中国石油大学(华东)机械设计打印.ppt

输出轴部件设计过程主要包括：,（1）初定尺寸,（2）画结构草图,（3）校核计算,（4）完成部件图设计,（5）完成零件图设计,11.9减速器输出轴轴系部件设计,一级圆柱齿轮减速器由输入轴部件、输出轴部件和机体组成。,输出轴部件设计流程图教材P228图11.21,习题课：输出轴部件设计,试设计带式运输机中齿轮减速器的输出轴部件。已知：输出轴功率P=2.74kW，转矩T=289458N.mm，转速n=90.4r/min,圆柱齿轮分度圆直径d=253.643mm,齿宽b=62mm,圆周力F1=2282.4N,径向力Fr=849.3N,轴向力Fa=485.1N,载荷平稳，单向转动，工作环境清洁，两班工作制，使用年限5年，大批量生产。,1.选择轴的材料：,因传递的功率P=2.74kW，不大。并且带式运输机属一般设备，结构无特殊要求，故选用轴常用材料：45号钢，调质处理。,解：,2.初算轴径：,减速器的输出轴,转轴,按扭转强度初算轴径,查表10.2得C=106118,考虑轴端弯矩比转矩小，取C=106.,2.初算轴径(续前)：,轴端与联轴器用键联结，键槽对轴的强度有所削弱,3.结构设计：,1）轴承部件的结构形式：,为便于轴承部件的装拆,机体采用剖分式结构,传递的功率小,齿轮减速器效率高,发热小,估计轴不会长,轴承部件的固定方式可采用两端固定方式,减速器输出轴结构图,轴段1,轴段2,轴段3,轴段4,轴段5,轴段6,轴段7,2）联轴器选择及轴段1直径d1、长度l1确定：,为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离振动,选弹性柱销联轴器,联轴器安装在轴端上,轴端直径d1应与联轴器孔径相同,联轴器的选型计算：,根据：轴传递的转矩T设备类型(本题带式运输机),计算联轴器计算转矩Tc：,查教材266页表13.1,KA=1.5,2）联轴器选择及轴段1直径d1、长度l1确定(续)：,由机械设计手册GB5014-1985,HL3型弹性柱销联轴器符合要求：公称转矩为630N.m,即630000N.mm434187N.mm,HL3型弹性柱销联轴器性能及尺寸参数：公称转矩为630N.m,许用转速为5000r/min（本题转速90.4r/min）,轴孔直径范围3038mm，轴孔长度60mm。,取联轴器轴孔直径为35mm（dmin=34.7mm）,轴孔长度为60mm，J型轴孔，A型平键联结，联轴器主动端的代号为：HL33560GB5010-1985。,2）联轴器选择及轴段1直径d1、长度l1确定(续)：,取轴端的直径d1=35mm,该轴段长度应比联轴器主动端轴孔长度60mm略短23mm,取l1为58mm。,3）密封圈与密封圈所在轴段2：,轴段2用轴肩对联轴器起轴向定位作用,h=2.453.5mm,则轴段2的直径d2=d1+h=4042mm。,3）密封圈与密封圈所在轴段2(续)：,轴段2上有密封圈,工作环境清洁，估计轴颈的圆周速度vd2=40mm轴承内径d3应在标准值系列内：.,30,35,40,45,.,d3=45mm,查机械设计手册得轴承代号号为：7209C，其主要参数为：,内径d=45mm,外经D=85mm,宽度B=19mm,定位轴肩直径da=52mm,轴肩定位处圆角半径(安装尺寸)rAS=1mm，基本额定动载荷C=29800N,基本额定静载荷C0=23800N，油润滑极限转速nlim=9000r/min,脂润滑极限转速6700r/min。