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哈尔滨工业大学机械设计基础轴系部件设计

机械设计基础大作业计算说明书题目:朱自发学院:航天学院班号:1418201班姓名:朱自发日期:2016.12.05哈尔滨工业大学机械设计基础大作业任务书题目:轴系部件设计设计原始数据及要求:目录1.设计题目 (4)2.设计原始数据 (4)3.设计计算说明书 (5)3.1 轴的结构设计 (5)3.1.1 轴材料的选取 (5)3.1.2初步计算轴径 (5)3.1.3结构设计 (6)3.2 校核计算 (8)3.2.1轴的受力分析 (8)3.2.2校核轴的强度 (10)3.2.3校核键的强度 (11)3.2.4校核轴承的寿命 (11)4. 参考文献 (12)1.设计题目斜齿圆柱齿轮减速器轴系部件设计2.设计原始数据3.设计计算说明书 3.1 轴的结构设计3.1.1 轴材料的选取大、小齿轮均选用45号钢,调制处理,采用软齿面,大小齿面硬度为241~286HBW ,平均硬度264HBW ;齿轮为8级精度。

因轴传递功率不大,对重量及结构尺寸无特殊要求,故选用常用材料45钢,调质处理。

3.1.2初步计算轴径按照扭矩初算轴径:6339.55100.2[]PP n d nτ⨯≥=式中: d ——轴的直径,mm ;τ——轴剖面中最大扭转剪应力,MPa ; P ——轴传递的功率,kW ; n ——轴的转速,r /min ; []τ——许用扭转剪应力,MPa ;C ——由许用扭转剪应力确定的系数;根据参考文献查得106~97C =,取106C =故10635.0mm d ≥== 本方案中,轴颈上有一个键槽,应将轴径增大5%,即35(15%)36.75mm d ≥⨯+=取圆整,38d mm =。

3.1.3结构设计(1)轴承部件的支承结构形式减速器的机体采用剖分式结构。

轴承部件采用两端固定方式。

(2)轴承润滑方式螺旋角:12()arccos=162n m z z aβ+= 齿轮线速度:-338310175 2.37/6060cos 60cos16n m zn dnv m s πππβ⨯⨯⨯====因3/v m s <, 故轴承用油润滑。

(3)联轴器及轴段1选定联轴器的类型和型号,从而确定联轴器的轮毂宽度L 和 孔的直径,设计任务书中已给出了联轴器的轮毂宽L 和联轴器孔直径系列:末位数为:0、2、5、8。

设本例中给定的联轴器的轮毂宽60L mm =,故取1138,?58d mm l mm ==。

(4)轴的结构设计 ① 橡胶密封圈与轴段2轴肩高()0.07~0.1 2.66~3.8h d ==,相应240~42d mm mm =。

选橡胶密封轴径为40mm ,则240d mm =。

② 轴承与轴段3及轴段6考虑齿轮有轴向力,轴承类型选角接触球轴承。

取轴承内径45d mm =,现暂取轴承型号为7209C,查表[2]轴承外径85D mm =,宽度19b mm = , 故轴段3的直径345d mm =,轴段7的直径745d mm =。

③ 与齿轮配合的轴段4取448,?4280278d mm l B mm ==-=-= ④ 轴环-轴段5齿轮左端轴肩高()0.07~0.1 3.36~4.8h d mm ==,取555d mm =,轴环长度为()()1.4 1.454/2 1.45548/2 4.9l h d d x mm ==-=-=,可取轴段5的长度58l mm =。

⑤ 轴段6右端轴肩高()0.07~0.17 3.36~4.8h d mm ==,取650d mm =,可取轴段6的长度610l mm =⑤ 轴承座设计以及轴段2,3,7的长度齿轮端面与机体间留有足够的间距( ≥箱体壁厚),取15H mm =.轴承采用油润滑,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离10mm ∆=,壁厚002518a δ=+>,轴承座应有足够的宽度125~1081816850 L C C mm δ=+++=+++=(壁厚)(扳手空间)(连接边距)()。

调整垫片的厚度取为2mm 。

轴承端盖凸缘厚度1.2 31020e d e mm K mm =⨯==端盖螺栓直径,取。

联轴器轮毂端面与轴承盖应有间隙,轴段236,,的长度236,,l l l 画图确定。

量取:()32721910152465210191020531(9)l b H mml L b e K mm l b mm=+∆++=+++==-∆-++=--++===()() 端盖外圈直径35*390D D d mm =+=(5)键联接设计联轴器及齿轮与轴的周向联接均采用A 型普通平键联接,分别为键10x50 GB1096-90及键14x50 GB1096-903.2 校核计算3.2.1轴的受力分析为简化计算,取轴承宽度的中间为支点。

