轴承设计作业

1、*大学 单级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计计算说明书 院 （系）： 专 业： 班 级： 学 号： 学生姓名： 目录一原始数据1二、设计目的2三、设计步骤2（1）根据已知条件计算传动件的作用力：2（2）选择轴的材料，写出材料的机械性能：2（3）进行轴的结构设计：3（4）轴的疲劳强度校核：5（5）轴承寿命校核：10（6）键联结的强度计算：10八、轴系部件的结构装配图10一原始数据题目1：单级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计（见图1） 图1 1-大带轮；2-轴承；3-齿轮；4-轴原始数据见表1-1。 表1-1 设计方案及原始数据项目设计方案 1-3轴输入功率 P/kW 3.0轴转速 N1/

2、(r/min) 720齿轮齿数 Z1 23齿轮模数 3齿轮宽度 b/mm 80大带轮直径 160带型号 A带根数 Z 4 L/mm 210 S/mm 100带传动轴压力 Q/N 930二、设计目的 通过完成轴系部分大作业，要求掌握：（1）轴的结构设计过程；（2）轴的强度计算方法；（3）轴承的选型设计和寿命计算；（4）轴承的组合结构设计方法和过程。三、设计步骤（1）根据已知条件计算传动件的作用力： 选择直齿圆柱齿轮的材料：传动无特殊要求，为便于制造采用软齿面齿轮，由机械设计基础（第五版）表11-1，大齿轮采用45#钢正火，156217HBS； 直齿轮所受转矩=9.55×106×

3、;3.0/720=39792N.mm； 计算齿轮受力：齿轮分度圆直径：d=mz1=3×23=69mm齿轮作用力：圆周力Ft=2T/d=2×39792/69=1153N径向力Fr=Fttan=1153×tan20°=420N；（=20°）（2）选择轴的材料，写出材料的机械性能： 选择轴的材料：由原始数据可知该轴传递中小功率，转速较低，无特殊要求，故选择45优质碳素结构钢正火处理，其机械性能由机械设计基础（第五版）表14-1查得：B=600MPa，s=300MPa，-1=275MPa，-1=155MPa；由表1-5查得：轴主要承受弯曲应力、扭转应力

4、、表面状态为车削状态，弯曲时： ，扭转时： ；（3）进行轴的结构设计： 按扭转强度条件计算轴的最小直径dmin，然后按机械设计手册圆整成标准值：由式（14-2）及表14-2T=30MPa，A0=118得dmin=118×0.16=18.99mm, 圆整后取dmin=20.0mm计算所得为最小轴端处直径，由于该轴段需要开一个键槽，应将此处轴径增大3%5%，即dmin=(1+5%)d=21.0, 圆整成标准值（尾数为0或5），得：取dmin =25.0mm； 以圆整后的轴径为基础，考虑轴上零件的固定、装拆及加工工艺性等要求，设计其余各轴段的直径长度如下：1） 大带轮开始左起第一段：带轮尺

5、寸为：ds=25mm，宽度L=65mm，并取第一段轴端段长为l1=63mm；2） 左起第二段，轴肩段：轴肩段起定位作用，故取第二段轴径d2=30mm。由l2=s-L/2-10=57.5mm，取l2=58mm；3） 左起第三段， 轴承段：初步轴承型号选择，齿轮两侧安装一对6207 型（GB297-84）深沟球轴承。其宽度为17mm，左轴承用轴套定位，右轴承用轴肩定位。该段轴径d3= 35mm；4） 左起第四段，齿轮轴段：取轴径d4=38mm，齿轮宽度B=80mm，则取l4=78mm；5） 左起第五段，轴环段：取轴径d5=44mm，l5=10mm；6） 左起第六段，轴肩段：取轴径d6=40mm；7

6、） 左起第七段，轴承段：取轴径d7=35mm，l7=20mm；8） 确定l3，l6，轴套尺寸：经计算，l3=52mm，l6=21.5mm，轴套外径取45mm。总结上述设计结果：d1 =25.0mm，l1=63mm；d2=30mm，l2=58mm；d3= 35mm，l3=55mm；d4=38mm，l4=78mm；d5=44mm，l5=10mm；d6=40mm，l6=30mm；d7=35mm，l7=30mm；9） 轴承盖：取螺钉数6个，d1=45mm，d3=8mm，b=10mm，h=10mm，e=1.2d3=9.6mm，D0=D+2.5d3=92mm，D4=D-(1015)mm，则取D4=D-12

7、=60mm，D1=68mm，D2=112mm，m=17mm；10） 其它定位尺寸：选用6207型轴承，其宽度为17mm，考虑到箱体的铸造误差及装配时留有必要的间隙，取齿轮端面至箱体壁间的距离为21.5mm，滚动轴承与箱内边距为10mm，轴承处箱体凸缘宽度应按箱盖与箱座连接螺栓尺寸及结构要求确定，暂取42mm。 考虑轴上零件的周向固定，选择连接形式和配合符号：1）轴与端盖之间的密封圈为间隙配合，符号为30H7/m62）轴与两轴承为过盈配合，符号为35H7/K63）直齿轮与轴，带轮与轴之间通过平键连接，通过查设计手册得键截面尺寸分别为b×h=10mm×8mm和8mm×

