哈工大机械设计大作业文档格式.docx
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1*
tT
图1
表1带式运输机中V带传动的已知数据
方案
Pd(Kvy
轴承座中心高H(mm
最短工作年限L
工作环境
5.1
.2
4
960
100
2
180
3年3班
室外有尘
机器工作平稳、单向回转、成批生产
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2
1.确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸2
2.确定轴的轴向固定方式错误!
未定义书签
3.选择滚动轴承类型,并确定润滑、密封方式错误!
4.轴的结构设计错误!
五、轴的受力分析4
1.画轴的受力简图4
2.计算支承反力4
3.画弯矩图5
4.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8
1.计算轴承的轴向力8
2.计算当量动载荷8
3.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=3.84kW,转矩T=97333.33Nmm,转速n=480r/min,轴上压力Q=705.23N,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di=96.000mm,其余尺寸齿宽bi=35mm,螺旋角B=0°
圆周力Ft=2433.33N,径向力Fr=885.66N,法向力Fn=2589.50N,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
式中:
P—轴传递的功率,kW;
n—轴的转速,r/min;
[T—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
n—V带传动的效率,查参考文献[2]表9.1,V带传动效率n=0.98;
n—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n=0.98。
故:
轴转速为:
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:
按照GB/T2822—2005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
S=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Ci=18mm,C2=16mm,故轴承座内壁至座孔外端面距离:
L=S+Ci+C2+(5~8)mm=47~50mm
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米用两端固定的方式。
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25mm量级,根据参考文献[1],其速度因数值:
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:
由于轴径圆周速度小,且工作环境有尘,所以采用唇形圈密封
4.轴的结构设计
(1)大带轮与轴段1:
由于要求,大带轮必须放置在轴端,所以dmin即为轴段1的最小直径,d1=25mm。
大带轮一端通过轴肩固定,另一端通过挡圈和螺栓固定,轴段1处放置大带轮处长度
110=50mm,为避免发生干涉,轴段长度比大带轮宽度短1~3mm,故取:
11=48mm
(2)密封圈与轴段2、轴段6:
本方案采用深沟球轴承,端盖宜采用凸缘式端盖,密封方式采用毛毡圈密封。
由参考文献[1]图10.9中公式,可得到轴段2与轴段1之间的轴肩高为:
h1=(0.07~0.1)d1=(0.07~0.1)25M1.75〜2.5mm
由参考文献[2]表14.4,选择轴径为30mm的毛毡圈,故轴段2的直径:
d2=30mm
同理,轴段6的直径为:
d6=30mm
(3)轴承与轴段3及轴段5:
由参考文献[1]图10.9中公式,可得到轴段3与轴段2之间的轴肩高为:
h2=(0.07~0.1炷=(0.07~0.1)30H2.1〜3mm轴承采用深沟球轴承,考虑轴承可能承受较大径向载荷,选取窄系列、中载系列,由参考文献[2]表12.1,选用轴承型号6307,因此:
d3=d5=35mm
l3=l5=21mm
(4)轴段4:
轴段4与轴段3和轴段5形成的轴肩对两个轴承其轴向固定作用。
查参考文献[2]表12.1,得6307轴承的安装尺寸为da=44mm。
故轴段4轴径为
d4=44mm
(5)小齿轮与轴段7:
根据最小轴径,取d7=25mm。
与大带轮处相同小齿轮一端通过轴肩固定,另一端通过挡圈和螺栓固定,轴段7处放置小齿轮宽度170=35mm,为避免发生干涉,轴段长度比大带轮宽度短1~3mm,故取:
l7=33mm
(7)机体与轴段2、4、6的长度:
对于二支点在同一轴承座内而支点间无传动件的情况,应首先确定两轴承跨距L,
由参考文献[3],一般取L=(2~3)d,其中d为轴承所在轴段的直径,即d3和d5。
则跨距取值为
L=(2~3)d3=(2~3)35H=70~105mm
i对于轴段4
取轴段4长度为14=75mm。
跨距为轴上直返力作用点间距离,对向心轴承,支反力
作用点在轴承宽度中点,则此时跨距为
