哈工大機械設計大作業(yè)

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上專心-專注-專業(yè)專心-專注-專業(yè)精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上專心-專注-專業(yè)哈爾濱工業(yè)大學機械設計作業(yè)設計計算說明書題目: 軸系部件設計 系別: 英才學院 班號: 姓名: 劉璐 日期: 2016.11.12 哈爾濱工業(yè)大學機械設計作業(yè)任務書題目： 軸系部件設計 設計原始數(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、成批生產(chǎn)目錄 TOC o 1-3 h z u 一、帶輪及齒輪數(shù)據(jù)已知帶傳動輸出軸功率 P = 3.84

2、kW，轉矩 T = 97333.33 Nmm，轉速 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，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，單向轉動。二、選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用材料45鋼，調(diào)質處理。三、初算軸徑dmin對于轉軸，按扭轉強度初算，由參考文獻1式10.2估算最小直徑d式中：P 軸傳遞的功率，kW；n

3、 軸的轉速，r/min； 許用扭轉應力，MPa；C 由許用扭轉切應力確定的系數(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式中：1 V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軸轉速為：n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：d按照GB/T 28222005的Ra10系列圓整，初取d = 25mm。四、結構設計1. 確定軸承部件機體的結構形式及主要尺寸為方便軸承部件的裝拆，軸承座的機體采用剖分式結構，取軸承座的

4、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，設計的軸承部件的結構如圖2所示。然后可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設計。圖2 軸的結構草圖（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

5、、轉速不高，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. 軸的結構設計(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

6、，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

7、，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，應首先確定兩軸承跨距L，

8、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。跨距為軸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對于軸段2和軸段6：為避免大帶輪或小齒輪斷面轉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，軸承應深入軸承座孔內(nèi)適當距離，以保證軸承

9、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 / mm48832175218333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，L

10、2 = 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：A8770 GB/T 10962003 和 A8756 GB/T 10962003。最后在結構草圖上添加初定尺寸，如圖 3：五、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：R在水平面內(nèi)軸徑向方向上列受力平衡方程，得：R在豎直面內(nèi)，對軸承2列力矩平衡方程，得：R列受力平衡方程，得：R負號表示受力方向與圖示方向相反。軸承1所受總支承反力：F軸承2所受總支承反力：

11、F3. 畫彎矩圖在水平面上，MM在豎直面上，MM合成彎矩MM故最大彎矩為M4. 畫扭矩圖T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矩。綜上，危險剖面應為軸承2的受力點處。由參考文獻1附表10.1，抗彎剖面模量：W抗扭剖面模量：W彎曲應力：對一般回轉的軸，彎曲應力應按對稱循環(huán)變化，故彎曲應力的應力幅和平均應力分別為：扭轉切應力：對一般轉軸的扭轉切應力通常按脈動循環(huán)來考慮，故扭轉切應力的應力的應力幅和平均應力為由參考文獻1表10.1得，對于調(diào)質處理的45鋼，B = 650 MPa，-1 = 300 MPa，-1

12、= 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力集中系數(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因此表面質量系數(shù)為：=123 = 1.3則只考慮彎矩時的安全系數(shù)：S只考慮轉矩時的安全系數(shù)：S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：S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故軸

13、的強度校核通過。對于一般用途的轉軸，通常轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)= 0.6，則當量應力：由參考文獻1表10.4，查得 -1b = 65 MPa，顯然，e -1b， 故軸的七、校核鍵連接的強度鍵連接強度校核條件為式中：T 傳遞的轉矩，Nmm；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 許用擠壓應力，由參考文獻1表6.1查得鍵連接的許用擠壓應力為p = 120 150 MPa，取p = 120 MPa。對于軸段1上大帶輪與軸的鍵連接：對于軸段7上小齒輪與軸的鍵連接：故鍵連接強

14、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。F軸承1所受徑向載荷：F軸承2所受徑向載荷：F顯然F軸承2載荷較大，將先于軸承1失效，因此對軸承2進行壽命校核。2. 計算當量動載荷軸承2當量動載荷計算公式為P式中：X、Y動載荷徑向系數(shù)和動載荷軸向系數(shù)。e因此查參考文獻1表11.2得：X=1、Y=0因此軸承1當量動載荷：P3. 校核軸承壽命機器運轉平穩(wěn)，無需考慮沖擊，則軸承基本額定壽命計算公式為：L式中：n 軸承轉速，r/min； 壽命指數(shù)，