轴承设计作业Word格式文档下载.docx
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轴输入功率P/kW
3.0
轴转速N1/（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：
1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，156~217HBS；
2直齿轮所受转矩=9.55×
106×
3.0/720=39792N.mm；
3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=Fttanα=1153×
tan20°
=420N；
（α=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：
σB=600MPa，σs=300MPa，
σ-1=275MPa，τ-1=155MPa；
由表1-5查得：
轴主要承受弯曲应力、扭转应力、表面状态为车削状态，弯曲时：
，扭转时：
；
（3）进行轴的结构设计：
1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14-2[τT]=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；
2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）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-（10~15）mm，则取D4=D-12=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。
3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Ф30H7/m6
2）轴与两轴承为过盈配合，符号为Ф35H7/K6
3）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×
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：
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=dcosα=69×
cos20°
=64.84mm
圆周速度：
v=πdn/（60×
1000）=π×
69×
720/（60×
1000）=2.60m/s
由表11-2，选齿轮精度为8级。
4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：
1绘制轴的受力图2-1：
图2-1
2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。
垂直面的支承反力:
则可得：
错误！
3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
水平面弯矩图为MH，垂直面弯矩为MV，合成弯矩为M
Ⅴ截面处的弯矩为：
水平面弯矩：
MHV=0
垂直面弯矩：
MVV=Q100=930100=93000Nmm
合成弯矩后MV=93000Nmm
Ⅷ截面处弯矩为：
MHⅧ=R2h105=55860Nmm
MVⅧ=R1V×
105=166215Nmm
合成弯矩后
图2-3
图2-4
图2-5
扭矩图如图2-7，T=39792Nmm，计算弯矩图如图2-8。
弯矩按脉动循环变化处理，=0.6
Mca1==23875Nmm
Mca2==96016Nmm
Mca3==176968Nmm
Mca4=M1=175350Nmm
图2-7
图2-8
4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=48336Nmm
Ⅲ剖面处计算应力σca=Mca5/W=30.90MPa（W=0.1）
Ⅷ剖面处计算应力σca=Mca3/W=17.71MPa（W=0.1）
由表14-3插值得[σb]-1=58MPa
σca<
[σb]-1，故安全。
2）校核疲劳强度，计算其安全系数：
Ⅰ-Ⅹ截面均为有应力集中源的剖面,均可能是危险截面,Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ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Ⅱ面即可。
Ⅰ剖面与Ⅱ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。
Ⅶ和Ⅷ剖面相比较直径相同，Ⅷ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Ⅶ剖面较危险，需进行验算。
校核Ⅱ面疲劳强度。
Ⅱ面由键槽引起的应力集中系数，由表插值可得，kσ=1.80,kτ=1.60。
Ⅰ面因配合（H7/k6）引起的应力集中，系数由表插值可得，kσ=1.95，kτ=1.50。
Ⅲ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；
kσ=1.98，kτ=1.63。
故应按过渡圆角引起应力集中系数校核Ⅲ面。
τmax=T/WT=39792/（0.2×
303）=7.4MPa
τa=τm=τmax/2=3.7MPa
绝对尺寸影响系数由表查得，εσ=0.88，εr=0.81，
表面质量系数由附表1-5插值得，βσ=0.92，βτ=0.92。
Ⅱ面的安全系数
取[S]=1.5~1.8，故S>
[S]，Ⅱ面安全
校核Ⅶ和Ⅷ剖面疲劳强度，Ⅷ剖面因配合（H7/r6）引起的应力集中系数由表插值得，kσ=1.95，kτ=1.80。
Ⅵ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，kσ=2.10，kτ=1.96
Ⅶ面因键槽引起应力集中系数由表插值可得，kσ=1.85，kτ=1.60
故Ⅶ剖面按配合产生应力集中计算
T=39792Nmm
σmax=MV/W=39217.5/（0.1×
303）=14.5MPa
σα=σmax=14.5MPa
σm=0
τmax=T/W=39792/（0.2×
303）=7.4MPa
τm=τα=τmax/2=3.7Mpa
εσ=0.81，ετ=0.76，βσ=0.92，βτ=0.92
[S]=1.5~1.8
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=fmR，R1＞R2，取fm=1.5，P=1737×
1.5=2605.5N，C=25500N
滚子轴承=10/3，则寿命
（6）键联结的强度计算：
轴与齿轮、轴与带轮间均采用平键连接，键材料用45号钢，采用A型键轻载冲击。
=120MPa
Lc=L-b=2×
35-10=60mm
≤
Lc=L-b=2×
25-8=42mm
≤
带轮的两个键均满足强度要求。
八、轴系部件的结构装配图
见附图
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