【《某带式传送机的轴的设计与校核计算过程案例》5400字】

某带式传送机的轴的设计与校核计算过程案例目录TOC\o"1-3"\h\u20561某带式传送机的轴的设计与校核计算过程案例 1128351.1高速轴设计计算 123651.2中间轴设计计算 8207161.3低速轴设计计算 171.1高速轴设计计算1)求取高速轴上的功率、转速以及转矩的值P1=3.98kW；n1=961.67r/min；T1=39.37N•m2)初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。然后对轴的材料进行选择，为45（并调质），除此之外，硬度选择230，再根据表格，可以取为112，于是得d高速轴的最小直径为安装大带轮处的轴径长度，因为安装键把轴径增大了d故选取:d12=22mm3)轴的结构设计图图7.1高速轴示意图①为使得大带轮的轴向定位可以满足标准需要,所以必须从轴段的右端开始进行一段轴承肩,因此，取段的直径23=27毫米。大带轮两段轮毂的挡圈宽度约为l=44mm,为了能够保证两段轮毂的两个轴端和两侧挡圈仅仅只能被带轮压在一个大带轴的轮上而不能被带轮压在另一个大带轴的两侧两个端面上,故ⅰ-ⅱ段的两个轮毂在其长度放在相对于较小的大带轮的两段轮毂时其宽度要比l稍微略短一些,现在多采用宽度l12=42mm。4)最佳初选型号的滚动轴承。考虑到轴承同时受到径向力以及轴向力的共同作用,所以选取能和轴承进行接合的轴承类型。按照实际工作需求并根据d23=27mm，选角接触轴承7206AC，其尺寸为d×D×B=30×62×16mm，故d34=d78=30mm。对相关文献进行查阅，得知型轴承的定位是肩高，这样看来，可以取毫米。5)由于整体传动轴和齿轮轴的直径较小,为了充分保证整体传动轴和齿轮以及轮体的稳定运动强度,宜把整体传动轴和齿轮结合当作整体是一个集成在一起的整体齿轮轴。故l56=70mm，d56=69.96mm6)轴承端盖的厚度e为10，垫片的厚度，间隙，螺钉毫米，C2为20毫米，箱座的壁厚度δ为8毫米，因此，轴承座的宽度是L=δ+l7)就齿轮的选择而言，等级小的齿轮和箱体内壁之间存在的连接距离应该是毫米,高速传动等级大型传动齿轮与采用低速传动等级小型传动齿轮的连接距离应为δ3=15mm。针对于轴承箱体内壁铸造的宽度存在的误差,当对于滚动齿轮轴承的中心位置进行确定时,需要把其距箱体内壁的一段径向间隙宽度尺寸规定成,取宽度δ=10mm,低速运转等级的滚动小齿轮轴承宽度如取b3=95mm，则lll到这里，轴的各分段直径及其程度已经初步定好。8)轴上零件的周向定位大带轮和主轴的两端通过平键方式连接在圆周连接定位装置上，大带轮和主轴周向连接装置选择使用型键,按照相关文献进行检测即可查得大带轮的主轴横面和截面连接尺寸应为b×h=6×6mm，长度L=32mm。为了确保平稳可靠的传输，大皮带轮与轴之间的配合为，过渡轴的配合保证了滚动轴承与轴的圆周定位系数，此处所选轴的长度和尺寸之间的公差应为H7/k69)轴上圆角以及倒角尺寸方面的确认从表出发,可以将轴端的倒角取为，主肩点之间的圆角半径由每个主肩确定。表7.1轴的直径和长度轴段1234567直径2227303669.963630长度426528115.570828高速级小齿轮承受的圆周力（是高速级小齿轮分度圆的直径）F高速级小齿轮承受得到径向力为F高速级小齿轮承受的轴向力为F依据7206AC角接触，对相关文献进行查询可以得出，压力中心=18.7毫米第一段的轴中点到轴承压力中心之间的距离为：l轴承压力中心到齿轮支点距离:l齿轮中点到轴承压力中心距离:l①计算轴的支反力高速轴上的外传动件自身压轴力为水平支反力FF垂直支反力FF②对轴的弯矩进行计算，进行制作弯矩图截面C处的水平弯矩M截面B处的垂直弯矩M截面C处的垂直弯矩MM分别作水平面的弯矩图（也就是图b）以及垂直面的弯矩图（也就是图c）截面B处的合成弯矩M截面C处的合成弯矩MM③作合成弯矩图（图d）T=39370N•mm作转矩图（图e）图7.2高速轴受力及弯矩图10)校核轴的强度由于的弯矩较大，并且，作用存在转矩，因此是危险剖面抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=按弯曲和扭矩组合成的转矩强度计算方法对其进行了强度验算,对于一个采用单向转矩传动的旋转轴,根据脉动式转矩循环计算方法对转矩进行处置,因此，其中如果所选取应力折合系数值是为,那么在应力当量中，应力折合系数值如公式所示σ查询表可知，(进行调质)处理，抗拉强度的极限为，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。高速轴三维模型实例高速轴三维模型实例1.2中间轴设计计算1)对中间轴上的功率P2、转速n2以及转矩T2进行求取P2=3.9kW；n2=211.74r/min；T2=172.1N•m2)初步确定轴的最小直径首先对轴的最小直径进行初步测算，并且选材料为45（调质）的轴，其硬度水平是240，根据表，取值为112，可知：d