L2=l4+l3=75+21=96mm
ii对于轴段2和轴段6:
为避免大带轮或小齿轮断面转动时与不动的轴承端盖相碰,轴承端盖与这两零件端面间应有足够的间距,取该间距为H=15mm。
由参考文献[3]查得,轴承盖凸缘厚e=10mm。
为补偿机体的铸造误差,轴承应深入轴承座孔内适当距离,以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上,为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离为
由此计算12、16:
I2=16=H+e+(L+4—3)=15+10+(75+4-21)=83mm
(8)各轴段尺寸汇总:
轴段
3
5
6
7
d/mm
25
30
35
44
l/mm
48
83
21
75
33
轴总长度:
I=48+83+21+75+21+83+33=364mm
进而,轴承的支点及力的作用点之间的跨距也随之确定下来。
6307轴承力作用点为轴承
宽度中心。
取大带轮、小齿轮的中点作为力作用点,则可得跨距:
L1=117.5mm,L2=96mm,L3=110mm
(9)键连接:
大带轮和小齿轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接,由文献[2]表11.28,轴
径为25mm时,使用键的型号分别为:
A8X7X70GB/T1096—2003和A8X7X56GB/T1096—2003。
最后在结构草图上添加初定尺寸,如图3:
五、轴的受力分析
1.画轴的受力简图
2.计算支承反力
在水平面内,对轴承2(见图4(a))列力矩平衡方程,得:
在水平面内轴径向方向上列受力平衡方程,得:
在竖直面内,对轴承2列力矩平衡方程,得:
列受力平衡方程,得:
负号表示受力方向与图示方向相反。
轴承1所受总支承反力:
轴承2所受总支承反力:
3.画弯矩图
在水平面上,
在竖直面上,
合成弯矩
故最大弯矩为
4.画扭矩图
六、校核轴的强度
在轴承2的受力点处,既有较大弯矩,又有转矩,而大带轮和小齿轮的受力点处虽然轴径较小且有键槽,但是这两处均只受转矩。
综上,危险剖面应为轴承2的受力点处
由参考文献[1]附表10.1,抗弯剖面模量:
抗扭剖面模量:
弯曲应力:
对一般回转的轴,弯曲应力应按对称循环变化,故弯曲应力的应力幅和平均应力分别为:
扭转切应力:
对一般转轴的扭转切应力通常按脉动循环来考虑,故扭转切应力的应力的应力幅和平均应力为
由参考文献[1]表10.1得,对于调质处理的45钢,
cb=650MPa,(-1=300MPa,t=155MPa
由参考文献[1]表10.1注释得,等效系数取:
<
|)-=0.1,0.05
由参考文献[1]附表10.4得不同情况下轴的有效应力集中系数:
K<
=2.52,Kt=1.82
由参考文献[1]附图10.1得零件绝对尺寸系数:
&
=0.74,£
=0.81
由参考文献[1]附图10.2(a)(b)、附表10.2得:
B=0.93,宦=0.5,區=2.8
因此表面质量系数为:
3=仪他由=1.3
则只考虑弯矩时的安全系数:
只考虑转矩时的安全系数:
由参考文献[1]式10.4,校核危险剖面疲劳强度安全系数的公式为:
查参考文献[1]表10.5得轴的许用安全系数[S]=1.3~1.5,取[S]=1.5则:
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:
由参考文献[1]表10.4,查得[]-ib=65MPa,显然,<
[]小,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
T—传递的转矩,N•mm;
d—轴的直径,mm;
I—键的工作长度,mm,对A型I=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;
[和一许用挤压应力,由参考文献[1]表6.1查得键连接的许用挤压应力为[Jp=
120~150MPa,取[Jp=120MPa。
对于轴段1上大带轮与轴的键连接:
对于轴段7上小齿轮与轴的键连接:
故键连接强度校核通过。
八、校核轴承寿命
由参考文献[2]表12.1查得6307轴承的基本额定动载荷、基本额定静载荷分别为:
Cr=33.4kN,C0=19.2kN
1.计算轴承的轴向力
该机器工作时,无轴向载荷,因此两个轴承仅承受径向载荷。
轴承1所受径向载荷:
轴承2所受径向载荷:
显然轴承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
X、Y——动载荷径向系数和动载荷轴向系数。
X=1、Y=0
因此查参考文献[1]表11.2得:
因此轴承1当量动载荷:
3.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:
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:
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
显然
所以在一年半时更换轴承。
九、绘制轴系部件装配图(图纸)
[1]王黎钦,陈铁鸣•机械设计.6版•哈尔滨:
哈尔滨工业大学出版社,2015;
[2]张锋,古乐.机械设计课程设计.5版.哈尔滨:
哈尔滨工业大学出版社,2012;
[3]张锋,宋宝玉.机械设计大作业指导书.北京:
高等教育出版社,2009。