哈工大机械设计大作业轴系部件设计

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机械设计大作业

题目：砒条邰件设计

院系：机电工程学院

班级：__________________________

姓名：__________________________

学号：__________________________

时间:__________________________

目录

机械设计作业任务书...................................-1-

1选择材料，确定许用应力.............................-2-

2按招转强度估算轴径..................................-2-

3设计轴的结构........................................-2-

4轴的受力分析........................................-4-

4.1画轴的受力简图.................................-4-

4.2计算支承反力..................................-4-

4.3画弯矩图.......................................-5-

4.4画转矩图.......................................-5-

5校核轴的强度........................................-6-

6轴的安全系数校核计算...............................-7-

7校核键连接的强度....................................-8-

8校核轴承的寿命......................................-9-

8.1计算当量动载荷.................................-9-

8.2校核寿命.....................................-10-

9轴上其他零件设计..................................-10-

10轴承座结构设计...................................-to­

il轴承端盖（透盖）.................................-11-

12参考文献..............................-11-

哈尔滨工业大学

机械设计大作业任务书

题目一轴系部件设计.

设计原始数据:

电动机工电动机满工作机的轴承座中

第一级传最短工作

方案作功率载转速转速心高度工作环境

动比ii年限

P/kWnm/(r/niin)nw/(r/min)H/mm

5.1.42.2940802.11805年2班室内清洁

传动方案如图5.1

图5.1

-1-

3.1阶梯轴各部分直径的确定

1)轴段1和轴段7

轴段I和轴段7分别安放大带轮和小齿轮,所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，

而直径由初算:的最小直径得到。所以，4=4=25""〃。

2)轴段2和轴段6

轴段2和轴段6的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸。由参考文献山

图10.7计算得到轴肩高度

/?=(0.070.1)t/=(0.070.1)x25=(1.752.5)〃"”

4=痣=4+2x/?=25+2x(1.75〜2.5)=128.5~30)nun

毛毡圈油封的轴径d=3[)mm,所以4=4=30〃〃〃。

3)轴段3和轴段5

轴段3和轴段5安装轴承，尺寸由轴承确定。标准直齿圆柱齿轮，没有轴向力，但考虑

到有较大的径向力，选用深沟球轴承。根据GB/T276—1994,初选轴承6307,外形尺寸

d=35mm,D=80mm,B=21mm,轴件安装尺寸=44/〃〃？。因为轴承的d〃值小于

9000/7min,所以选用脂润滑。故取4=4=35〃〃〃.

4)轴段4

轴段4在两轴承座之间，其功能为定位固定轴承的轴肩，故d4=d“=45〃〃〃。

3.2阶梯轴各轴段长度及跨距的确定

1)轴段4。轴段4在两轴承座之间，两端支点间无传动件，应该首先确定该段跨距L。

一般L=(2-3)&=(2-3)x35=(70-105)〃〃〃，取L=90〃"〃。则轴段4长度

/4=L—B=90-21=69mm,取77mm。

2)轴段3和轴段5。轴段3和轴段5安装轴承，轴段长度与轴承内圈宽度相同，故

h=卜=B=21tmn。

3)轴段2和轴段60轴段2和轴段6的长度和轴承盖的选用及大带轮和小齿轮的定位轴

肩的位置有关系。选用凸缘式轴承端盖，取固定轴承端盖螺钉直径W=8""〃，则凸缘厚度

e=9.6帆6。10mm,m=\5mm,箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离

-3-

K=15mm,则轴段6长度

4=〃7+e+K=2O+IO+l5=45〃7〃？

由于大带轮较大，设计成腹板式结构，故轴段2长度

..(带轮宽度-轮毂宽度),B-L...

，2=，6+-------------------=4+—=50〃〃%

4)轴段1和轴段7。轴段1和7分别安装大带轮和小齿轮，故轴段1长度4=L=40〃〃〃，

轴段7长度1.5)“=(3640)IIIIII,取4=36〃"71。

4轴的受力分析

4.1画轴的受力简图

轴的受力简图、弯矩图、转矩图画在一起，见图5.2。

4.2计算支承反力

传递到轴系部件上的转矩

p264

7：=9.55X106X-L=9.55xl06x——=56325N•mm

n}447.62

齿轮圆周力

27；2x56325

Fr,-----------1657A»

'468

齿轮径向力

Fr=F,tana=1657xtan20=603N

齿轮轴向力

工=0N

带轮压轴力

(2=1171.54

带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，将其扩大

50%,按。=1757.31N计算＜

在水平面上

-4-

A,=乙+/,+4=3()+47.5+23/2=88〃?〃?

