TDTG50×28提升机头轮主轴校核

1
23
4
ϕ55 ϕ60
ϕ65 ϕ70
ϕ60 ϕ55
1.主轴；2.锥套；3.支撑板；4.头轮筒（ϕ500）
图 1 头轮结构示意图
3.主轴承受的压力，主要为头轮筒、支撑板、锥 套、棉籽、畚斗、皮带等构成的合力 F。经计算，头轮 筒重20 kg，支撑板及锥套重34 kg，皮带重133.6 kg，畚 斗合计 102.5 kg，棉籽重量 185.5 kg，合计约 475.6 kg， 另畚斗螺栓等若干。取总重500 kg，即F=mg=5 000 N （本文取重力加速度 g=10 m/s2）
轴承受弯扭合成作用力，采用第三强度理论进行校
核 建 立 坐 标 系 ，以 A 点 为 原 点（0，0），则 B 点 为
（150，0），C 点为（345，0），D 点为（510，0），另两处危
险截面，左侧轴台阶处 E（46，0），右侧轴台阶处
F（464，0）
1.先求 FA、FB、FC、FD，针对 A 和 D 点，弯矩平衡 150 FB+345 FC=510 FD 165 FC+360 FB=510 FA FB=FC FB+FC=F 得 ：FA=2 573.5 N，FB=2 500 N，FC=2 500 N，FD=
轴径 d=φ60 mm；
右侧轴台阶处F（464，0），弯矩MF=111 619 N·mm，
轴径 d=φ60 mm；
扭矩可近似于减速机输出扭矩，T=1 842.13N·m=
1 842 130 N·mm。
3.主轴承受弯扭合成应力，根据第三强度理论
校核轴的强度
槡
即
槡( ) ( ) 槡
槡


经分析，虽然键槽、轴肩等引起的应力集中将削
弱轴的疲劳强度，但因为轴的最小直径是按照弯扭
强度较为宽裕确定的，所以截面 A、D、F 处均无需校
核。截面 B、C 两处应力较大，但应力集中不大（键槽
及过盈配合引起的应力集中均在锥套两端），且此处
轴的直径最大，故截面 B、C 两截面也不需要校核。
研究与探讨
TDTG50×28 提升机头轮主轴校核
■ 张治卫 赵杜超
〔山东天鹅棉业机械股份有限公司，山东 济南 250032〕
斗式提升机是一种固定装置的机械输送设备，
主要用于颗粒状及小块物料的连续垂直提升，可广
泛应用于各种规模的饲料厂、面粉厂、米厂及粮库、
港口码头等散装物料的提升。
在棉花加工厂，棉籽的提升也是必不可少的一
在截面 E 处（46，0），即台阶处，弯矩、扭矩均较
大，且轴肩影响疲劳强度，故截面 E 处为疲劳危险截
面，需校核。
在截面 G 处（106，0），即锥套左侧面，弯矩、扭矩
均较大，且过盈配合配合影响疲劳强度，故截面 G 处
为疲劳危险截面，需校核。
2.在 E（46，0）处
个环节，其中就会用到斗式提升机。斗式提升机的质
量好坏及使用寿命直接影响生产环节的正常运转。
为此，斗式提升机整体及部件的设计、制造也很重要。
笔者针对斗式提升机应用于棉花加工厂情况
下，其关键零部件头轮主轴的设计尺寸是否合格进
行校核。
一、产品分析及建模
1.选取 TDTG50×28 提升机，高度约 29 m，头尾

[σ-1] —— 对 称 循 环 变 应 力 时 轴 的 许 用 弯 曲 应 力。45#钢在毛坯直径小于 200 mm 时，经调质处理 的条件下，取[σ-1]=60 MPa。
将数值代入公式，得： σC =43.62 MPa﹤60 MPa，符合材料使用要求； σE =52.45 MPa﹤60 MPa，符合材料使用要求； σF=52.41 MPa﹤60 MPa，符合材料使用要求。 三、校核轴的疲劳强度
2 426.5 N
2.∑MA=0，于主轴中心处任取一点 P（x，0）则
2018 年 中国棉花加工 第 2 期
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研究与探讨
M（x）=x FA
（0≤x＜150 mm）
M（x）=x FA- F（B x-150）
（150 mm≤x＜345 mm）
M（x）=x FA-F（B x-150）-F（C x-345） （345 mm≤x＜510 mm）
轮中心距 28 m，采用皮带传动；畚斗型号为 DQ2816，
采用高密度聚乙烯材料，材料密度取 0.95 g/mm3，间
距 280 mm；采用 BWD5-17-18.5 摆线针轮减速机， 通过联轴器连接主轴，额定输出转速 n=88 r/min，额 定输出转矩 T=1 842.13 N·m；
2.头轮结构如图 1 所示。
1.轴采用 45#，调质处理。则查手册得知，弯曲疲 劳极限σ-1=275 MPa，抗拉疲劳极限σB=640 MPa，剪 切疲劳极限τ-1=155 MPa，屈服疲劳极限σS=355 MPa。 其中：σa—弯曲应力幅
σm—平均弯曲应力，当对称循环应力时σm=0， 当脉动循环应力时σm=σa=σ0/2
τa—扭转切应力幅 τm—平均扭转切应力，脉动循环应力时τm=τa=τ0/2 疲劳强度计算公式：
计算并画弯矩图、扭矩图，如图 3 所示。
FB
FC
FA
FD
A
D
B. 386029N·mm C. 400367N·mm
T. 1842130N·mm
图 3 轴的载荷分布图
危险截面为三处：
计算 C 点（345，0）处，弯矩 Mc=400 367 N·mm，
轴径 d=φ65 mm；
左侧轴台阶处E（46，0），弯矩ME=118 381 N·mm，
二、主轴受力分析、计算
主轴受力情况如图 2 所示。
150 FB 195 FC 165
T
A（0，0）
B（150，0） C（345，0）
D（510，0）
FA
FD
图 2 主轴受力分析示意图
A、D 分别为轴承处对主轴的支反力 FA、FD，垂 直向上；B、C 处为主轴承受的压力 FB、FC，垂直向下 主轴左端采用联轴器与减速机相连，承受扭矩 T 主












弯矩产生的弯曲应力σ可视为对称循环变应
力，减速机输出所产生的扭矩产生的扭转0.6，
式中：σca——轴的计算应力，MPa M——轴所受的弯矩，N·mm
T——轴所受的扭矩，N·mm W——轴的抗弯截面系数，mm3，实心圆轴 W=