【正文】 7 破殼 軸 軸承的校核 計算軸承受到的徑向載荷 （ 1）查機械設計手冊可知， 7206AC 的， 16800rCN? ， 0 12200rCN? 25 前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為： NFNH ? ， NFNV ? ， NFNH ? ， NFNV ? ； （ 2）軸承壽命的計算 ， 軸承采用正裝其軸承的支反力 221 1 1( ) ( ) 2 7 7r NV NHF F F N? ? ? （ 71） 222 2 2( ) ( ) 7 2 9r NV NHF F F N? ? ? （ 72） 計算軸承軸向力 初 選 軸 承 型 號 7206AC ， 查 表 得 e ? ? 0Y ? ， ? ?r KNC ? ? ? KN? ， 11 2 277 8 6 .6 ( )2 1 .6rs Y NFF ? ? ?? （ 73）22 2 729 2 7 8 ( )2 1 .6rs Y NFF ? ? ?? 。 計算安全系數 ： 1am275S 2 4 . 9K 1 . 6 6 . 9 0 . 1 5 0?????? ? ?? ? ? ? ? ? ? （ 610） 1am155S K 522?? ???? ? ?? ? ? ? ? ? ? （ 611）ca 2 2 2 2S .S 2 4 . 9 1 4 . 3 6S 1 2 . 4 5S S b 1 4 . 3 62 4 . 9???? ?? ? ??? （ 612） 因 ? ?caS S ?? 故安全。 又由附圖 3— 1 可得軸的材料的敏性系數為 ： ?? ， q ? ? 故有效應力集中系數按式（附 34）為 K 1 1 ( 4 1 ) q ( 1 )? ??? ? ? ? ? ?? ? ? （ 68）K 1 6 ( 1 1 ) 91 q ( 1 )? ??? ? ? ? ? ?? ? ? （ 69） 由附圖 32得尺寸系數 ?? ? ；由附圖 33得扭轉尺寸系數 ?? ? 。因 有效應力集中系數 由 d 35??， D 35 d 30??。由表 151查得 ：640B MPa? ? 1 275MPa?? ? 1 155MPa?? ? 。因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側即可。截面 D也不必校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 Ⅳ和Ⅴ 處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面 D 上的應力最大。因此? ?1ca???? ，故安全。 表 61 截面 C處的 MH、 MV、 M值 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1 821NHFN? 2 567NHFN? 1 1378NVFN? 2 987NVFN? 彎矩 M 59112HM N mm?? 112996VM N mm?? 總 彎矩 127500M N mm?? 扭矩 T 1 37260T N mm?? 圖 62 軸的載荷分析圖 22 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（危險截面 D）的強度。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 D是軸的危險截面。 軸的潤滑 采用涂黃油的方式進行。軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 k6。 21 軸上零件的軸向定位 齒盤與軸的徑向定位采用平鍵連接。軸的最左端固定帶輪，已知帶輪的 L=30mm，軸端采用的擋板固定，為了保證軸擋圈只壓在 V 帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅸ Ⅹ段的長度應比 L 略短些，現取 lⅨ Ⅹ =28mm。 （ 5）由于支架總長度為 500mm，在確定滾動軸承位置時，已知軸承寬度 B=20mm，且支架內齒盤對稱，則 lⅢ — Ⅳ =80mm。 （ 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm（由機械及軸承端蓋的結構設計而定）。 （ 3）取安裝雙齒盤的軸段Ⅳ Ⅴ的直徑 dⅣ — Ⅴ =35m m，齒盤右端與右軸承之間采用套筒定位，已知齒盤的厚度為 23mm，為了使套筒端 面可靠地壓緊齒輥，此軸段略短于輪轂長度，故取 lⅣ — Ⅴ =44mm， lⅥ Ⅶ =44mm。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。 （ 2）初步選擇角接觸球軸承。根據表 15— 3，取 A0=120，于是得 33m i n 0 0 . 7 11 2 0 1 8 . 9182Pd A m mn? ? ? ? （ 62） 軸的最小直徑顯然是安裝 V帶從動輪處的直徑 dⅠ — Ⅱ ，為了使所選的軸的直徑 dⅠ — Ⅱ 與從動輪的直徑相配合，故取 dⅠ — Ⅱ =24mm,V 帶輪的長度 L=50mm， V 帶輪與軸配合的轂孔長度 L1=48mm。 19 圖 52 從動帶輪的結構 示意圖 6 破殼 軸的設計 軸上的功率 P、轉速 n、轉矩 T 5330 .9 6 0 .9 8 0 .7 5 0 .7 11 8 2 / m i n0 .7 19 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 0 0 .3 7 2 6 1 0182P k WnrPT N mmn? ? ? ??? ? ? ? ? ? （ 61） 初步確定軸的最小直徑 先按 機械設計 式（ 15— 2）初步估算軸的最小直徑。 7 13 o34o34o34 從動帶輪的厚度可以查機械設計手冊得： 16B mm? ， 32L mm? 。 主動帶輪的結構如圖 51： 18 圖 51 主動帶輪的結構 示意圖 從動帶輪的設計 從動帶輪的結果選擇 因為根據主動帶輪的基準直徑和傳動比來確定，即 2 250dd mm? ， 2 300dd mm? ，所以從動帶輪采用孔板式。 表 51主動帶輪的結構參數 單位 （ mm） 槽型 db minah minfh e minf ? ? Z 2 7 12177。 結構設計 帶輪的結構設計主要是根據帶輪的基準直徑，選擇帶輪的結構形式，根據帶的型號來確定帶論輪槽的尺 寸，設計如下： 主動帶輪的結構選擇 ： 因為根據主動帶輪的基準直徑尺寸 3 50dd mm? ，而與主動帶輪配合的電動機軸的直徑是 24d mm? ，因此根據經驗公式 dd d ）＜（ 3~ ，所以主動帶輪采用實心式。 取 1Z? 根。 查表取值： ?? ， ? 。 由 182 / minnr? 和 3 50dd mm? 查表 84a 得 0 kw? 。 確定 V帶的根數 V 帶的根數由下列公式確定： 00()ca carLppZ p p p k k??? ? ? ? ? (57) 其中： 0p — 單根普通 V 帶的許用功率值 )(0 kwp ?k — 包角系數 lk — V帶的基準長度系數，此處取 ? 。