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带传动的已知数据方案（KW）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dmin1四、结构设计21. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸22. 确定轴的轴向固定方式23. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式24. 轴的结构设计2五、轴的受力分析41. 画轴的受力简图42. 计算支承反力43. 画弯矩图54. 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81. 计算轴承的轴向力82. 计算当量动载荷83. 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 Nmm，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 = 0，圆周力 Ft = 2433.33 N，径向力 Fr = 885.66 N，法向力 Fn = 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dmin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d39.55106Pn0.2=C3Pn式中：P 轴传递的功率，kW；n 轴的转速，r/min； 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P=Pd12式中：1 V带传动的效率，查参考文献2表9.1，V带传动效率1= 0.98；2 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2= 0.98。故：P=Pd12=40.980.98=3.8416 kW轴转速为：n=nmi1=9602=480 r/min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：d1.05C3Pn=1.0511833.8416480=24.78 mm按照GB/T 28222005的Ra10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 = 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 = + C1 + C2 + (58) mm = 4750mm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dmin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：dn=25960=240001.5 2105mmr/min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：v=dn100060=30960100060=1.51 m/s1.5=S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：e=b2+4(T)2=57.672+40.611.562=59.31 MPa由参考文献1表10.4，查得 -1b = 65 MPa，显然，e -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p=2Tkldp式中：T 传递的转矩，Nmm；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；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p = 120 150 MPa，取p = 120 MPa。对于轴段1上大带轮与轴的键连接：p1=4Th(L-b)d1=497333.337(70-8)25=32.54 MPa120 MPa=p对于轴段7上小齿轮与轴的键连接：p1=4Th(L-b)d1=497333.337(56-8)25=42.65 MPaF1r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P2=XF2r+YF2a式中：X、Y动载荷径向系数和动载荷轴向系数。e=F1aC0=019.2 kN=0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：P1=F2r=5323.56 N3. 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：Lh=10660nCrP1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:L1h=10660nCrP1=10660480334005323.563=9575.1 h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L1h=325024=18000 h显然L1hL1h/2所以在一年半时更换轴承。九、绘制轴系部