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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