轴的设计及滚动轴承及联轴器的选用

Ft1 4909.92 = = = 2454.96 N 2 2
Fr1 ⋅ 69 − FVB ⋅138 + FQ ⋅ 211.5 = 0 1532.29 × 69 + 1720.23 × 211.5 FVB = = 3403.4 N 138 FVA = FVB − Fr1 − FQ = 150.88 N
4、轴的结构设计： 、轴的结构设计： 根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求， 根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步 确定出轴的结构， 确定出轴的结构，如图
d 2 = 35mm b1 = 85mm l 5 = 53mm 定位轴肩的高度h一般取为 一般取为h=(0.07~0.1)d，d为与零件相 定位轴肩的高度 一般取为 ， 为与零件相 配处的轴径尺寸。注意:滚动轴承的定位轴肩高度必须低于 配处的轴径尺寸。注意 滚动轴承的定位轴肩高度必须低于 轴承内圈端面的高度， 轴承内圈端面的高度，其轴肩高度可查手册中轴承的安装尺 寸。
7、画轴的弯矩图和转矩图：单位： N·mm 、画轴的弯矩图和转矩图：单位：
8、计算当量弯矩： 、计算当量弯矩： 因减速器单向运转，可认为转矩脉动循环变化， 因减速器单向运转，可认为转矩脉动循环变化，取系数 α = 0.6 当量弯矩： 当量弯矩： M
eC
= M 2 + (α T )
2
M eC 147597.9 147597.9 = = = 34.43MPa < [σ −1b ] 9、校核强度 σ e = 、 3 3 W 0.1d B 0.1× 40 M eC 184943.8 184943.8 σe = = = = 7.58MPa < [σ −1b ] 3 3 W 0.1d 0.1× 62.5
2 2 FrA = FHA + FVA = 1984.282 + 722.222 = 2111.63 N 2 2 FrB = FHB + FVB = 1984.282 + 722.222 = 2111.63 N
P = f p FrB = 1.2 × 2111.63 = 2533.96 N < Cr
3、轴承寿命计算： 、轴承寿命计算：
T2 644890 F = = 3968.55 N 圆周力： 圆周力：t 2 = d 2 / 2 162.5
o 径向力： 径向力：Fr 2 = Ft 2 ⋅ tan α = 3968.55 ⋅ tan 20 = 1444.43 N
受力图见下图： 受力图见下图：
6、计算支承反力： 、计算支承反力： 在水平面内： 在水平面内：支点反力 FHA = FHB 在垂直面内： 在垂直面内：支点反力 F = F = Fr 2 = 1444.43 = 722.22 N VA VB
3 3
10 Cr 10 81800 Lh = = = 11494290.2h 60n P 60 × 56.29 2111.63
6 6
比较此寿命与工作时间看是否合适。 比较此寿命与工作时间看是否合适。
带式运输机传动示意图
3
3
Cr = 81.8kN
2、计算当量动载荷： 、计算当量动载荷： 齿轮为圆柱齿轮，轴承不受轴向力。 齿轮为圆柱齿轮，轴承不受轴向力。所以当量动载荷
P = f p Fr
因为工作时比较平稳，取 因为工作时比较平稳，
f p = 1.2
轴承A和轴承 所受的径向力分别 轴承 和轴承B所受的径向力分别： 和轴承 所受的径向力分别：
d ≥C3 nII = (107 ~ 118) 56.29 = 43.87 48.3 ％～ ％，取为 ％～15％， 考虑到键槽对轴的削弱，将直径增大10％～ ％，取为 48.3~55.6mm。II轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径， 轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径， 。 轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应， 为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故需先选取联轴 器的型号。 器的型号。
5、计算齿轮受力： 、计算齿轮受力：
T1 131560 F = = 4209.92 N 圆周力： 圆周力： t1 = d1 / 2 31.25
o 径向力： 径向力：Fr1 = Ft1 ⋅ tan α = 4209.92 ⋅ tan 20 = 1532.29 N
受力图见下图： 受力图见下图：
6、计算支承反力： 、计算支承反力： 在水平面内： 在水平面内：支点反力 FHA = FHB 在垂直面内： 在垂直面内：支点反力
强度足够
