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: 1436005
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
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d i =96.000 mm,其余尺寸齿宽b i = 35 mm,螺旋角B= 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 ;
［T —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：n —V带传动的效率，查参考文献［2］表9.1, V带传动效率n= 0.98;
n —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n=
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
S= 8mm。

机体上轴承旁连接螺栓直径d2 = 12m m,装拆螺栓所需要的扳手空间C i = 18mm，C2 = 16m m,故轴承座内壁至座孔外端面距离：
L = S+ C i + 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米用两端固定的方式。

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110 = 50mm，为避免发生干涉，轴段长度比大带轮宽度短1~3mm，故取：
11 = 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) 25M 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炷=(0.07~0.1) 30H 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 mm
l3 = 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170 = 35m m,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) 35H= 70 ~ 105 mm
i对于轴段4
取轴段4长度为14= 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
ii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12、16：
I2 = 16 = H + e + (L + 4 —3)= 15 + 10 + (75 + 4 -21) = 83 mm
(8)各轴段尺寸汇总：
轴总长度：
I = 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 X 7X 70 GB/T 1096—2003 和A8 X 7X 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，
CB = 650 MPa, (-1 = 300 MPa, T = 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 T= 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：
B = 0.93，宦=0.5，區=2.8
因此表面质量系数为：
3=仪他由=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［］-ib = 65 MPa,显然，< ［］小，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；
I —键的工作长度，mm，对A型I = 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；
［和一许用挤压应力，由参考文献［1］表6.1查得键连接的许用挤压应力为［J p = 120 ~ 150 MPa,取［J p = 120 MPa。

对于轴段1上大带轮与轴的键连接：
对于轴段7上小齿轮与轴的键连接:
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:
C r = 33.4kN，C0 = 19.2 kN
1.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。

轴承1所受径向载荷:
轴承2所受径向载荷:
显然轴承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
式中：X、Y——动载荷径向系数和动载荷轴向系数。

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：
3.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:
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：
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
显然
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：哈尔滨工业大学出版社，2015 ；
[2] 张锋, 古乐. 机械设计课程设计.5 版. 哈尔滨: 哈尔滨工业大学出版社,2012 ；
[3] 张锋, 宋宝玉.机械设计大作业指导书. 北京:高等教育出版社,2009 。