带式输送机二级同轴式减速器设计-(1)(5)

机械设计课程设计—带式输送机同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 结果 20

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设计计算及说明 （6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取??0.6，轴的计算应力 2M2?(?T)2?580856??0.6?422360?ca＝?Mpa?50.70Mpa 3W0.1?502结果 ?ca＝50.70Mpa 安全 已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得[?-1]?70MPa。因此?ca?[?-1]，故安全。 3. 低速轴的设计 (1) 低速轴上的功率、转速和转矩 转速（r/min） 中速轴功率（kw） 转矩T（N?m） 40.96 6.37 1370.92 (2) 作用在轴上的力 已知低速级齿轮的分度圆直径为d?367.24mm，根据式(10-14)，则 2T2?1370.92??7466.07Nd367.24?10?3Ftan?ntg20?Fr?t?7466.07??2791.54N???cos?cos13?3355Fa?Fttan??7466.07?tg20??2717.43N Ft?(3) 初步确定轴的最小直径 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0?112，于是得 dmin?A03(4) 轴的结构设计 1） 拟订轴上零件的装配方案（如图） Ft?7466.07NFr?2791.54NFa?2717.43N P6.37?112?3?60.23mm n40.96dmin?60.23mm Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 21

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设计计算及说明 2） 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，Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径dⅤ-Ⅵ=64mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的长度应比L1略短一些，现取LⅥ-Ⅶ=105mm。 ②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅥ-Ⅶ=65mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为d×D×T=70mm×150mm×38mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=70mm；而LⅠ-Ⅱ=38mm，LⅣ-Ⅴ=38+20=58mm。 左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得dⅡ-Ⅲ=82mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。 ③取安装齿轮出的轴段Ⅲ-Ⅳ的直径dⅢ-Ⅳ=75mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅢ-Ⅳ=98mm。 ④轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取LⅤ-Ⅵ=60mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3） 轴上零件的轴向定位 半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm×11mm×80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mm×12mm×80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角2.0?45?，各圆角半径见图 轴段编号 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 总长度 结果 长度（mm） 直径（mm） 38 10 98 58 60 105 70 82 75 70 68 63 配合说明 与滚动轴承30314配合 轴环 与大齿轮以键联接配合，套筒定位 与滚动轴承30314配合 与端盖配合，做联轴器的轴向定位 与联轴器键联接配合 369mm 22

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设计计算及说明 结果 23

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设计计算及说明 （5） 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a 值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为 L1?L2?67?75?142mm 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以 看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。 载荷 水平面H 垂直面V FNH1?3943.35N FNV1??2039.50N 支反力 F FNH2?3522.72N FNV2?4831.04N M?F?LB截面VNV22 MH?FNH1?L1?264204N?mm 弯矩M ?362325N?mm 22总弯矩 Mmax?MH?MV?2642042?3623252?448423N?mm T?1370920N?mm 扭矩 （6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取??0.6，轴的计 算应力 2M2??(T)2?448423??0.6?1370920?ca＝?Mpa?22.21Mpa W0.1?7532结果 ?ca?22.21Mpa 已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得[?-1]?70MPa。因此?ca故安全。 （7） 精确校核轴的疲劳强度 1） 判断危险截面 截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面ⅤⅥⅦ无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅲ和Ⅳ处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面Ⅲ的应力集中影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面ⅠⅡ显然更不必校核。由《机械设计》第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧。 24

?[?-1]， 安全

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