轴承部件设计

机械设计作业任务书题目:带式运输机

结构简图见下图：

原始数据如下：

机器工作平稳，单向回转，成批生产

一．选择材料，确定许用应力

本题中带式运输机功率属于中小型功率。因此轴所承受的扭矩不大。选择45号钢，并进行调质处理。

二．按扭转强度估算轴径

对于转轴，按扭转强度初算直径：min d ≥其中

2P ——轴传递的功率P ＝m P 1η＝4×0.97＝3.88kW m n ——轴的转速，r/min

C ——由许用扭转剪应力确定的系数。查表10.2得C=106～118，因为近似为关于轴承对称，取C=118。

mm 29.2257688.3118n p

C d 33

m

=÷⨯=≥ 轴端安装大带轮，会有键槽存在，将轴径扩大5%，得d d k 05.1≥=23.40mm ，圆整后取125d mm =

三.设计轴的结构

本设计中的轴需要安装带轮、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同，因此，设计成阶梯轴形式，共分为七段。

轴段1

轴段1安放大带轮，所以其长度由带轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。

mm 25d 1= 大带轮宽65mm ，但是中间轮毂常50mm ，轴长应略短于轮毂mm 48l 1=

轴段2

由于大带轮右端由轴肩来固定，()5.2~75.11.0~07.012=⨯=d h ，则

mm h d d 30~5.28212=+=，取为30mm ，由《机械设计课程设计》表14.4，毡圈油封的

轴径d=29mm ；此段2d =30mm

轴段3和轴段7

安装轴承，尺寸由轴承确定。标准直齿圆柱齿轮，没有轴向力，但考虑到有较大的径向力，选用深沟球轴承。应该根据此段轴大致直径范围确定轴承型号，选定轴承，然后进一步修正轴径。由《机械设计课程设计》表12.1，暂取6207，轴承内径35d mm =，外径

72D mm =，宽度17B mm =，轴件定位直径42a d mm =，a D =65mm 。因为轴承的n d 值

小于5(1.5~2)10/min mm r ⨯⋅，所以选用脂润滑。取mm d d 3573==，mm l l 1773==

轴段4与轴段6

轴段4与轴段6定位固定轴承的轴肩，故()5.3~45.21.0~07.0464===d h h ，

mm d h d d 42~9.392364=+==，取为42mm 。

轴段5

此段为齿轮和轴的连体，最大直径和齿轮大径相同，直径5d =54mm ，此段轴长应与齿厚相同，5l =b=60mm 。

轴承座宽与轴段2、4、6的长度

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，为此取轴承上靠近轴承座内壁的距离mm 10=∆；为保证拧紧上下轴承座连接螺栓所需扳手空间，轴承座应有足够的宽度C ，10~521+++=δC C C 可取

mm 50=C ；根据外圈直径，由机械设计手册，轴承盖凸缘厚度10e mm =；为避免齿轮轮

毂端面转动时与不动机座内壁相碰，齿轮轮毂端面与机座内壁之间应有足够的间距H ，对齿轮，可取H=15mm ；为了避免大带轮与轴承盖上螺栓相碰，大带轮端面与轴承盖间应有足够

的距离K=20mm ；则轴段6的长度就确定了，mm H l l 25151064=+=∆+==，这样，

mm l 61820101710502=+++--=。

键槽

在轴段1上为了定位大带轮，有一个键槽，由《机械设计课程设计》表11.28，键槽78⨯=⨯h b ，A 型键，轴段1上键槽长度40mm 轴上轴槽深4mm 。

带轮，深沟轴承和齿轮受力作用点均为其中心部分。

则mm L 5.932

17

61241=+

+= mm L L 5.635.8253032=++== 四.计算支承反力

传递到轴系部件上的转矩

mm N n P T m ⋅=⨯⨯=⨯=6370057696

.04109550109550616

1η 齿轮圆周力N d T F t 23605463700

2251=⨯==

齿轮径向力N F F t r 85920tan 2360tan 0=⨯==α 齿轮轴向力0a F N = 带轮压轴力N Q 9.1072'=1

带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，将其扩大50%，N Q Q 4.16095.19.10725.1'=⨯== 。 在水平面上

()N L L L F L L L Q R r H 8.3223127

5

.638595.2204.16093233211=⨯+⨯=++++=

N R Q F R H r H 4.7558.32234.160985912-=-+=-+=

在垂直平面

118002

21==

=t

V V F R R N 轴承1和轴承2的总支承反力

N

R

R R N R R R V

V H H 97.141197.34322

22

2212121=+==+=

五.求弯矩

A-A ，水平面：

()5.479645.638.32231574.16092121=⨯-⨯=-+=L R L L Q M H aH

竖直面：

mm 749005.631180032∙=⨯==N L R M V AV

B-B 面，

M mm 9.1504785.934.1609BV 1=⋅=⨯=⨯=N L Q M BH

则mm N A ∙=6.88941M mm N B ∙=9.150478M 六．校核过程 按弯扭合成强度计算

由于B-B 面弯矩最大，且由转矩，截面面积比A-A 小，则B-B 为最危险面 抗弯剖面模量，由课本附表10.1，3

2

2

5.4287351.01.03mm d W =⨯==； 抗扭剖面模量，由课本附表10.1，3

2

2

8575352.02.03mm d W t =⨯==； 根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3.0=α；

[]b 1-σ——对称循环的叙用弯曲应力，由课本表10.4，[]155b MPa σ-=

由课本式10.3，

[]b T B Mpa W T W M 12

212e 17.358575637003.045.42879.1504784-≤=⎪⎭⎫

⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛=⎪⎪⎭

⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛=σασ 因此，校核通过。

·轴的安全系数校核计算 弯曲应力：

Mpa W M B B B 1.355

.42878

.150478===

σ M p a

B a 1.35==σσ 0=m σ 扭剪应力：

Mpa W T T T 43.78575

637001===

τ Mpa T

a 715.32

m ==

=τττ

1-σ、1-τ：材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由课本表10.1，45号钢调质处

理，11300,155MPa MPa στ--==,650B Mpa σ=；