小型斗式提升机厂家
发布日期：18-07-18 16:08:15 来源：田龙机械
返回列表
．计算单根V带的初拉力的最小值
由课本表8-3查得q=0.1kg/m，单根V带的最小初拉力：
(F0) min=500PCA（2.5/Kα-1）/(ZV Kα)+qV2
=500×9.75×(2.5/0.96-1)/(5×9.42×0.96)+0.1×9.422]N
=163.13N
7．计算压轴力
作用在轴承的最小压力Fp
Fp=2ZF0sinα1/2=2×5×163.13sin166.248/2
=1619.57N
六．齿轮设计
(一)高速级齿轮传动齿轮设计
已知：输入功率PIII =7.2KW,小齿轮的转速n1 =720r/min，传动比为I=3.38，工作寿命8年，每天工作16小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。
1．选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数
1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。
3)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质)，硬度为275HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料相差为30HBS。
4）选用小齿轮齿数为Z1=25，则大齿轮的齿数为Z2=3.38×25=84.5，取Z2 =85。
5）选用螺旋角：初选螺旋角为 =150
2．按齿面接触疲劳强度设计
由d1t≥
确定有关参数如下：
1)传动比i=3.38
实际传动比I0=85/25=3.4, 传动比误差：(i-i0)/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%<2.5% 可用.
齿数比：u=i0=3.4
2)由课本表10-7取φd=1
3)选取载荷系数Kt=1.4
4)由图10-30选取区域系数为ZH =2.425
5）由图10-26，可知 =0.79, =0.88,所以 = + =0.79+0.88=1.67
6)由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/2
7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限 =550MPa
8)计算两齿的循环次数
N1 =60* n1* j* Lh
=60×720×1×(16×300×8)
=1.66×109
N2 = N1/3.4=4.91×108
由图10-19取疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2 =0.94
9）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-12）可知： 1 =KHN1* /S=0.96×600=540MPa
2= KHN2* /S=0.94*550=517MPa
=( 1+ 2)/2
=(540+517)/2MPa
=528.5MPa
(2)计算
1）试计算小齿轮分度圆直径d1t ,由上述公式可得
d1t>=54mm
2)计算圆周速度
V=（π×ddt×N0）/（60×1000）=2.04m/s
3)计算齿宽系数b以及模数mnt
b=φd×d1t=1×54=54mm
mnt=(d1t*cos150)/ Z1=2.09
h=2.25×mnt=4.69mm
b/h=11.5
4）计算纵向重合度
=0.318 *φd* Z1 *tan
=0.318*tan150×25×1
=2.13
5)计算载荷系数K
使用系数KA=1.25 ,根据V=2.04m/s,7级精度，KV=1.09
由表10-4查得KH =1.419由表10-13查得KF =1.32
由表10-3查得KH =KH =1.1
K=KAKVKH KH =1.25*1.09*1.419*1.1=2.13
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由
d1=d1t（K/Kt）1/3得
d1=54×（2.13/1.4）1/3=62.11mm
7)计算模数mn
mn= d1*cos / z1 =2.4
3.按齿根弯曲强度设计
mn >=
(1) 确定参数
1） 计算载荷系数
K= KAKVKF KF =1.25*1.09*1.1*1.32=1.98
2)根据纵向重合度 ，由图10-28查得螺旋角影响系数Y =0.88
3)计算当量齿数
ZV1=Z1/(cos )3=27.74
ZV2=Z2/(cos )3=94.32
4)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=25,Z2=85由表6-9相得
YFa1=2.56 YSa1=1.607
YFa2=2.19 YSa2=1.78
5)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度
σFE1 =520MPa,大齿轮的弯曲强度极限σFE2 =480MPa
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.88，KFN2 =0.91
6)计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数S=1.5
[σF]1= KFN1σFE1/S=0.88*520/1.5=293.33
[σF]2= KFN2σFE2/S=0.91*480/1.5=291.2
8)计算大小齿轮的YFaYSa/σF并加以比较
YFa1YSa1/σF=2.56*1.607/293.33=0.0014025
YFaYSa/σF=2.19*1.78/291.2=0.013387
小齿轮的数值大
（2）设计计算
mn>