取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得跨矩12387.5,75.5,91.5L mm L mm L mm ===.(1) 画轴的受力简图并计算齿轮上的作用力齿轮分度圆直径:383259.03 cos cos16n m z d mm β⨯=== 轴上所受转矩66 6.39.55109.5510343800 175p T N mm n =⨯=⨯⨯=⋅ 齿轮所受圆周力223438002654.52259.03t T F N d ⨯=== 齿轮所受径向力t r tan 2654.52tan 201005.1N cos cos16F F αβ=== 齿轮所受轴向力a t tan 2815.3tan16288.2N F F β===(2) 计算支承反力 在水平面31H 232H 11005.191.5288.2259.03/22744.2N75.591.51005.1744.2260.9Nr ar H dF L F R L L R F R +⨯+⨯===++=-=-=在垂直面12/22654.2/2=1327.1V V t R R F ===轴承1 的总支反力 222211110661407.71521.5r H V F R R N =+=+= 轴承2的总支反力 2222222260.91327.11352.5r H V F R R N =+=+= (3)画弯矩图在水平面上,a-a 剖面左侧:12.744.275.556187.1.aH H M R L N mm ==⨯=a-a 剖面右侧:23.260.991.523872.35.aH H M R L N mm '==⨯=在垂直面:12.1327.175.5100196.05.aV V M R L N mm ==⨯=合成弯矩,a-a 剖面左侧:222256187.1100196.05114874.88.a aH aV M M M N mm =+=+=a-a 剖面右侧:2222()()23872.35100196.05103000.7.a aHaV M M M N mm '''=+=+= (4)画转矩图343800 T N mm =⋅(5)画当量弯矩图 最大当量弯矩2222() 114874.88(0.6343800) 2336109.46e a M M T Nmmα=+=+⨯=3.2.2校核轴的强度 332336109.4621.35MPa 0.10.148e e e M M W d σ====⨯ 查资料得:600 MPa B σ=,[]155 MPa b σ-=因此:1[]e b σσ-< 满足要求3.2.3校核键的强度联轴器处键的挤压应力 44343800113.1388(5010)p T MPa dhl σ⨯===⨯⨯- 取键、轴及联轴器的材料均为钢,查得[1] 120150,]~[p MPa MPa σ=故 ][p p σσ<,强度足够齿轮处键的挤压应力4434380088.4489(5014)p T MPa dhl σ⨯===⨯⨯- 取键、轴及联轴器的材料均为钢,查表得120150,]~[p MPa MPa σ=故 ][p p σσ<,强度足够3.2.4校核轴承的寿命查表[2]得 7209C 轴承C=29800N, C 0r =23800N(1) 计算轴承的轴向力内部轴向力的方向如图内部轴向力的大小为: S=0.4F r11220.40.41521.5608.60.40.41352.5541r r S F NS F N==⨯===⨯=S 2与F a 同向,则21563.1630.8829.2608.6a S F N S N +=+=>=1端被压紧,2端放松1222829.2N541N a a a F S F F S =+===比较两轴承的受力,因2121,a a r r F F F F >>,故只需校核轴承1(2)计算当量动载荷10829.20.034823800a r F C ==,查表[1]得 e=0.42 因为11829.20.5451521.5a r F e F ==>所以X=0.44,Y=1.33 载荷平稳,p =1f当量动载荷11 ()1(0.441521.5 1.33829.2)1772.3P r a P f XF YF N =+=⨯⨯+⨯=(3) 校核轴承寿命温度系数 t =1f ,轴承1的寿命 3663101010129800()759569760601751772.3t h f C L h n p ⨯⎛⎫=== ⎪⨯⎝⎭ 已知减速器使用三年,三班制工作,则最大预期寿命83360543200h L h '=⨯⨯⨯=显然»h h L L ' ,故轴承寿命很充裕 4. 参考文献1.宋宝玉. 机械设计基础(第4版). 哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,20102.王连明,宋宝玉. 机械设计课程设计(修订版). 哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,20053. 王瑜. 机械设计基础大作业指导书. 哈尔滨工业大学,2014。

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