带式运输机机械传动装置设计(6)

dmin=35.9 mm dmin = A0×Tca =469.2 Nm d12 = 40 mm 34.7轴配合的毂= 112× 143.28孔长度为84 = 35.9 mm mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径 d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT2，查（机械设计表14-1）表，考虑转矩变化小， 故取KA = 1.5，则:Tca = KAT2 = 1.5×312.77 = 469.2 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或 手册，选用LT7型联轴器。半联轴器的孔径为40 mm故取d12 = 40 mm，半 联轴器与轴配合的毂孔长度为84 mm。 7.2.4轴的结构设计图 轴端直径取挡圈直径D = 50 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm d12=42mm L12=80mm 7.2.5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故d23=47mm 取II-III段的直径d23 = 47mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直L23=50mm 径D = 50 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm，为了保证轴端挡d34=d67= 圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，50mm L34=42mm 现取L12 = 80 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参L67=39mm 照工作要求并根据d23 = 47 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6210，d45=52mm L45=66mm 其尺寸为d×D×T = 50mm×90mm×20mm，故d34 = d67 = 50 mm。 右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6210型轴承的定位d56=60mm L56=6mm 轴肩高度h = 4mm，因此，取d56 = 60 mm。 3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 52 mm；齿轮的左端与左轴 承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 68mm，为了使挡油 环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L45 = 56 mm。 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面 3 P2 n225

有一定距离，取L23 = 50 mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 7.2.6轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6210深沟球轴承查手册得T= 20 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 60/2-2+48.5+58-20/2 = 124.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 60/2+11.5+35-20/2 = 66.5 mm 2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）： FNH1 = = FtL3 L2+L32606.4×66.5 124.5+66.5FtL2 L2+L32606.4×124.5 124.5+66.5= 907.5 N FNH2 = = = 1698.9 N 垂直面支反力（见图d）： FNV1 = = FrL3 L2+L3948.1×66.5 124.5+66.5FrL2 L2+L3948.1×124.5 124.5+66.5= 330.1 N FNV2 = = FNH1=907.5 N FNH2 = 1698.9 N FNV1=330.1 N FNV2 =618 N MH =112984Nmm MV = 41097 Nmm M =120226Nmm ?ca=13.4 MPa = 618 N 3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩： MH = FNH1L2 = 907.5×124.5 Nmm = 112984 Nmm 截面C处的垂直弯矩： MV = FNV1L2 = 330.1×124.5 Nmm = 41097 Nmm 分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩： M = 22MH+MV = 120226 Nmm 作合成弯矩图（图f）。 26

4）作转矩图（图g）。 5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取? = 0.6，则有： ?ca = Mca W2M1+(αT3)2 W1202262+(0.6×312.77×1000)2 MPa 0.1×553= = = 13.4 MPa≤[???] = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：

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第八章：键连接的选择及校核计算

内容 结论 平键尺寸为：b×h×L = 8mm×7mm×40mm L' =32 mm 普通平键尺寸为：b×h×l = 16mm×10mm×63mm L' = 47 mm 普通平键尺寸为：b×h×l = 12mm×8mm×70mm L' =58 mm 8.1 输入轴键选择与校核 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×L= 8mm×7mm×40mm， 接触长度:L’= 40-8 = 32 mm 校核：键的材料用铸钢，查表6-2取许用压力[ζP]=50~60MPa， ζp=4T/dnl=4*79.51*1000/(25*7*32)=56.8MPa 因为ζp<[ζP]， 故键是安全的，合格。 8.2 输出轴键选择与校核 1）输出轴与大齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×L = 16mm×10mm×63mm，接触长度:L' = 63-16 = 47 mm， 校核：键的材料用铸钢，查表6-2取许用压力[ζP]=50~60MPa， ζp=4T/dnl=4*333.71*1000/(52*10*47)=54.6MPa 因为ζp<[ζP]， 故键是安全的，合格。 2）输出轴与联轴器处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接触长度:L' = 70-12 = 58 mm 校核：键的材料用铸钢，查表6-2取许用压力[ζP]=100~120MPa， ζp=4T/dnl=4*323.77*1000/(42*8*58)=66.46MPa 因为ζp<[ζP]， 故键是安全的，合格。

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第九章：轴承的选择及校核计算

内容 根据条件，轴承预计寿命： Lh = 5×2×8×300 = 24000 h 结论 Lh =24000 h P =833.49 N C =8051.93 N 6207轴承，Cr = 25.5 KN 轴承预期寿命足够 P =798.77 N 9.1 输入轴的轴承计算与校核 1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，查（机械设计第九版表13-5）得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0 所以:P = XFr+YFa = 1×833.49+0 = 833.49 N ε2）求轴承应有的基本额定载荷值C = P 60n1 L 6h10360×626.09=833.49××24000 610= 8051.93N 3）选择轴承型号: 查（机械设计第九版表11-5），选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有： 610?C?10/3Lh = ?P?60n1610?25.5×1000?3 = 60×626.09?833.49?= 7.62×105≥Lh 所以轴承预期寿命足够。 9.2 输出轴的轴承计算与校核 1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0 所以:P = XFr+YFa = 1×798.77+0 = 798.77 N 2）求轴承应有的基本额定载荷值C为: 29