4.41=15.59S=SSS2+S2=3.151×15.593.1512+15.592=3.089S=1.51.8式中：只考慮彎矩

10、時(shí)的安全系數(shù)；只考慮轉(zhuǎn)矩時(shí)的安全系數(shù)；、材料對(duì)稱循環(huán)的彎曲疲勞極限和扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由參考文獻(xiàn)1表9.3，45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理，；鍵槽引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1附表9.10、附表9.11，；零件的絕對(duì)尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1附圖表9.12，=0.84，=0.82；表面質(zhì)量系數(shù)，=12，由參考文獻(xiàn)1附表9.8、附表9.9，；把彎曲時(shí)和扭轉(zhuǎn)時(shí)軸的平均應(yīng)力折算為應(yīng)力幅的等效系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1節(jié)，；彎曲應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，a=40.32MPa,m=0；扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，a=m=T2=4.41MPa；許用疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1表9.13，；校核通過。7校核鍵連接的強(qiáng)度由參考文獻(xiàn)

11、1式41式中：工作面的擠壓應(yīng)力，；傳遞的轉(zhuǎn)矩，；軸的直徑，；鍵的工作長(zhǎng)度，A型，為鍵的公稱長(zhǎng)度和鍵寬；鍵與轂槽的接觸高度，；許用擠壓應(yīng)力，由參考文獻(xiàn)1表4.1，靜連接，材料為鋼，有輕微沖擊，,取110Mpa。軸段1上的鍵和軸段7上的鍵，由于軸的直徑相同，鍵取相同的b，h值，l都取25mm，可以計(jì)算擠壓應(yīng)力：p=2T1kld=2×7563672(25-8)×25=101.7MPap=110MPa；校核通過；8校核軸承的壽命軸承不受軸向力，只有徑向力，且R2<R1，所以只校核軸承1即右軸承即可。8.1計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷由參考文獻(xiàn)1式10.2P=XFr1+YFa=3399.48

12、N式中：當(dāng)量動(dòng)載荷,N；Fr1,Fa軸承的徑向載荷和軸向載荷，F(xiàn)r1=3399.48，F(xiàn)a=0動(dòng)載荷徑向系數(shù)和動(dòng)載荷軸向系數(shù)，由。8.2校核壽命由參考文獻(xiàn)1式10.1cLh=10660n1(fTCffF)3=10660×480(1×334001.2×3399.48)3=19057.5h式中：軸承的基本額定壽命，h；軸承的預(yù)期壽命，三年三班，每年按250天計(jì)，；軸承的基本額定動(dòng)載荷，由參考文獻(xiàn)2表12.1，查軸承6307，；壽命指數(shù)，對(duì)于滾子軸承，；溫度系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1表10.10，工作溫度<105，；ff載荷系數(shù)，由參考文獻(xiàn)1表11.11，輕微沖擊，ff=

13、1.21.8，取ff=1.2；，校核通過。9軸上其他零件設(shè)計(jì)1）軸上鍵連接的設(shè)計(jì)軸和大帶輪和小齒輪的軸向連接均采用A型普通平鍵連接，為加工方便，兩處鍵連接尺寸相同，根據(jù)參考文獻(xiàn)2 表11.28，選用A型普通平鍵，為 鍵 GB/T 1096-20032）密封用毛氈圈毛氈圈所在軸段的直徑為30mm，查參考文獻(xiàn)2表14.4，可得毛氈圈的尺寸參數(shù)。3) 兩側(cè)軸端擋板該零件也屬于標(biāo)準(zhǔn)件。查閱參考文獻(xiàn)2，選用螺栓緊固軸端擋圈（GB/T 892-1986），B型，公稱直徑32mm。10軸承座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)本次設(shè)計(jì)中選用整體式軸承座。按照設(shè)計(jì)方案的要求，軸承座孔中心高H=180mm，軸承座腹板壁厚，筋厚，底座凸緣厚度b=15mm。軸承座地腳螺栓直徑df=16mm,軸承蓋連接螺栓直徑d1=8mm。查看參考文獻(xiàn)2圖7.9，地腳螺栓的扳手空間C1=22mm，C2=20mm，沉頭座直徑d2=32mm。11軸承端蓋（透蓋）由本次設(shè)計(jì)的特點(diǎn)，可選用凸緣式軸承蓋，其中嵌入毛氈圈以密封。由參考文獻(xiàn)2圖7.5中的經(jīng)驗(yàn)公式得到相關(guān)尺寸：，取。