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轴承座中心高H/mm
最短工作年限
5.4.1
2.2
940
60
3.2
200
10年1班
一选择轴的材料
因为传递功率不大,轴所承受的扭矩不大,故选择45号钢,调质处理。
二初算轴径
对于转轴,按扭转强度初算直径
式中P——轴传递的功率;
C——由许用扭转剪应力确定的系数;
n——轴的转速,r/min。
由参考文献[1]表10.2查得,考虑轴端弯矩比转矩小,故取。
输出轴所传递的功率:
输出轴的转速:
代入数据,得
考虑键的影响,将轴径扩大5%,。
三结构设计
1.轴承部件机体结构形式及主要尺寸
为了方便轴承部件的装拆,减速器的机体采用剖分式结构。
取机体的铸造壁厚δ=8mm,机体上的轴承旁连接螺栓直径,,为保证装拆螺栓所需要的扳手空间,轴承座内壁至坐孔外端面距离
取L=48mm。
2.轴的结构设计
本设计方案是有8个轴段的阶梯轴,轴的径向尺寸(直径)确定,以外伸轴径为
基础,考虑轴上零件的受力情况、轴上零件的装拆与定位固定、与标准件孔的配合、轴的表面结构及加工精度等要求,逐一确定其余各轴段的直径;
而轴的轴向尺寸(长度)确定,则考虑轴上零件的位置、配合长度、支承结构情况、动静件间的距离要求等因素,通常从与传动件的轴段开始,向两边展开。
(1)联轴器及轴段①和轴段⑧
本设计中,轴段①和轴段⑧为轴的最小尺寸。
因此,轴段①和轴段⑧与联轴器的设计同时进行。
为了补偿联轴器所连接的两轴的安装误差,隔离振动,选用弹性柱销联轴器。
由参考文献[1]表13.1查得,则计算转矩
由参考文献[2]表13.1可以查得GB/T5014-2003中的LX3型弹性柱销联轴器符合要求。
其参数为:
公称转矩1250N·
mm,许用转速为4750r/min,轴孔直径范围30~48mm。
考虑,取轴孔长度60mm,J型轴孔,A型键。
相应地,轴段①和轴段⑧的直径为,轴段①和轴段⑧的长度应比联轴器主动段轴孔长度略短,故取。
(2)密封圈及轴段②和轴段⑦
联轴器采用轴段②和轴段⑦的轴肩固定,轴肩计算
轴段②和轴段⑦直径最终由密封圈确定。
由参考文献[2]表14.4,选用毡圈油封
FZ/T92010-1991中的轴径为48mm的,则轴段②和轴段⑦直径。
(3)轴承及轴段③和轴段⑥
考虑轴系部件几乎呈对称布置,且没有轴向力,轴承类型选择深沟球轴承。
轴段③
和轴段⑥上安装轴承,其直径应既便于轴承安装,又应符合轴承内径系列。
初选轴承型号6211,由参考文献[2]表12.1,内径d=55mm,外径D=100mm,宽度B=19mm,定位轴肩直径。
通常同一轴上两轴承取相同型号,故轴段③和轴段⑥直径为。
(4)齿轮及轴段④
轴段④安装齿轮,为便于齿轮的拆装,且与齿轮轮毂配合,取。
齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即仅靠,轴段④的长度应比齿轮轮毂长略短,由于齿宽,取。
(5)轴段⑤和轴段⑥
齿轮右端采用轴段⑤的轴肩固定,轴肩计算公式
且确定还要考虑6211轴承最小定位轴肩直径,,
由参考文献[2]表9.4中系列查得标准值,取。
轴环宽度计算公式
取。
(6)机体和轴段②、③、⑥、⑦的长度
机体和轴段②、③、⑥的长度除与轴上零件有关外,还与机体及轴承盖等零件有关。
通常从齿轮壁面与机体内壁间留有足够间距H,由参考文献[1]表10.3,取H=15mm。
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。
由参考文献[1]表10.3,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离Δ=10mm。
采用凸缘式轴承盖,由6211轴承参数及参考文献[2]表12.6,取凸缘厚度e=12mm。