,4）轴承与轴段3及轴段7(续)：,一般情况下，同一轴上的两个轴承应取相同的型号，则轴段3，7的轴承相同，直径相同：,d7=d3=45mm,轴段7的长度l7=B=19mm,5）齿轮与轴段4：,为便于齿轮安装：,d4略d3=45mm,且d4内应取整数。,取d4=48mm。(也可取46或47，49),为便于套筒对齿轮的准确定位,轴段4的长度l4应比齿轮轮毂宽度略短23mm,此处，齿轮轮毂宽度=齿宽b=62mm,l4=b-2=60mm,6）轴段5与轴段6：,轴段5为肩环，对齿轮轴向定位：,d5=d4+h,h根据齿轮的导角C1确定为：h3.364.8mm,d5d4+h=48+3.364.8=51.3652.8(mm),取整为55mm。(也可取为53或54mm),肩环的宽度b=1.4h=1.4(d5-d4)/2=1.4(55-48)/2=4.9mm取为10mm，即l5=10mm。,轴段6对轴承轴向定位,且考虑便于轴承拆卸,dad6d7=45mmda轴承安装尺寸52mm,取d6=da=52mm,19+20+2=41,7）机体与轴段2,3,6长度：,50-19-5+10+20=56,8）键连接：,联轴器及齿轮与轴的周向连接均用A型普通平键连接，分别为键1056GB1096-1990及键1456GB1096-1990。,4.轴的受力分析：,1）画轴的受力简图,2）计算支撑反力：,在水平面上：,2）计算支撑反力（续）：,在垂直平面上：,轴承I的总支撑反力：,轴承II的总支撑反力：,3）画弯扭矩图：,在水平面上：a-a剖面的左侧：,3）画弯矩图（续）：,在水平面上：a-a剖面的右侧：,在垂直平面上：a-a剖面：,合成弯矩：a-a剖面左侧：,a-a剖面右侧：,4）画转矩图：,5.校核轴的强度：用安全系数法,a-a剖面的左侧：,弯矩大有转矩键槽有应力集中,a-a剖面左侧为危险剖面,由教材P201附表10.1查得：有键槽的a-a剖面抗弯剖面模量W、抗扭剖面模量WT的计算公式分别为：,5.校核轴的强度（续）：,计算a-a剖面左侧弯曲应力：,计算扭剪应力：,对于调质处理的45钢，由教材P188表10.1查得：,由教材P197查得：碳素钢的平均应力折算为应力幅的等效系数,5.校核轴的强度（续）：,S=6.72S=1.5a-a剖面安全。,6.校核键连接的强度：,联轴器处键连接的挤压应力：,取键、轴及联轴器的材料都为钢，查教材P84表6.1：静连接条件下，显然，,齿轮处键连接的挤压应力：,取键、轴及联轴器的材料都为钢，查教材P84表6.1：静连接条件下，显然，,7.校核轴承寿命：,由机械设计手册查得7209C的C=29800N,C0=23800N.,1）计算轴承的轴向力：,由教材P219表11.13查得7000C型轴承的内部轴向力计算公式为：,则轴承I、II的内部轴向力分别为：S1=0.4Fr1=0.41474.1=589.6(N)S2=0.4Fr2=0.41144.3=457.7(N),只须校核轴承I的寿命。,1）计算轴承的轴向力（续）：,2）计算轴承的当量动载荷P：,3）计算轴承寿命：,轴承在100oC以下工作，查教材P216表11.9得温度系数fT=1.0。载荷平稳，查表11.10得载荷系数fP=1.5。,3）计算轴承寿命(续)：,已知减速器工作年限5年，两班工作制，则预期寿命为:,轴承寿命很充裕。,斜齿圆柱齿轮传动输出轴的轴系组件设计,1原始数据,注：滚动轴承寿命为10000h，工作温度小于120，有轻微冲击。,2.工作量,(1)输出轴的轴系组件装配图一张。,(2)设计计算说明书一份，主要内容包括：输出轴的设计计算，轴承类型选择和寿命计算，以及其它必要的计算。