哈工大机械设计轴系部件大作业(完整版)

轴承部件设计习题课轴承部件设计过程主要包括：1.初估轴径：2.轴的结构设计：3.校核计算：（1）轴的强度；（2）键的强度；（3）轴承的寿命4.完成部件图设计：5.完成零件图设计(不做)。试设计斜齿圆柱齿轮减速器的输出轴轴承部件。已知输出轴功率P=2.34kW,转速n=76.5r/min，输出轴上的齿轮模数2.5mm，齿数Z=81，螺旋角β=12.63o,齿宽b=62mm,载荷平稳，单向转动，工作环境清洁，两班工作制，使用5年，大批量生产。nm轴承部件设计例题：解：1选择轴的材料因传递功率不大，且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。2初算轴径查表[11.4]C=107~118,考虑轴端没有弯矩，故取C=107，则33min2.3410733.46mm76.5PdCn有键槽加3%，dmin=33.46×1.03=34.47mm3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）轴承润滑方式齿轮线速度2.58176.50.83m/s6060cos60cos12.63nmzndnv因v2m/s,故轴承用脂润滑。（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，（联轴器还未讲解）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L=60mm,故取d1=35mm,l1=58mm（4）轴的结构设计密封圈与轴段2轴肩高h=(0.07~0.1)d=2.45~3.5,相应d2=40mm~42mm。查表[2]，可选毛毡密封轴径为40mm，则d2=40mm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d=45mm，现暂取轴承型号为7209C,查表[2]轴承外径D=85mm,宽度B=19mm,定位轴肩直径da=52mm（本例题中为脂润滑，不需考虑）,故轴段3的直径d3=45mm。取轴段6的直径d6=45mm。●与齿轮配合的轴段4取d4=48mm,l4=b-2=62-2=60mm●轴环-轴段5齿轮右端轴肩高h=(0.07~0.1)d=3.36~4.8mm,取d5=55mm，轴环长度为l=1.4h=1.4(d5-d4)/2=1.4x(55-48)/2=4.9mm,可取轴段5的长度l5=10mm●机体与轴段2，3，6的长度齿轮端面与机体间留有足够的间距（≥箱体壁厚），取H=15mm.轴承采用脂润滑，取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离Δ=10mm，轴承座应有足够的宽度L=δ（壁厚）+C1（扳手空间）+C2（连接边距）+（5~10）=8+18+16+8=50mm。调整垫片的厚度取为2mm。l3=（B+Δ+H+2=19+10+15+2=）46mml2=（(L-Δ-B)+e+K=(52-10-19)+10+20=）53mml6=（(H+Δ+B)-l5=(15+10+19)-10=）34mm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L1=95.5mm,L2=60.5mm,L3=60.5mm轴承端盖凸缘厚度e=1.2×端盖螺栓直径，取e=10mm.联轴器轮毂端面与轴承盖应有间隙K=20mm,轴段2，3，6的长度l2,l3,l6画图确定。量取：4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[2]键10x50GB1096-90及键14x50GB1096-905轴的受力分析（1）画轴的受力简图并计算齿轮上的作用力n2.581207.52mmcoscos12.63mzdt22292117.62815.3N207.52TFdtrtan2815.3tan201050.1Ncoscos12.63FFattan2815.3tan12.63630.8NFF齿轮分度圆直径齿轮所受圆周力齿轮所受径向力齿轮所受轴向力轴上所受转矩662.349.55109.5510292117.6Nmm76.5pTn（2）计算支承反力在水平面31H232H11050.160.5630.8207.52/221066N60.560.51050.6106615.4NrarHdFLFRLLRFR在垂直面12/22815.3/2VVtRRF=1407.7N轴承1的总支反力222211110661407.71765.8NrHVFRR轴承2的总支反力222222215.41407.71407.8NrHVFRR12.106660.564493N.mmaHHMRL23.15.460.5931.7N.mmaHHMRL12.1407.760.585166N.mmaVVMRL22226449385166106829.7N.mmaaHaVMMM2222()()(931.7)8516685171N.mmaaHaVMMM（3）画弯矩图在水平面上，a-a剖面左侧a-a剖面右侧在垂直面合成弯矩，a-a剖面左侧a-a剖面右侧33205261.6718.56MPa0.10.148eeeMMWd600MPaB155MPab][1be（4）画转矩图T=292117.6N·mm由[1]得，，因此满足要求6校核轴的强度（5）画当量弯矩图最大当量弯矩2222()106829.7(0.6292117.6)205261.67NmmeMMT7校核键的强度联轴器处键的挤压应力44292117.6104.3MPa358(5010)pTdhl取键、轴及联轴器的材料均为钢，查得[1][p]=120MPa~150MPa,故][pp，强度足够齿轮处键的挤压应力44292117.675.1MPa489(5014)pTdhl取键、轴及联轴器的材料均为钢，查表得[p]=120MPa~150MPa,故][pp，强度足够8校核轴承的寿命查表[2]得7209C轴承C=29800N,C0r=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=0.4Fr11220.40.41765.8706.3N0.40.41407.8563.1NrrSFSFS2与Fa同向，则21563.1630.81193.9N706.3NaSFS1端被压紧，2端放松12221193.9N563.1NaaaFSFFS比较两轴承的受力，因2121,aarrFFFF,故只需校核轴承1(2)计算当量动载荷101193.90.050223800arFC，查表[1]得e=0.42因为111193.90.681765.8arFeF所以X=0.44,Y=1.33载荷平稳，p=1f当量动载荷P11()1(0.441765.81.331193.9)2364.8NraPfXFYF（3）校核轴承寿命温度系数t=1f,轴承1的寿命3663101010129800()435966h606076.52364.8thfCLnp已知减速器使用五年，两班制工作，则最大预期寿命hLh24000530028显然Lh»Lh`,故轴承寿命很充裕9轴承部件图设计（参见图纸）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