哈工大机械设计大作业.docx
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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：
1
J
科
1
1
—
V
1
1
\
if
11
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！
未定义书签
4.轴的结构设计错误！
未定义书签
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
式中：
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
1
2
3
4
5
6
7
d/mm
25
30
35
44
35
30
25
l/mm
48
83
21
75
21
83
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
式中：
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
式中：
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:
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：
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）
十、参考文献
［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。
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