对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn，取mn=2mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.1mm来计算应有的齿数，于是
Z1=d1× cos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取Z1=30
Z2=i*Z1=3.4*30=102,为了与小齿互质，取Z2=101
4．几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=(Z1+Z2)* mn/(2*cos )
=(30+101)*2/(2*cos150)
=135.62mm
将其圆整为a=136mm
(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos[(Z1+Z2)* mn/(2*a)]
=arccos[(30+101)*2/(2*136)]
= 15.5850
由于改变不多，故参数等不必修正。
（3）计算大小齿轮分度圆直径
d1=Z1*mn/cos =30*2/cos150=62.12mm
d2 = Z2* mn/cos =101*2/cos 150 =209.12mm
(4)计算齿轮宽度
B=φd×d1 =1*62.12=62.12mm
经圆整后，取B1=70mm,B2=65mm
二．低速级齿轮传动齿轮设计
已知：输入功率PII =6.91KW,小齿轮的转速n1 =213r/min，传动比为I=3.38，工作寿命8年，每天工作16小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。
1．选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数
1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。
3)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质)，硬度为275HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料相差为30HBS。
4）选用小齿轮齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为
Z2=3×24=72。
2．按齿面接触疲劳强度设计
由d1t≥ 2.32
确定有关参数如下：
1)传动比i=3
2)由课本表10-7取φd=0.8
3)选取载荷系数Kt=1.3
4)由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/2
5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =580MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限 =500MPa
6)计算两齿的循环次数
N3 =60* n2* j* Lh
=60×213×1×(16×300×8)
=5.53×108
N4= N3/3=2.31×106
由图10-19取疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN3 =0.98
7）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-12）可知： 3=KHN3* /S=0.95×580=551MPa
3= KHN4* /S=0.98*500=490MPa
=( 1+ 2)/2
=(540+517)/2MPa=528.5MPa
(2)计算
1）试计算小齿轮分度圆直径d1t ,由上述公式可得
d3t>=107.945mm
2)计算圆周速度
V=（π×d3t×N0）/（60×1000）=1.2m/s
3)计算齿宽系数b以及模数mnt
b=φd×d1t=0.8×107.94=86.35mm
mt=d3t/ Z1=107.94/24=4.4975
h=2.25×mt=10.119mm
b/h=8.534
4)计算载荷系数K
使用系数KA=1.25 ,根据V=1.2m/s,7级精度，KV=1.06
由表10-4查得KH =1.301由表10-13查得KF =1.26
由表10-3查得KH =KH =1
K=KAKVKH KH =1.25*1.06*1.301*1=1.724
5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由
d3=d3t（K/Kt）1/3得
d1=107.945×（1.724/1.3）1/3=118.59mm
6)计算模数mn
mt= d3/ z3 =4.94
3.按齿根弯曲强度设计
mt>=
(1)确定参数
1） 计算载荷系数
K= KAKVKF KF =1.25*1.06*1*1.26=1.67
2)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z3=24,Z4=72由表6-9相得
YFa3=2.65 YSa3=1.58
YFa4=2.236 YSa4=1.734
3)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度
σFE3 =450MPa,大齿轮的弯曲强度极限σFE4 =410MPa
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3 =0.93，KFN4 =0.97
4)计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF]3= KFN1σFE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPa
[σF]4= KFN2σFE2/S=0.97*410/1.5=284.07 MPa
5)计算大小齿轮的YFaYSa/σF并加以比较
YFa3YSa3/σF3=2.65*1.58/298.73=0.01401
