轴的设计与校核.docx

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1、3.6轴的设计与校核1）初步计算轴的直径参照文献[3]中关于轴的设计部分，根据轴的承载情况，选择扭转强度计算法来计算轴的直径。（3-4）式中A——系数，此处取120，P——电动机功率，Kwn——轴的转速，r/min,将相关数据代入式3-4可得（3-5）因为轴端装联轴器需要开键槽，会削弱轴的强度，而且考虑到轴承受较大的竖直载荷增加10%~20%，取轴的直径为70mm。2）各轴段直径的确定如图3-1所示，各轴段直径的确定如图3-1所示，轴段①与减速机空心输出轴套装配，并且在接近轴段②处装有毛毡弥封圈，故直径=60mm。轴段②和轴段⑧上安装轴承，现暂取轴承型号为2215，其内

2、径d=75mm，外径D=130mm，宽度B=31mm，故轴段②的直径==75mm。轴段③和轴段⑦的直径为轴承的安装尺寸，查有关手册，取==85mm。轴段④和轴段⑥上安装驱动链轮，考虑到轴段④与轴段⑥中间的截面承受的弯矩最大，故在直径上有所增加，现暂定==90mm。轴段⑤考虑滚筒便于安装拆卸，直径略比轴段④和轴段⑥的直径小，取=100mm。图3-1驱动轴示意图3）各轴段长度的确定轴段①与减速机空心输出轴套装配，其长度主要决定于减速机和头部壳体之间的安装尺寸，同时还要保证与减速机相配合的部分有足够的长度，从手册中查知减速机的相关安装尺寸要求，现暂取=140mm。轴段②与轴段

3、⑧上安装轴承，其长度决定于轴承的安装尺寸，故取==110mm。轴段③和轴段⑦的长度主要根据两轴承之间的距离和滚筒在轴向上的安装尺寸来定。考虑到其轴向上密封板、壳体法兰和轴承座等占据的位置，暂取两轴承轴向上的中心距离为590mm，则可以暂取==155mm。轴段④、⑤、⑥的长度要和驱动链轮一并设计，现暂定==120mm，=40，驱动轴总长为950mm。4)轴上零件的固定考虑到轴段①、④、⑥处键传递较大的转矩，故轴段①与联轴器的配合选用k6；轴段④、⑥与驱动链轮的配合选用r6；轴段②、⑧与轴承内圈的配合选用r6。与减速机和驱动链轮的联结均采用A型普通平键，分别为键20×125

4、GB/T1095-79及键28×110GB/T1095-79。5)轴上倒角及圆角轴端倒角2×45°，安装链轮的轴段倒角为2.5×45°，倒圆角为R1.6mm，为方便加工，其它轴肩圆角半径均取为0.6mm。（2）按弯扭合成强度条件计算（估算轴危险截面的直径）将轴的关键部分看成两端铰支的梁，则轴上的受力情况和弯矩如图所示：图3-3轴的受力简图图中轴粗略长度由提升机约束尺寸得来。其中为轴与单个头轮作用处所受径向力，为单侧轴承所受径向力。即有：NN依弯矩图所示，轴中部所受弯矩最大，其值：3-17轴受到的扭矩为：3-18式中D——链轮节圆直径，mm——链轮牵引力，NN则依：N根据

5、公式：轴的弯扭合成条件为：3-19式中——轴的计算应力，；M——轴所受的弯矩，N·mm；T——轴所受的扭矩，N·mm；[]——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，查《机械设计》表15-1，取[]=60；W——轴的抗弯截面系数，mm，；——折合系数，当扭转切应力为脉动循环变应力时，取。取危险截面的直径为110mm代入（3-19）得：MPa故安全。考虑轴与驱动轮之间需要使用帐套连接，故轴径的取值还需考虑帐套的配用，这里选取与之配用的帐套内径120mm，即轴最终的工作直径为120mm。