,1、掌握机械零件的主要失效形式和工作能力计算准则；2、掌握载荷、应力分类及关系，掌握极限应力、安全系数、许用应力概念及公式，掌握静强度、疲劳强度、接触强度、磨损等概念及公式；3、熟悉常用材料及其选择；4、了解机械零件工艺性及标准化。,第1篇总论,机械设计总结,1.螺纹副类型、特点,(1)螺纹副的效率,三角形螺纹效率低、自锁性好用于联接其余三种效率高用于传动,2.螺纹连接类型、特点,1.螺纹副类型、特点,(1)螺纹副的效率,三角形螺纹效率低、自锁性好用于联接其余三种效率高用于传动,第6章螺纹联接,2.螺纹连接类型、特点,(2)受轴向载荷的普通螺栓联接,1)螺栓和被联接件的受力与变形,螺栓所受总拉力F0=工作拉力F+剩余预紧力F”,2)强度条件,3.单个螺栓联接的强度计算,(1)受横向载荷的普通螺栓联接,1.3的意义,(3)受横向载荷的铰制孔螺栓联接,4.螺纹联接主要参数,螺纹的公称直径大径,5.螺栓联接的拧紧与防松,防松方法,螺栓组受力分析,F=FQ/z,受拉,受剪,受拉,受剪,受拉螺栓,受变载：,紧联接,受F和F,a影响疲劳强度,6.螺栓组联接的受力分析,受任意载荷螺栓组,向形心简化,四种简单状态,迭加,受载最大螺栓,按单个计算,7.提高螺纹联接强度的措施,8.螺旋传动(了解),1.平键联接,静联接侧面压溃,挤压应力,动联接工作面磨损,比压,平键尺寸确定：,第7章键联接,1.平键联接,静联接侧面压溃,挤压应力,动联接工作面磨损,比压,平键尺寸确定：,第7章键联接,2.半圆键联接,3.花键联接设计,第12章齿轮传动设计,1.齿轮传动的失效形式,大、小齿轮的硬度？材料,2.设计准则,齿面间的接触疲劳点蚀,轮齿的弯曲疲劳折断,齿面接触疲劳强度条件,轮齿弯曲疲劳强度条件,闭式传动,软齿面(硬度350HBS),按齿面接触疲劳强度条件设计,按轮齿弯曲疲劳强度条件校核,硬齿面(硬度350HBS),按轮齿弯曲疲劳强度条件设计,按齿面接触疲劳强度条件校核,开式传动,按轮齿弯曲疲劳强度条件设计（增大m考虑磨损）,(1)齿面接触疲劳强度条件,(2)轮齿弯曲疲劳强度条件,3.直齿圆柱齿轮传动设计模型,以一对齿轮在节点啮合为研究对象，把它看作曲率半径分别为半径及宽度为齿轮宽度的两个圆柱体相接触的力学模型，利用赫兹公式求得接触疲劳强度。,以一对轮齿在齿顶啮合时为研究对象，把它看作一个悬臂梁的力学模型，利用悬臂梁强度计算求的弯曲疲劳强度。,(3)公式分析,1、材料、传动比、齿宽系数一定，接触强度仅与a(d)有关，与模数m无关；2、公式中的许用接触应力，在材料和硬度不同时，H1H2，计算时应以较小者代人计算；,齿面接触疲劳强度,轮齿弯曲疲劳强度,1、一般，,2、在载荷、材料、传动比和齿宽一定的前提下，弯曲疲劳强度主要与齿轮的模数m有关；,齿形系数YF和齿数有关，和模数m无关。,公式各种系数的含义,4.斜齿圆柱齿轮传动,(1)受力分析,力的分解,力的大小,力的方向左右手定则,5.锥齿轮传动,(1)受力分析轴向力,第13章蜗杆传动设计,1.蜗杆传动的特点,对于普通圆柱蜗杆传动：,在中间平面内，相当于斜齿条与斜齿轮的啮合,从运动关系看，蜗杆传动相当于螺母与螺杆传动,2.主要参数,（6）变位系数,变位目的：配凑中心距；凑传动比。,减少蜗轮的滚刀数量,闭式传动,3.蜗杆传动的失效形式和设计准则,防止疲劳点蚀：,齿面接触强度条件,控制温升，防止胶合：,热平衡计算,热平衡计算的目的？（滑动速度大，摩擦发热大，传动效率低）,若热平衡不满足，相应的措施。,4.材料及热处理,5.普通圆柱蜗杆传动,(蜗杆主动),练习：,已知：蜗杆轴为输入，大锥齿轮轴为输出，轴转向如图。试：确定各轮转向、旋向及受力。