YFa4YSa4/σF4=2.236*1.754/284.07=0.01381
（2）设计计算
m>= =3.157
对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m，取mn=4mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=118.59mm来计算应有的齿数，于是
Z3=d3/m=118.59/4=30
Z4=i*Z3=90
4．几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=(Z3+Z4)*m /2=(30+90)*4/2=240mm
（2）计算大小齿轮分度圆直径
d3=Z3*m=30*4 =120mm
d4 = Z4* m=90*4 =360mm
(3)计算齿轮宽度
B=φd×d3=0.8*120=100mm
经圆整后，取B4=96mm,B3=100mm
5．大带轮结构设计如下图所示：
七、轴的设计
I轴的设计
已知：PI=7.2KW，nII=720r/min, TI =95.5 N•m,
B=70mm
1. 求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮直径为d =62.12mm,
Ft=2* TI/d
=2*95.5*1000/62.12mm
=3074.69N
Fr=Ft×tan =3074.69*tan200=1158.57N
2. 初选轴的最小直径
先按式d>=A。 ，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3，取A。=125，于是得
（dmin）‘=125* =26.93mm
因为中间轴上开有键槽，所以应增大7%，所以
dmin =（dmin）‘（1+7%）=28.32mm
轴上的最小直径显然出现在轴承上。
3．轴的结构设计
（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径
1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=28.32mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承7207AC轴承，其尺寸是d×D×B=35×72×117, 所以dI-II=35mm
即dI-II=dⅤ-Ⅵ=35mm
2）I-II段左端要有一轴肩，故取dII-III=32mm，右端用轴承档圈定位，搂轴端直径取档圈直径D=35mm，由于皮带与轴的配合长度为56mm，为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上，故取LI-II=54mm。
3）II-III段的轴头部分LII-III=50mm
III-Ⅳ段部分LIII-Ⅳ=35mm
Ⅳ-Ⅴ段部分LⅣ-Ⅴ=41mm
Ⅴ-Ⅵ段部分LⅤ-Ⅵ=41mm
4）取两齿轮齿面距箱体内壁a1=15mm,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=8mm,倒角R=2mm
5）轴上零件的周向定位
齿轮与轴之间用平键连接。
齿轮与轴之间的键选取b×h=8mm×7mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
6）确定轴上圆角和倒角的尺寸
参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。
4．求轴上载荷
载荷 水平面 垂直面
支反力F（N） Fax =1634 Fay =866.43
Fbx =3175.2 Fby =-144.65
Fp=1734.5
弯矩M（N•mm） MH1 =95589.05 MV1 =50686.16
MH2 =154370.5 MV1 =-25097.07
总弯矩（N•mm） M1 =108195.9 M2 =98828.98
扭矩 TII =95500 N•mm
5.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力：
σca=
=
=38.4MPa
由课本表8-3查得q=0.1kg/m，单根V带的最小初拉力：
(F0) min=500PCA（2.5/Kα-1）/(ZV Kα)+qV2
=500×9.75×(2.5/0.96-1)/(5×9.42×0.96)+0.1×9.422]N
=163.13N
7．计算压轴力
作用在轴承的最小压力Fp
Fp=2ZF0sinα1/2=2×5×163.13sin166.248/2
=1619.57N
六．齿轮设计
(一)高速级齿轮传动齿轮设计
已知：输入功率PIII =7.2KW,小齿轮的转速n1 =720r/min，传动比为I=3.38，工作寿命8年，每天工作16小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。
1．选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数
1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。
3)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质)，硬度为275HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料相差为30HBS。
4）选用小齿轮齿数为Z1=25，则大齿轮的齿数为Z2=3.38×25=84.5，取Z2 =85。
5）选用螺旋角：初选螺旋角为 =150
2．按齿面接触疲劳强度设计
由d1t≥
确定有关参数如下：
1)传动比i=3.38
实际传动比I0=85/25=3.4, 传动比误差：(i-i0)/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%<2.5% 可用.
