【螺旋输送机传动轴和传动轴承及联轴器的设计计算案例3400字】

螺旋输送机传动轴和传动轴承及联轴器的设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u316221.1输入轴设计计算 1316251.2中间轴设计计算 6276071.3输出轴设计计算 111.1输入轴设计计算1)对输入轴上的P1、n1和T1进行计算P1=1.46kW；n1=1400r/min；T1=9.96N•m2)初步确定轴的最小直径：初步选取轴的材料为40Cr进行调质处理，经过调质处理后该种材料的硬度为280HBW。通过查阅表格取A0=110，于是得d轴的最小直径会装键所以将轴径增大5%d轴的最小直径是d12，因为该处轴端要与联轴器进行配合，因此需要同时选取联轴器的型号。计算转矩Tca=KA×T1，通过查阅表格以及其他情况的考虑，取KA=1.3，则:T由于要满足Tca＜联轴器公称转矩，再者又考虑到选取的电机轴直径为24mm，最终经过查阅标准，联轴器确定选用LX1型。取d12=25mm，两者相配合的毂孔长度为52mm。3)轴的结构设计图图7-1高速轴示意图①因为要在该段轴上对联轴器进行轴向定位，所以取直径d23=30mm。因为L=52mm，想要确保挡圈完美的压在连轴器上，所以Ⅰ-Ⅱ段的长度应该比L短一些，因此取l12=50mm。4)分析到轴承会受到沿着轴的直径方向存在的力作用，为了满足装置可靠性选择使用深沟球轴承。综合情况考虑且d23=30mm，所以选择代号为6207，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，所以d34=d78=35mm。取挡油环宽度s1为12,则l由于轴承要用挡油环来进行轴向定位。由查阅取d45=42mm。5)由于齿轮直径较小，为了确保轮体的强度，所以决定做成齿轮轴。l56=55mm，d56=52mm6)为了方便轴承端盖拆装，所以要在其外端面和齿轮右端面留有一定间距，取l23=60mm7)取Δ=10mm，c=15mm，s=10mm，小b3=80mm，则ll就这样经过以上计算初步得到了各轴段的直径和长度。表7-1轴的直径和长度轴段1234567直径25303542524235长度506029100.555829计算高速级小齿轮所到受的圆周力F高速级小齿轮所受的径向力Fr1根据6207深沟球查手册得压力中心a=8.5mm第一段轴中点到轴承压力中心距离: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计算轴的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩M截面C处的垂直弯矩M分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面C处的合成弯矩M③作合成弯矩图（图d）T=作转矩图（图e）图7-2高速轴受力及弯矩图8)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面C左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1抗扭截面系数为W当量应力为σ这样轴的强度就可以满足对应的安全系数（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。1.2中间轴设计计算1)对中间轴上的P2、n2以及T2的计算P2=1.4kW；n2=321.84r/min；T2=41.54N•m2)初步确定轴的最小直径初步选取轴的材料为45（调质），该种材料的硬度为280HBW。通过查阅表格取A0=110，于是得d3)轴的结构设计图图7-3中间轴示意图4)选择d12和d56处对轴承进行配置，考虑到存在沿着轴的直径方向存在的力，所以决定使用深沟球轴承。总的考虑并且dmin=11.96mm，选择轴承代号为6207，所以最后确定d12=d56=35mm。5)选择用d45=38mm处装配大齿轮；用挡油环来承担右侧定位作用。已知b2=50mm，出于对装置的可靠性的考虑，设计带段轴的长度＜b2，所以取l45=48mm。左端打算依靠轴肩来进行定位，根据d45=38mm查表，知h=5mm，所以取d34=48mm为该处轴径。因为要满足轴环的宽度要大于等于1.4h，所以决定取l34=15mm。6)决定用挡油环对左边的轴承进行轴向定位。通过查阅手册得6207型h=1.5mm,因此，取d23=38。7)由于材料的不同以及出于经济原因的考虑，将小齿轮和轴分成两部分进行加工。已知b3=80mm，为了确保挡油环对齿轮定位的可靠性，取l23=78mm。8)取Δ=10mm，Δ2=12.5mm，c=15mm，s=10mm，则ll就这样经过以上计算初步得到了各轴段的直径和长度。表7-2轴的直径和长度轴段12345直径3538483835长度3978154841.5计算高速级大齿轮所受的圆周力F高速级大齿轮所受的径向力F低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）F低速级小齿轮所受的径向力F根据6207深沟球查手册得压力中心a=8.5mm轴承的压力中心与小齿轮中点距离:l小大齿轮中点间的距离:l高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离:l①计算轴的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面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M截面B处的垂直弯矩M分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面B处的合成弯矩M截面C处的合成弯矩M作合成弯矩图（图d）T=作转矩图（图e）图7-4中间轴受力及弯矩图9)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面B左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1抗扭截面系数为W当量应力为σ这样进行的设计计算满足相应的安全系数（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。1.3输出轴设计计算1)对输出轴上P3、n3和T3进行计算P3=1.34kW；n3=99.95r/min；T3=128.03N•m2)初步确定轴的最小直径初步选取轴的材料为45（调质），在经过调制处理后材料的硬度可以达到280HBW。通过查阅表格取A0=110，于是得d考虑到轴的最小直径处要用于装配齿轮，要用到键连接，所以将轴径增大7%d故选取:d12=28mm3)轴的结构设计图图7-5低速轴示意图①取Ⅱ-Ⅲ段的轴径d23=33mm来满足齿轮的轴向定位。已知L=50mm，想要保证挡圈与齿轮的较好的定位关系而不影响到轴，所以Ⅰ-Ⅱ段应小于L，现取l12=48mm。（注：L为齿轮轮毂宽度）4)考虑到轴承会受到沿着轴的直径方向存在的力的作用，决定选用深沟球轴承。综合情况考虑且d23=33mm，选用代号为6207的轴承，故d34=d78=35mm。取挡油环宽度为22.5,则l由于轴承缺少轴向定位，所以决定用挡油环来进行，通过手册上查得它的标准的进行定位的轴肩的高度h=3.5mm，因此，取d67=42mm5)取直径d45=38mm用来配合齿轮；已知b4=75mm，为了确保挡油环对齿轮的定位的可靠性，故取l45=b4-2=73mm。齿轮的右端还缺少轴向的定位，所以决定设计一个轴肩，故取h=4mm，则所设计的轴肩处的直径d56=46mm，取l56=10mm。6)取轴承端盖厚度e=10，端盖垫片厚度Δt=2，为了便于轴承端盖装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为L=δl7)取Δ2=12.5mm，c=15mm，s=10mm，低速齿齿宽差一半为2.5mm,则ll通过进行以上计算可以得到各轴段的直径和长度。表7-3轴的直径和长度轴段1234567直径28333538464235长度486041.5731051.539.5低速级大齿轮所受的圆周力F低速级大齿轮所受的径向力F根据6207深沟球查手册得压力中心a=8.5mmlll①计算轴的支反力低速轴上外传动件压轴力Fq=3784.63N水平支反力FF垂直支反力FF②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩M截面B处的垂直弯矩M截面C