二、II轴的设计 轴的设计 1、选择轴的材料，确定许用应力 、选择轴的材料， 因为减速器传递的功率属于中小功率， 因为减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要 故选用45号钢 调质处理。由表14.1查得 σ B = 650MPa 号钢， 求，故选用 号钢，调质处理。由表 查得 由表14.3查得许用弯曲应力 [σ −1b ] = 60MPa 由表 查得许用弯曲应力 2、按扭转强度估算轴的直径 、 由表14.2查得 ＝118～107，则由式（14－2）得传动轴的最小 查得C＝ ～ 由表 查得 ，则由式（ － ） 直径为 PII 3.87 3
Cr = 40.8kN
2、计算当量动载荷： 、计算当量动载荷： 齿轮为圆柱齿轮，轴承不受轴向力。 齿轮为圆柱齿轮，轴承不受轴向力。所以当量动载荷
P = f p Fr
因为工作时比较平稳， 因为工作时比较平稳，取 f p = 1.2 轴承A和轴承 所受的径向力分别： 轴承 和轴承B所受的径向力分别： 和轴承 所受的径向力分别
联轴器的计算转矩
Tca = KT2' =1.4×638.44 = 894N ⋅ m 由 15.1得 K =1.4 表 ：
按照计算转矩应小于公称转矩的条件，查机械设计手册， 按照计算转矩应小于公称转矩的条件，查机械设计手册， 选用GYH67型凸缘联轴器，其公称转矩为 型凸缘联轴器， 选用 型凸缘联轴器 其公称转矩为900N.m。半联 。 孔径为50mm，则取 轴最小直径为：d=50mm。 轴最小直径为： 轴器的 孔径为 ，则取II轴最小直径为 。
Ft 2 3968.55 = = = 1984.28 N 2 2
2
2
7、画轴的弯矩图和转矩图：单位： N·mm 、画轴的弯矩图和转矩图：单位：
8、计算当量弯矩： 、计算当量弯矩： 因减速器单向运转，可认为转矩脉动循环变化， 因减速器单向运转，可认为转矩脉动循环变化，取系数 α = 0.6 当量弯矩： 当量弯矩： M = M 2 + (α T )2 eC
d ≥C3 PI 4.032 = (107 ~ 118) 3 = 25.7 nI 292.69 28.3(mm)
轴的设计
键槽布置在同一母线上，以方便加工。考虑到键槽对轴的削弱， 键槽布置在同一母线上，以方便加工。考虑到键槽对轴的削弱， 单键（同一截面）增大3-5%，双键增大 单键（同一截面）增大 ，双键增大7-10% 考虑到键槽对轴的削弱，将直径增大 ％～ ％，取为 ％～7％， 考虑到键槽对轴的削弱，将直径增大5％～ ％，取为 27.0~30.3mm。I轴最小直径是安装大带轮处的直径。由设计 轴最小直径是安装大带轮处的直径。 。 轴最小直径是安装大带轮处的直径 手册取d=30mm。 手册取 。 B D d 3、初选深沟球轴承：6308， = 40， = 90 ， = 23 da = 49 、初选深沟球轴承： ， ， 齿轮在箱体内非对称布置时，尽可能将齿轮置于远离轴转矩 输入（输出）端
B d 3、初选深沟球轴承：6312， = 60 ， 130 ， = 31 ，a = 72 、初选深沟球轴承： ， d D=
4、轴的结构设计： 、轴的结构设计： 根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求， 根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步 确定出轴的结构， 确定出轴的结构，如图
5、计算齿轮受力： 、计算齿轮受力：
9、校核强度 、
M eC 416119.42 416119.42 σe = = = = 19.26MPa < [σ −1b ] 3 3 W 0.1d 0.1× 60
强度足够
8、轴承的校核 、
轴轴承的校核： 一、I轴轴承的校核： 轴轴承的校核 1、初选轴承型号为6308，其主要参数：基本额定动载荷 、初选轴承型号为 ，其主要参数：
3、轴承寿命计算： 、轴承寿命计算：
106 Cr 106 40800 Lh = = = 16318.3h 60n P 60 × 292.69 5035.7
比较此寿命与工作时间看是否合适。 比较此寿命与工作时间看是否合适。 二、II轴轴承的校核： 轴轴承的校核： 轴轴承的校核 1、初选轴承型号为6312，其主要参数：基本额定动载荷 、初选轴承型号为 ，其主要参数：
轴的设计
一、I轴的设计 轴的设计 1、选择轴的材料，确定许用应力 、选择轴的材料， 因为减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要 因为减速器传递的功率属于中小功率， 故选用45号钢 调质处理。由表14.1查得σ B = 650MPa 号钢， 求，故选用 号钢，调质处理。由表 查得 由表14.3查得许用弯曲应力 [σ −1b ] = 60MPa 由表 查得许用弯曲应力 2、按扭转强度估算轴的直径 由表14.2查得 ＝118～107，则由式（14－2）得传动轴的最小 查得C＝ ～ 由表 查得 ，则由式（ － ） 直径为
2 2 FrA = FHA + FVA = 2454.96 2 + 150.882 = 2459.6 N 2 2 FrB = FHB + FVB = 2454.962 + 3403.42 = 4196.42 N
只需校核轴承B即可： 只需校核轴承 即可： 即可
P = f p FrB = 1.2 × 4196.42 = 5035.7 N < Cr