M2-2

乙=4+0+&=21+69=90〃⑺

-22

L=-+/6+^.=21/2+45+20=75.5m/n

r262

2x(1,+ZI)-XZ3_1757.31x(88+90)-603x75.5

凡〃=2969.72^

工―90-

R2H=一用〃+。+工=-2969.72+1757.31+603=609.4IN

在垂直平面上

1657x75.5=139Q04yv

,v

L290

%=-(4+R\)=-(1657+1390.04)=-3047.04/V

轴承1的总支承反力

R1==,2969.722+1390.04=3278.947V

轴承2的总支承反力

22

R2=q%+%=^609.41+3047.04=3107.38N

4.3画弯矩图

竖直面上，【1刀截面处弯矩最大，MIIV=1657*75.5=125103.5N-mm：

水平面上，U截而处弯矩最大，”出=1757.3*88=154642.4N・〃〃〃：

II-II截面处的弯矩为603*75.5=45526.5N•nun

合成弯矩，I-I截面：M]=qM%+M；v=M〃j=154642.4Mmm

II-II截面：M„==V45526.52+I251O3.52=133129.82N-mm

竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图2所示

4.4画转矩图

做用在轴上的转矩为大带轮的输入转矩

-5-

p,264

T.=9.55xlO6zx-l.=9.55xl06x=56325Mmm

1%477.62

转矩图如图5.2所示

5校核轴的强度

n-n截而既有弯矩又有转矩，且弯矩最大，为危险截而。

-

-

HEILTJIH

IIi单位：NTM

图f.2轴的受力简图、弯矩图、转矩图

-6-

按弯扭合成强度计算。根据参考文献［□式10.3,有

(M.Y/aT.丫/154642.4丫”3x56325

〔旬+4〔砌YK函d

%36.28MP问叽=55MPa

式中：

M——1-1截面处弯矩，M|=154642.4N•/〃/〃：

T——1-1截面处转矩，7；=56325Nmm；

W一一抗弯剖面模量，由参考文献［1］附表10』，

w=0.Id；=0.1X35'=4287.5〃加；

W,——抗扭剖面模量，由参考文献［1］附表10.1,

WT=02/；=0.2x35=8575"加.

0根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，a-0.3：

［(y］_y＞一一对称循环的许用弯曲应力，由参考文献⑴表10.4，同物=55加&。

因此，校核通过

6轴的安全系数校核计算

弯曲应力:

M

<T,=—L=4287.5=36.07MPa

bW

a(l=(yh-36.07MPa,0m=0,

扭剪应力:

=2LK=6.57M&

\VT8575

M=26.57=3.28MPa

由参考文献⑴式10.4、10.5、10.6,

300

i=3.69

cr-x36.074-0.2x0

"~0.92x0.88

-7-

*==-------------二20.72

〜耳+X3.28+0.1X3.28

a

Pcz一"0.92x0.81

S二法二溪枭空口3.8

式中:

S0——只考虑弯矩时的安全系数:

sr一一只考虑转矩时的安全系数:

r_,——材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由参考文献川表10.1,45号

钢调质处理，=300MPaj=155MP〃：

K。、Kr一一弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由参考文献⑴附表10.3、附表10.4,

K0=1.825,Kr=1.625；

分、J——零件的绝对尺寸系数，由参考文献⑴附图10.1,%=0.88,4=0.81：

夕一一表面质量系数，B=6\A，由参考文献［1］附图10.1、附表10.2,夕=0.92：

心、忆.一一把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由参考文献［1］表

10.1»%=0.2,k=0.1：

/、b,”一一弯曲应力的应力幅和平均应力.^=36.O7MP^<TW=O：

T

m---扭转剪应力的应力幅和平均应力，Ta=Tm=3.2SMPa；

［S］——许用疲劳强度安全系数，由参考文献［1］表10.5,［S］=1.5~1.8：

校核通过。

7校核键连接的强度

由参考文献［1］式6.1

式中:

-8-

P一一工作面的挤压应力，“Pa：

1——传递的转矩，Nmm；

d---轴的直径，〃〃“；

1——键的工作长度，〃〃*A型，l=L-b,L、8为键的公称长度和键宽：

k——键与毅槽的接触高度，6切,4=人/2：

[a]p一一许用挤压应力，MPa,由参考文献川表6.1,静连接，材料为钢，有轻微冲击,

[b],=100~120MPa,取1lOMpa。

(1)对于轴段1上的健

。/=%=2x56325_=45.97M&<[a]p=1\0MPa；校核通过：

1ddjx(36-8)x25"

(2)对于轴段7上的犍

%,=笠=86323_=5364MPa<[a]t=11OMPa;校核通过。

kld|x(32-8)x25〃

8校核轴承的寿命

轴承不受轴向力，只有径向力，且Fr2=R2>Frl=%，所以只校核轴承2即左轴承

即可。

8.1计算当量动载荷

由参考文献山式H.2

P=XFr2-YFal=\x3278.93+0x0=3278.937V；

式中：

P一一当量动载荷，N：

e2、入2——轴承的径向载荷和轴向载荷，工2=%3278.93凡&二°；

X、Y——动我荷径向系数和动载荷轴向系数，由%4We,X=l,y=O。

-9-

8.2校核寿命

由参考文献［1］式II.1c

=Y=10-J1.QX4Q8COY=20990/?

60n}{fpP)60x447.6211.5x3278.93J

式中：

Lh一一轴承的基本额定寿命，h；

Lh一一轴承的预期寿命，5年2班，每年按250天计，4=2x8x250x5=20000/7：

C一一轴承的基本额定动载荷，由参考文献⑵表12.1,查轴承6307,C=G=40.8〃N：

£一一寿命指数，对于球轴承，c=3；

“一一温度系数，由参考文献⑴表1L9,工作温度<105。，人=1.0：

九一一载荷系数，由参考文献［1］表11.10,中等冲击，4=1.2~1.8,取£,=1.5；

•/Lh>Lh,校核通过。

9轴上其他零件设计

1)轴上键连接的设计

轴和大带轮和小齿轮的轴向连接均采用A型普通平键连接，根据参考文献［2］表11.27,

选用A型普通平键，大带轮键〃xL=8x36GB/T1096-2003