哈工大机械设计大作业

哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号:姓名: 刘璐日期: 2016.11.12哈尔滨工业大学 机械设计作业任务书题目： 轴系部件设计设计原始数据：图1表 1 带式运输机中V 带传动的已知数据方案 d P （KW ） (/min)m n r(/min)w n r1i轴承座中心高H （mm ）最短工作 年限L 工作环境 5.1.2496010021803年3班室外 有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴的材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸 (2)2. 确定轴的轴向固定方式 ................................................................................ 错误!未定义书签。

3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式 ....................................... 错误!未定义书签。

4. 轴的结构设计 .................................................................................................. 错误!未定义书签。

五、轴的受力分析 (4)1. 画轴的受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 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 (8)1. 计算轴承的轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 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 (9)一、带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率P = 3.84 kW，转矩T = 97333.33 N·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β= 0°，圆周力F t= 2433.33 N，径向力F r = 885.66 N，法向力F n = 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，且对质量及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d min对于转轴，按扭转强度初算，由参考文献[1]式10.2估算最小直径式中：P —轴传递的功率，kW；n —轴的转速，r/min；[τ] —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。

轴输入功率为式中：η1 —V带传动的效率，查参考文献[2]表9.1，V带传动效率η1= 0.98；η2 —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η2= 0.98。

故：轴转速为：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：按照GB/T 2822—2005的R a10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及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δ= 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 = δ+ C1 + C2 + (5~8) mm = 47~50mm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d min 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：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：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d min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1~3mm，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 = (0.07~0.1)d1 = (0.07~0.1)×25 = 1.75～2.5 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及轴段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 = (0.07~0.1)d2 = (0.07~0.1)×30 = 2.1～3 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d a = 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1~3mm，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 mmⅰ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 = 96mmⅱ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。

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 1 2 3 4 5 6 7d / mm25 3l / mm 48 83 21 75 21 83 33轴总长度：l = 48+83+21+75+21+83+33 = 364 mm进而，轴承的支点及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 1096—2003 和A8×7×56 GB/T 1096—2003。

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：在水平面内轴径向方向上列受力平衡方程，得：在竖直面内，对轴承2列力矩平衡方程，得：列受力平衡方程，得：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：轴承2所受总支承反力：3.画弯矩图在水平面上，在竖直面上，合成弯矩故最大弯矩为4.画扭矩图六、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：抗扭剖面模量：弯曲应力：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：扭转切应力：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由参考文献[1]表10.1得，对于调质处理的45钢，σB = 650 MPa，σ-1 = 300 MPa，τ-1 = 155 MPa由参考文献[1]表10.1注释得，等效系数取：ψσ = 0.1，ψτ= 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：Kσ=2.52，Kτ = 1.82由参考文献[1]附图10.1得零件绝对尺寸系数：εσ= 0.74，ετ= 0.81由参考文献[1]附图10.2 (a) (b) 、附表10.2得：β1 = 0.93，β2 = 0.5，β3 = 2.8因此表面质量系数为：β=β1β2β3 = 1.3则只考虑弯矩时的安全系数：只考虑转矩时的安全系数：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：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：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：由参考文献[1]表10.4，查得[] -1b = 65 MPa，显然，< [] -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；[σ]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[σ]p= 120 ~ 150 MPa，取[σ]p = 120 MPa。