哈工大机械设计大作业.docx
目录一、带轮与齿轮数据1二、选择轴的材料1三、初算轴径dmin1四、结构设计21. 确定轴承部件机体的结构形式与主要尺寸22. 确定轴的轴向固定方式23. 选择滚动轴承类型,并确定润滑、密封方式24. 轴的结构设计2五、轴的受力分析41. 画轴的受力简图42. 计算支承反力43. 画弯矩图54. 画扭矩图5六、校核轴的强度5七、校核键连接的强度7八、校核轴承寿命81. 计算轴承的轴向力82. 计算当量动载荷83. 校核轴承寿命8九、绘制轴系部件装配图图纸9十、参考文献99 / 10一、带轮与齿轮数据已知带传动输出轴功率 P = 3.84 kW,转矩 T = 97333.33N·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,且对质量与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：1V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=1.05×118×33.8416480=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与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=309601000×60=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与轴段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,轴承的支点与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+L2FrL3L2=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+QR1H=885.66+705.23553.58=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=FtR1V=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+L2R1HL2=705.23×(117.5+96)553.58×96=97422.93 Nmm在竖直面上,MaV2=R1VL2=2788.19×96=267666.24 NmmMaV1=0 Nmm合成弯矩Ma1=MaH12+MaV12=82864.53 NmmMa2=MaH22+MaV22=78531.562+(215734.99)2=284844.60Nmm故最大弯矩为Ma=284844.60 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=284844.604209.24=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=97333.338418.49=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 = 650MPa,-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=4T(Lb)d1=4×97333.337×(708)×25=32.54 MPa<120 MPa=p对于轴段7上小齿轮与轴的键连接：p1=4T(Lb)d1=4×97333.337×(568)×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=10660×480334005323.563=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,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,2012；3 张锋,宋宝玉.机械设计大作业指导书.:高等教育,2009.