3)轴的结构设计图图7.3中间轴示意图4)初选滚动轴承。中间轴的最小直径是所安装轴承的直径d12和d56。由于轴承同时受径向力和轴向力的影响，因此称为角选择接触轴承。依据实际工作要求以及为29。当35毫米的条件下，应该选择角接触轴承，测量尺寸的公式为毫米，故d12=d56=35mm。5)第一步，安装较大齿轮轴段时，直径选择是为38毫米；分别选用挡油环位置在两个齿轮点的右端和右端的轴承之间进行定位。已知的高速大齿轮传动主轴齿轮压紧轮毂的内部长度应该是=65毫米,为可靠的低速传动压紧高速大齿轮,此时传动主轴段的内部长度一般应稍微有些短于传动轮毂的内部长度,故可选取的数值应为l45=63mm。齿轮的左右两端轴径采用轴肩定位进行传动定位,由此对齿轮的右端轴径应为d45=38mm，进行查表，取h=(2～3)R=5mm，则轴环处的直径d34=48mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34=15mm。6)左侧滚动轴承使用挡油环来对轴向定位。7)鉴于所用机械材料及重要零部件组合加工的实用经济性,宜将低速小轮和轴可以分开使用进行组合设计和加工制造。已知低速小齿轮的传动挡板内油圈和环板内轮毂主轴宽度数值应为l2b3=95mm,为了同时能够保证使齿轮挡板内油环的主轴端面宽度能够可靠地直接进行动力压紧传动齿轮,此时轮毂主轴段宜稍微增大缩短于高速轮毂的主轴宽度,故可选取的数值应为l23=93mm，d23=38mm。8)低速级小齿轮距箱体内壁距离取值为=10毫米，高速级大齿轮距箱体内壁距离=12.5毫米，高速级大齿轮以及低速级小齿轮之间的距离应为15毫米。在箱体存在铸造误差的条件下，在对滚动轴承位置进行确认时，需要离箱体内壁有一段距离，取值为10毫米，因此ll到这一步，轴的各段直径以及长度就基本上定下了。9)轴上零件的周向定位齿轮和轴之间的传动周向联接定位装置通过平键发生联结,小齿轮以及传动轴的周向联接装置使用的则是型键,按照使用相应的传动机械设计相关文献进行检查得出横截面的尺寸应为b×h=10×8mm,长度L=80mm。大齿轮与轴的联接采用的也是A型键,参考机械设计技术手册后，进行检测，可以得到b×h=10×8毫米的横截面尺寸,长度为50毫米。为了保证能够充分保证传动齿轮和转向轴的传动配合有良好的传动适应度和对称适中性,因此，齿轮轮毂与轴的配合选,并且，滚动轴承和轴的周向定位需要过渡配合来保障实施，这里选轴的直径尺寸公差是10)轴上圆角以及倒角尺寸层面的确定工作从已知的表格出发,轴端的倒角选取,每一关键轴肩点间圆角半径决定于所有主要轴肩。表7.2轴的直径和长度轴段12345直径3538483835长度3993156341.5高速级大齿轮承受的圆周力（高速级大齿轮的分度圆直径通过d2表示）F高速级大齿轮承受径向力为F高速级大齿轮承受轴向力为F低速级小齿轮承受圆周力（低速级小齿轮的分度圆直径是d3）F低速级小齿轮承受径向力为F低速级小齿轮承受轴向力为F遵照角接触，经过查证可知，压力中心为21毫米因此，从轴承压力中心到低速级小齿轮中点的长度为:l在低速级小齿轮中，其中点距高速级大齿轮的中点长度为:l高速级大齿轮中点距离轴承压力中心的长度是:l①计算轴的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②对轴的弯矩进行计算，并且制作弯矩图截面B处的水平弯矩MM截面C处的水平弯矩MM截面C处的垂直弯矩MM截面B处的垂直弯矩MM制作水平方向的弯矩图（图b）以及垂直方向的弯矩图（图c）截面B处的合成弯矩MM截面C处的合成弯矩MM作合成弯矩图（图d）T=172100N•mm作转矩图（图e）图7.4中间轴受力及弯矩图11)校核轴的强度由于左侧弯矩较大，并且作用存在转矩影响，因此的左侧属于危险剖面抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=依据弯曲转扭所组合成的应力强度折合系数来进一步定量校核并且实行全方面吧计算，然而，针对单向传动的转轴，转矩需要按照脉动循环来处置，因此，折合系数取值，这时的当量应力应是σ查得45(采用调质)的弯曲处理,抗拉弯曲强度最大值为=，这种情况下，此方向轴的许用弯曲应力为60mpa,,这样看来，轴的弯曲强度高度符合要求。