8、7mm，齿轮处键槽长度为70mm，带轮处键槽长度为50mm，键槽深度分别为5mm、4mm。其中，直齿轮采用平辐板铸造齿轮，参数如下： 齿轮分度圆直径：d=mz1=3×23=69mm 齿轮齿顶圆直径：da=d+2ha×m=69+2×1.0×3=75mm 齿轮齿根圆直径：df=d-2(ha+c)×m=69-2×1.25×3=61.5mm 齿轮基圆直径：db=dcos=69×cos20°=64.84mm 圆周速度：v=dn/(60×1000)= ×69×720/(60×1

9、000)=2.60m/s由表11-2，选齿轮精度为8级。 其余细部结构：考虑轴的结构工艺性，在轴的左端和右端均制成1×45°倒角，两端装轴承处为磨削加工，留有砂轮越程槽，为了便于加工，齿轮、带轮的键槽布置在同一母线上，并取同一截面尺寸。（4）轴的疲劳强度校核： 绘制轴的受力图2-1：图2-1 计算轴的支反力：水平面的支承反力：F=0.1Q=93N错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。垂直面的支承反力:则可得：错误！未找到引用源。 错误！未找到引用源。 绘制轴的弯矩图和扭矩图（如图2-3,2-4,2-5所示）： 设计的轴的结构如图2-2所示图2-2 水平

10、面弯矩图为MH，垂直面弯矩为MV，合成弯矩为M 截面处的弯矩为： 水平面弯矩：MHV=0 垂直面弯矩：MVV=Q´100=930´100=93000N×mm 合成弯矩后MV=93000 N×mm 截面处弯矩为： 水平面弯矩：MH=R2h´105=55860N×mm MV=R1V×105=166215 N×mm 合成弯矩后 16621593000 图2-355860 图2-4图2-5扭矩图如图2-7，T=39792 N×mm，计算弯矩图如图2-8。弯矩按脉动循环变化处理，a=0.6

11、 Mca1= =23875 N×mm Mca2=96016 N×mm Mca3=176968N×mm Mca4=M1=175350N×mm 39792 图2-79601623875176968175350 图2-8 定危险截面，计算计算应力、其安全系数，校核轴的疲劳强度：1）计算计算应力：左起阶梯轴一、二之间的截面直径最小dmin= 25mm，计算弯矩较大；轴承2受力点处截面d=35mm，轴径不是最大但所受计算弯矩最大。故此两处较危险，校核此两处。线性插值取近似值得：Mca5=48336N×mm 剖面处计算应力ca=Mca5/W=30.90MP

12、a（W=0.1）剖面处计算应力ca=Mca3/W=17.71MPa （W=0.1）由表14-3插值得b-1=58 MPa ca<b-1，故安全。2）校核疲劳强度，计算其安全系数：-截面均为有应力集中源的剖面,均可能是危险截面, 、剖面均为过渡圆角引起应力集中，计算弯矩值很接近，只验算面即可。剖面与剖面相比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数大的进行验算。和剖面相比较直径相同，剖面计算弯矩值较大，但应力集中影响较小（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），所以剖面较危险，需进行验算。校核面疲劳强度。面由键槽引起的应力集中系数，由表插值可得，k=1.80,k=1.60。面因配合（H7/

13、k6）引起的应力集中，系数由表插值可得，k=1.95，k=1.50。剖面由过渡圆角引起的应力集中系数，由表可得，(D-d)/r=(35-30)/1=5，r/d=1/30=0.033；k=1.98，k=1.63。故应按过渡圆角引起应力集中系数校核面。 max=T/WT=39792/（0.2×303）=7.4MPaa=m=max/2=3.7MPa绝对尺寸影响系数由表查得，=0.88，r=0.81，表面质量系数由附表1-5插值得，=0.92，=0.92。面的安全系数 取S=1.51.8，故S>S，面安全校核和剖面疲劳强度，剖面因配合（H7/r6）引起的应力集中系数由表插值得，k=1.

14、95，k=1.80。 剖面因过渡圆角引起应力集中系数，由表插值得，（D-d）/r=(38-35)/1=3，r/d=1/35=0.028，k=2.10，k=1.96面因键槽引起应力集中系数由表插值可得，k=1.85，k=1.60故剖面按配合产生应力集中计算 T=39792N×mmmax=MV/W=39217.5/（0.1×303）=14.5MPa=max=14.5MPam=0max=T/W=39792/（0.2×303）=7.4 MPam=max/2=3.7 Mpa =0.81，=0.76，=0.92，=0.92S=1.51.8 S>S，安全。（5）轴承寿命校核： 已算出轴承支反力R1=1737N，R2=581N。向心轴承，当量动载荷P