齿数比：u=i0=3.4
2)由课本表10-7取φd=1
3)选取载荷系数Kt=1.4
4)由图10-30选取区域系数为ZH =2.425
5）由图10-26，可知 =0.79, =0.88,所以 = + =0.79+0.88=1.67
6)由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/2
7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限 =550MPa
8)计算两齿的循环次数
N1 =60* n1* j* Lh
=60×720×1×(16×300×8)
=1.66×109
N2 = N1/3.4=4.91×108
由图10-19取疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2 =0.94
9）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-12）可知： 1 =KHN1* /S=0.96×600=540MPa
2= KHN2* /S=0.94*550=517MPa
=( 1+ 2)/2
=(540+517)/2MPa
=528.5MPa
(2)计算
1）试计算小齿轮分度圆直径d1t ,由上述公式可得
d1t>=54mm
2)计算圆周速度
V=（π×ddt×N0）/（60×1000）=2.04m/s
3)计算齿宽系数b以及模数mnt
b=φd×d1t=1×54=54mm
mnt=(d1t*cos150)/ Z1=2.09
h=2.25×mnt=4.69mm
b/h=11.5
4）计算纵向重合度
=0.318 *φd* Z1 *tan
=0.318*tan150×25×1
=2.13
5)计算载荷系数K
使用系数KA=1.25 ,根据V=2.04m/s,7级精度，KV=1.09
由表10-4查得KH =1.419由表10-13查得KF =1.32
由表10-3查得KH =KH =1.1
K=KAKVKH KH =1.25*1.09*1.419*1.1=2.13
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由
d1=d1t（K/Kt）1/3得
d1=54×（2.13/1.4）1/3=62.11mm
7)计算模数mn
mn= d1*cos / z1 =2.4
3.按齿根弯曲强度设计
mn >=
(1) 确定参数
1） 计算载荷系数
K= KAKVKF KF =1.25*1.09*1.1*1.32=1.98
2)根据纵向重合度 ，由图10-28查得螺旋角影响系数Y =0.88
3)计算当量齿数
ZV1=Z1/(cos )3=27.74
ZV2=Z2/(cos )3=94.32
4)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=25,Z2=85由表6-9相得
YFa1=2.56 YSa1=1.607
YFa2=2.19 YSa2=1.78
5)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度
σFE1 =520MPa,大齿轮的弯曲强度极限σFE2 =480MPa
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.88，KFN2 =0.91
6)计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数S=1.5
[σF]1= KFN1σFE1/S=0.88*520/1.5=293.33
[σF]2= KFN2σFE2/S=0.91*480/1.5=291.2
8)计算大小齿轮的YFaYSa/σF并加以比较
YFa1YSa1/σF=2.56*1.607/293.33=0.0014025
YFaYSa/σF=2.19*1.78/291.2=0.013387
小齿轮的数值大
（2）设计计算
mn>
对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn，取mn=2mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.1mm来计算应有的齿数，于是
Z1=d1× cos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取Z1=30
Z2=i*Z1=3.4*30=102,为了与小齿互质，取Z2=101
4．几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=(Z1+Z2)* mn/(2*cos )
=(30+101)*2/(2*cos150)
=135.62mm
将其圆整为a=136mm
(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos[(Z1+Z2)* mn/(2*a)]
=arccos[(30+101)*2/(2*136)]
= 15.5850
由于改变不多，故参数等不必修正。
（3）计算大小齿轮分度圆直径
d1=Z1*mn/cos =30*2/cos150=62.12mm
d2 = Z2* mn/cos =101*2/cos 150 =209.12mm
(4)计算齿轮宽度
B=φd×d1 =1*62.12=62.12mm
经圆整后，取B1=70mm,B2=65mm
二．低速级齿轮传动齿轮设计
已知：输入功率PII =6.91KW,小齿轮的转速n1 =213r/min，传动比为I=3.38，工作寿命8年，每天工作16小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。
1．选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数
1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。
3)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质)，硬度为275HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料相差为30HBS。
4）选用小齿轮齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为
Z2=3×24=72。
2．按齿面接触疲劳强度设计
由d1t≥ 2.32
确定有关参数如下：
1)传动比i=3
2)由课本表10-7取φd=0.8
3)选取载荷系数Kt=1.3
4)由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/2
5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =580MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限 =500MPa
6)计算两齿的循环次数
N3 =60* n2* j* Lh
=60×213×1×(16×300×8)
=5.53×108