,1.n4n3n2Ft2Fa2,2.Fa3Fa2Ft1n1,第十三章带传动,1.带的应力分析,(2)离心拉应力,(1)拉应力,(3)弯曲应力,2.带传动的弹性滑动和打滑,弹性滑动不可避免,传动比,打滑是可以避免的,应力图，最大应力发生的部位,5.带传动的失效形式及设计准则,打滑,疲劳破坏,不打滑,不发生疲劳破坏,在保证带传动不打滑的前提下兼顾带有一定的疲劳强度和寿命。,4.提高点工作能力的措施,3.带类型、特点,6.带传动的设计（参数选择、对性能的影响）,V带传动的设计,小带轮的包角,传动比,中心距,1.链传动工作情况分析,(1)链传动的平均传动比,(2)链传动运动的不均匀性多边形效应,链传动的动载荷越大,第14章链传动,2.链传动的失效及其设计准则,与带传动设计类似，确定不发生失效的链条规格，即节距p(链号),1）链板疲劳破坏；,2）滚子、套筒的冲击疲劳破坏；,3）销轴与套筒铰链的胶合；,4）链条铰链磨损；,5）过载拉断。,3.链传动的设计(参数选择、对性能的影响),（1）确定链轮齿数,(防脱链),（2）链齿数奇数，链节数偶数,链传动为什么布置在低速级？带传动应布置在多级传动的高速级还是低速级？为什么？,（3）链节距确定,第16章轴的设计,2.轴的结构设计（能指出错误、改正）,3.轴的强度计算,(1)按扭转强度计算(初算轴径)通常作为外伸端轴颈,1.轴的类型,心轴转轴传动轴（会分类、举例）,的意义？,(3)按安全系数校核计算,第18章滚动轴承设计,6深沟球轴承,7角接触球轴承,3圆锥滚子轴承,5推力球轴承,1.滚动轴承的主要类型,向心轴承,径向接触轴承,向心角接触轴承,推力轴承,推力角接触轴承,轴向接触轴承,2.滚动轴承的代号,基本代号,61206,3.滚动轴承的类型选择,(1)载荷的大小、方向和性质,(2)转速,(3)调心性能,(4)其它：旋转精度、装拆方便、价格,一般轴承疲劳寿命计算（针对点蚀）静强度计算；,低速或摆动轴承只进行静强度计算；,高速轴承进行疲劳寿命计算、校验极限转速。,满足一定疲劳寿命要求的基本额定动载荷Cr（径向）或Ca（轴向）满足一定静强度要求的基本额定静载荷C0r（径向）或C0a（轴向）控制轴承磨损的极限转速N0。注意轴承寿命及基本额定动载荷概念中的统计特性概率,4.滚动轴承的失效及计算准则,滚动轴承具有三个基本性能参数：,基本额定寿命：一组同一型号轴承，在同一运转条件下，其可靠度R为90%时，能达到的寿命L(Lh),在到达额定寿命时，有90%的轴承没坏，只损坏了10%。,基本额定动载荷：当一套轴承运转达到一百万转时，轴承所能承受的载荷C。,5.滚动轴承的疲劳寿命计算（记住公式）,校核式：,设计选择式：,球轴承：=3滚子轴承：=10/3,角接触滚动轴承寿命计算小结：,1、求支反力（力平衡、力矩平衡）Fr1、Fr2；,3、根据轴承安装方式及合力的指向判定“压紧”、“放松”端，求出Fa1、Fa2；,4、根据,？：是X、Y查表，否X=1、Y=0,？：是X、Y查表，否X=1、Y=0,，,取,6.角接触轴承的载荷计算,5、校核式：,设计选择式：,深沟球轴承：无Fs，FA由压紧端承受，即：Fa压紧=FA，Fa放松=0,球轴承：=3滚子轴承：=10/3,1、掌握滑动轴承组成、各大类型性能特点、类型选择（整体、剖分、自动调心等）。2、掌握滑动轴承材料、滑动轴承条件性计算及动压油膜形成的条件。3、了解液体动力润滑径向轴承的设计计算。,第17章滑动轴承设计,2、轴瓦及轴承衬材料,1、摩擦类型,按表面润滑情况，摩擦可分为：干摩擦、边界摩擦、液体摩擦和混合摩擦。,轴承合金（又称白合金、巴氏合