中间轴三维模型实例中间轴三维模型实例1.3低速轴设计计算1)对低速轴上的功率、转速以及转矩进行求取P3=3.82kW；n3=65.48r/min；T3=558.31N•m2)初步确定轴的最小直径需要大概测算轴的最小长度以及直径大小,然后对该轴的材料分别选取45(并调质),就硬度系数而言，为,依据表中数据，取值为112，可得出:d低速轴的最小直径为安装联轴器的轴径大小，因为安装键把轴径增大d故选取:d12=48mm低速轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径，也就是，要实现让所选的轴直径d12匹配联轴器的孔径，因此必须同步对联轴器型号进行选择。联轴器的计算转矩为，查询表格可以得出，处于平稳的原因，因此取值为1.5，所以:T考虑到计算转矩Tca需要比联轴器公称转矩小的要求，查阅表格中相关选择规范，就型号而言，可以使用型的联轴器。半联轴器的孔径为48毫米，故取d12=48毫米，而关于联轴器以及驱动轴承进行匹配的驱动轮毂，其孔径大概在112毫米左右。3)轴的结构设计图图7.5低速轴示意图①在尽最大限度实现半联轴器的轴向定位性能标准的前提下，轴段的右端有必要制出一个轴肩，因此，段直径取值为：d23=53毫米。此外，半联轴器和轴进行配合的轮毂长度为112毫米,因此，通常使用段轴承的直径平均都是毫米。半联轴器以及传动轴间二者间进行配合的两个轮毂间的长度在l=112毫米上下,为了能够保证传动轴的两个外接端部传动挡圈仅仅只能被直接压在一个联轴器上而不能被直接压在传动轴的两个外部端面上,因此，位于段上的轮毂长度，最好和一段l相比要稍微短一点，故取值为：l12=110mm。4)初选滚动轴承。因为该轴承同时需要承受了起到滚动径向角应力和支承轴向角应力的相互影响,故我们选择了一种也被称为角应力接触式的轴承。参照实际测量工作中的需求并根据数值d23=53mm,由测量轴承在实际产品目录中直接确定所有必需的测量角度和接触测量轴承7211ac,其中的测量轴承尺寸为c×d×d×b=55×100×21mm，故d34=d78=55mm。就轴承挡油环定位而言，通过查询手册可知，型轴承的定位轴肩高度为4.5毫米，所以，d45取值为6毫米。5)安装齿轮处的轴段的直径取值为d67为58毫米；在低速级大齿轮轮毂的宽度为b4=90毫米已知的情况下，想要挡油环端面实现可靠压紧齿轮的目的，此轴段需要稍短于轮毂的宽长，因此取值为l67=88毫米。此外，齿轮的左端需要用轴肩来进行定位，通过轴径毫米可知，取为(2～3)=6毫米，则轴环处的直径d56=76mm，取l56=10mm。6)轴承箱座端盖的涂层厚度数值应确定为,垫片的涂层厚度δt=2,根据使用要求应该确定一个轴承箱座端盖厚度是否能够便于正常安装和方便拆卸,保证其在轴承箱座端盖的外部和轴承箱座内部的端面之间与轴承联轴器的内部和箱座端面之间内部应该保持有一定的连接距离厚度k=24,而螺钉的厚度c1为22毫米,c2为20毫米,箱座壁厚δ为8毫米，因此，轴承座的宽度是L=δ+l7)在直径选择方式上，应选取低速级大齿轮和箱体内壁之间的距离是毫米,而高速大齿轮和使用低速小齿轮的距离应该控制在=15毫米。因为此滚动箱体的最大铸造长度存在一定误差,所以在实际测量中需要对滚动箱体轴承的中心具体位置进行相应的确定,因此，需要把其和箱体内壁产生的长度间距通过进行规定,在δ为10毫米的时候,低速齿轮齿宽差的一般维持在2.5毫米,因此

lll到这一步，轴的各分段直径以及长度已经得到大体确认。8)轴上零件的周向定位半联轴器与两个传动轴的齿轮周向联接定位抉择选用了平键方式进行链接,齿轮与两个传动轴的周向联接定位选择选用A型键,按照国家相应的传动机械设计制造文献进行检验后可查得的齿轮截面宽度大小值为b×h=16×10mm,长度L=70mm。半联轴器与轴的联接尺寸选用A型键,根据机械设计技术文献查询到截面大小b×h=14×9mm,长度L=100mm。齿轮、半联轴器、车轮和轴以平键方式连接，半自动联轴器和驱动轴具有圆周匹配的传动系数。并且，为实现确保传动齿轮、车轮和轴的传动配合对称集中，通过过渡配合来对轴配