轴承设计作业总结

1、*单级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计计算说明书院（系）： 专 业: 班 级: 学 号: 学生姓名：目录一、原始数据1二、设计目的2三、设计步骤2（1 ）根据已知条件计算传动件的作用力： 2（2）选择轴的材料，写出材料的机械性能： 2（3）进行轴的结构设计： 3（4）轴的疲劳强度校核： 5（5 ）轴承寿命校核： 10（6）键联结的强度计算： 10八、轴系部件的结构装配图10图11-大带轮；2-轴承；3-齿轮；4-轴 原始数据见表1-1。项目设计方案1-3轴输入功率P/kW3.0轴转速N1/(r/mi n)720齿轮齿数Z123齿轮模数m/mm3齿轮宽度b/mm80大带轮直径D / mm16

2、0带型号A带根数Z4L/mm210S/mm100带传动轴压力Q/N930表1-1设计方案及原始数据原始数据1)题目1单级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计(见图1、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。二、设计步骤(1 )根据已知条件计算传动件的作用力： 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，156217HBS p6 直齿轮所受转矩 T =9.55 106 =9.55 X0 X

3、3.0/720=39792N.mm；n 计算齿轮受力：齿轮分度圆直径：d=mz1=3X23=69mm齿轮作用力：圆周力 Ft=2T/d=2 X9792/69=1153N径向力 Fr=Fttan a =1153X tan20 =4(0N=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：(T B=600MPa，(T s=300MPa，(T -1 =275MPa， t -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

4、削状态，弯曲时：=0.34，扭转时：；=0.34 ；（3）进行轴的结构设计： 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 T=30MPa，Ao=118/ 口fp得 dmin=A03=1180.16=18.99mm,Y n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； 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

5、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 h=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-L2-10=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17m m，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d

6、6=40mm；7）左起第七段，轴承段：取轴径 d7=35mm，E20mm；8）确定l3，l6，轴套尺寸：经计算，l3=52mm，b=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， b=55mm； d4=38mm， l4=78mm；d5=44mm， l5=10mm； d6=40mm，l6=30mm； d7=35mm，E30mm；9) 轴承盖：取螺钉数 6 个,di=45mm, d3=8mm, b=10mm, h=10mm, e=1.2c3=9.6mm, Do=D+2.5d3=92mm, D4=D

7、-(1015)mm,则取 D4=D-12=60mm , Di=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21.5m m,滚动轴承与箱内边距为10m m，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。 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30H7/m62) 轴与两轴承为过盈配合，符号为 35H7/K63) 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

8、为bXh=10mrH 8mm和8mrK 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：d=mz1 =3 23=69mm齿轮齿顶圆直径：da=d+2hafri=69+2X1.0 B=75mm齿轮齿根圆直径：df=d-2(ha+c) =69-2X1.25 =61.5mm齿轮基圆直径：db=dcos a =69 X cos20 =64.84mm圆周速度：v= n dn/(60 X 1000)X39 n720/(60 00)=2.60m/s由表11-2,选齿轮精度为8级。其余细部结构：考虑轴的结构

9、工艺性，在轴的左端和右端均制成 1 X 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:绘制轴的受力图2-1:图2-1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。错误！未找到引用源。R2hFt 105-F 1001153 105 -93 100532N210 210错误！未找到引用源。垂直面的支承反力R1vFr 105 Q 310210420 105 930 310210=1583N-233NFr 105 -Q 100 = 420 105 -930 100210 210

10、则可得：错误！未找到引用源。R2 = R；v R；h =（ -233）2 - 5322 =581N 错误！未找到引用源。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=Q 100=930 100=93000N mm合成弯矩后 Mv=93000 Nmm毗截面处弯矩为：水平面弯矩：Mh w=R2h 105=55860N mmM vw =Riv X1O5=166215 Nmmi nin1I II IIIiv v tvq w ix合成弯矩后

11、M . M Hw M Vw = 558602 166215 175350N mm166215图2-3图2-5扭矩图如图2-7, T=39792 N mm，计算弯矩图如图2-8 弯矩按脉动循环变化处理，g=0.6M ca1 = 一 =23875 N mmMca2=96016 NmmM ca3=+ （眄3=176968“ mmMca4=M i=175350N mm39792图2-7176968图2-8 定危险截面，计算计算应力、其安全系数，校核轴的疲劳强度I II IIII,IV V III ITD KI II IIIIV V TVQ W IX1）计算计算应力：左起阶梯轴一、二之间的截面直径最小

12、dmin= 25m m，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川剖面处计算应力 ea=Mca5/W=30.90MPa (W=0.1dmin )Q毗剖面处计算应力 0Ca=Mca3/W=17.71MPa（W=0.1 d ）由表14-3插值得卄58 MPa0Ca b-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，M、w、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U面即可。I剖面与U剖 面相比较，只是应力集中影响不同

13、，可取应力集中系数大的进行验算。和毗剖 面相比较直径相同，毗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），所以剖面较危险，需进行验算。校核U面疲劳强度。U面由键槽引起的应力集中系数，由表插值可得，k（=1.80,21.60。I面因配合（H7/k6）引起的应力集中，系数由表插值可得，k=1.95, k =1.50川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; 3=1.98, k =1.63。故应按过渡圆角引起应 力集中系数校核川面。3Tax=T/WT=39792/ (0.2 B0 ) =

14、7.4MPaT= T= Tax/2=3.7MPa绝对尺寸影响系数由表查得，S,U面安全校核和毗剖面疲劳强度，毗剖面因配合(H7/r6 )引起的应力集中系数由 表插值得，k尸1.95, k=1.80。W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, k =2.10, k =1.96叫面因键槽引起应力集中系数由表插值可得，k尸1.85, k =1.60故剖面按配合产生应力集中计算M v 二675, R； R；h =39217.5N *mmT=39792N mm3cmax=Mv/W=39217.5/ (0.1 S03) =14.5MPaS，安全。(5 )轴承寿命校核:已算出轴承支反力 Ri=1737N , R2=581N。向心轴承，当量动载荷 P=fmR, Ri R2,取 fm=1.5 , P=1737 X 1.5=2605.5N , C=25500N106 c滚子轴承=10/3，则寿命 L10