N4= N3/3=2.31×106
由图10-19取疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN3 =0.98
7）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-12）可知： 3=KHN3* /S=0.95×580=551MPa
3= KHN4* /S=0.98*500=490MPa
=( 1+ 2)/2
=(540+517)/2MPa=528.5MPa
(2)计算
1）试计算小齿轮分度圆直径d1t ,由上述公式可得
d3t>=107.945mm
2)计算圆周速度
V=（π×d3t×N0）/（60×1000）=1.2m/s
3)计算齿宽系数b以及模数mnt
b=φd×d1t=0.8×107.94=86.35mm
mt=d3t/ Z1=107.94/24=4.4975
h=2.25×mt=10.119mm
b/h=8.534
4)计算载荷系数K
使用系数KA=1.25 ,根据V=1.2m/s,7级精度，KV=1.06
由表10-4查得KH =1.301由表10-13查得KF =1.26
由表10-3查得KH =KH =1
K=KAKVKH KH =1.25*1.06*1.301*1=1.724
5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由
d3=d3t（K/Kt）1/3得
d1=107.945×（1.724/1.3）1/3=118.59mm
6)计算模数mn
mt= d3/ z3 =4.94
3.按齿根弯曲强度设计
mt>=
(1)确定参数
1） 计算载荷系数
K= KAKVKF KF =1.25*1.06*1*1.26=1.67
2)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z3=24,Z4=72由表6-9相得
YFa3=2.65 YSa3=1.58
YFa4=2.236 YSa4=1.734
3)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度
σFE3 =450MPa,大齿轮的弯曲强度极限σFE4 =410MPa
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3 =0.93，KFN4 =0.97
4)计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF]3= KFN1σFE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPa
[σF]4= KFN2σFE2/S=0.97*410/1.5=284.07 MPa
5)计算大小齿轮的YFaYSa/σF并加以比较
YFa3YSa3/σF3=2.65*1.58/298.73=0.01401
YFa4YSa4/σF4=2.236*1.754/284.07=0.01381
（2）设计计算
m>= =3.157
对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m，取mn=4mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=118.59mm来计算应有的齿数，于是
Z3=d3/m=118.59/4=30
Z4=i*Z3=90
4．几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=(Z3+Z4)*m /2=(30+90)*4/2=240mm
（2）计算大小齿轮分度圆直径
d3=Z3*m=30*4 =120mm
d4 = Z4* m=90*4 =360mm
(3)计算齿轮宽度
B=φd×d3=0.8*120=100mm
经圆整后，取B4=96mm,B3=100mm
5．大带轮结构设计如下图所示：
七、轴的设计
I轴的设计
已知：PI=7.2KW，nII=720r/min, TI =95.5 N•m,
B=70mm
1. 求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮直径为d =62.12mm,
Ft=2* TI/d
=2*95.5*1000/62.12mm
=3074.69N
Fr=Ft×tan =3074.69*tan200=1158.57N
2. 初选轴的最小直径
先按式d>=A。 ，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3，取A。=125，于是得
（dmin）‘=125* =26.93mm
因为中间轴上开有键槽，所以应增大7%，所以
dmin =（dmin）‘（1+7%）=28.32mm
轴上的最小直径显然出现在轴承上。
3．轴的结构设计
（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径
1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=28.32mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承7207AC轴承，其尺寸是d×D×B=35×72×117, 所以dI-II=35mm
即dI-II=dⅤ-Ⅵ=35mm
2）I-II段左端要有一轴肩，故取dII-III=32mm，右端用轴承档圈定位，搂轴端直径取档圈直径D=35mm，由于皮带与轴的配合长度为56mm，为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上，故取LI-II=54mm。
3）II-III段的轴头部分LII-III=50mm
III-Ⅳ段部分LIII-Ⅳ=35mm
Ⅳ-Ⅴ段部分LⅣ-Ⅴ=41mm
Ⅴ-Ⅵ段部分LⅤ-Ⅵ=41mm
4）取两齿轮齿面距箱体内壁a1=15mm,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=8mm,倒角R=2mm
5）轴上零件的周向定位
齿轮与轴之间用平键连接。
齿轮与轴之间的键选取b×h=8mm×7mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
6）确定轴上圆角和倒角的尺寸
参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。
4．求轴上载荷
载荷 水平面 垂直面
支反力F（N） Fax =1634 Fay =866.43
Fbx =3175.2 Fby =-144.65
Fp=1734.5
弯矩M（N•mm） MH1 =95589.05 MV1 =50686.16
MH2 =154370.5 MV1 =-25097.07
总弯矩（N•mm） M1 =108195.9 M2 =98828.98
扭矩 TII =95500 N•mm
5.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力：
σca=
=
=38.4MPa
咨询热线
关于我们
联系我们
13503333314 