为避免联轴器轮毂端面与轴承盖连接螺栓头相碰,并便于轴承盖上螺栓的装拆,联轴器轮毂端面与轴承盖间应用足够的间距K,取K=20mm。
在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖及联轴器的相互位置后,轴段②、③、⑥的长度就随之确定下来,即
进而,轴承的支点及力的作用点的跨距也随之确定下来。
6211轴承力作用点环厚中点10.5mm,取此点为支点。
取联轴器轮毂中点为力作用点。
则各跨距。
(7)键连接设计
联轴器及齿轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接,由参考文献[2]表11.28查得,分别采用键12×
50GB/T1096-2003和键18×
56GB/T1096-2003。
(8)结构设计简图
根据以上要求,轴设计各数据:
阶梯轴各段直径:
。
阶梯轴各段长度:
各支点跨距:
。
四轴的受力分析
1.齿轮受力计算
圆周力
式中——小齿轮传递的扭矩,N·
mm;
——小齿轮分度圆直径,mm。
小齿轮传递转矩
径向力
式中——分度圆压力角,标准齿轮
代入数据得:
2.支承反力计算
在水平面上
在垂直面上
轴承Ⅰ的总支承反力:
轴承Ⅱ的总支承反力:
3.轴弯矩计算
在水平面上
a—a剖面左侧:
a—a剖面右侧:
在垂直平面
合成弯矩
4.轴转矩计算
5.轴的受力简图(b)、弯矩图(c、d、e)和转矩图(f)
五校核轴的强度
此轴几乎为对称布置,但a—a剖面左侧使用套筒固定齿轮,轴径比右侧小,故a—a剖面左侧为危险剖面。
由参考文献[1]查得,抗弯截面模量为
式中d——a—a截面轴的直径,d=60mm;
b——键槽的宽度,b=18mm;
t——键槽的深度,t=7mm。
同理,抗扭截面模量为
弯曲应力:
扭剪应力:
对于调质处理的45钢,由参考文献[1]表10.1,查得,
键槽引起的应力集中系数,由参考文献[1]附表10.4,查得。
绝对尺寸系数,由参考文献[1]附表10.1,查得。
轴磨削加工时的表面质量系数,由参考文献[1]附表10.1和附表10.2,得。
由此,安全系数计算如下:
由参考文献[1]附表10.5,查得许用安全系数。
显然,故a—a剖面安全。
对于一般用途的转轴,也可按弯扭合成强度进行校核计算。
对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,取折合系数,当量应力为
已知轴的材料为45钢,调质处理,查得。
显然,,故轴的a—a剖面左侧强度满足要求。
六校核键连接的强度
键连接的挤压应力计算公式
式中d——键连接处轴径,mm;
T——传递的转矩,;
h——键的高度,mm;
l——键连接的计算长度,。
联轴器处键连接的挤压应力
齿轮处键连接的挤压应力
取键、轴及联轴器的材料为钢,由参考文献[1]表10.2查得。
显然,,故强度足够。
七校核轴承寿命
1.计算当量载荷系数
式中——轴的径向载荷和轴向载荷;
X、Y——动载荷径向系数和动载荷轴向系数。
由于轴向力,由参考文献[1]表11.12查得X=1,Y=0。
则当量动载荷
2.校核轴承寿命
由于轴段几乎呈对称分布,受力均匀,故只需校核轴承Ⅰ。
轴承在100℃以下工作,由参考文献[1]表11.19查得,;
载荷平稳,由参考文献[1]表11.10查得,。
轴承Ⅰ寿命
已知减速器使用5年,两班工作制,则预期寿命为
显然,,故轴承寿命很充裕。
八参考文献
[1]王黎钦,陈铁鸣.机械设计.5版.哈尔滨:
哈尔滨工业大学出版社,2010.
[2]王连明,宋宝玉.机械设计课程设计.4版.哈尔滨:
哈尔滨工业大学出版,2010
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