膠帶輸送機的傳動裝置設(shè)計書(已改無錯字)
2023-06-14 03:40:17 本頁面
【正文】 中不大（過盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側(cè)即可，因為V的右側(cè)是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。 八．低速軸的計算 選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下: 硬度為HBS＝220 抗拉強度極限σB＝650MPa 屈服強度極限σs＝360MPa 彎曲疲勞極限σ－1＝270MPa 剪切疲勞極限τ－1＝155MPa 許用彎應(yīng)力[σ－1]=60MPa 2. 初步估計軸的最小直徑 208。軸上的轉(zhuǎn)速n2 功率P2由以上機械裝置的運動和動力參數(shù)計算部分可知 AO=115 d=，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取Ka=，半聯(lián)軸器孔的直徑d1=36mm,長度L＝62mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=42,3. 擬定軸的裝配方案 4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度選取d1=36,L1=104mm,因III軸右端需要制出一個 定位軸肩，故取 d2=45mm,初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作 要求， 由軸知其工作要求并根據(jù)d2＝45mm，L2=50mm選取單列圓錐滾子軸承 33007型,由機械設(shè)計手冊(軟件版)： 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取33215型軸承 的定位軸肩高度h=2mm,因此，取d3==14mm,d5==14mm因為低速軸要和高速軸相配合，其兩個齒輪應(yīng)該相重合，所以取做成齒輪處的軸段的直徑d4＝65mm； L4=48mm,。 齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細選擇 過程見后面的鍵選擇）。 參考課本表15－2，取軸端倒角為145176。，各軸肩處的圓角半徑為R＝ 4. 計算過程 1. 根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。 計算支反力 作用在低速軸上的Fr=797N,Ft=2331N,水平面的彎矩 M1=Fr*R2=797*148=117956N*mm垂直面彎矩 M2=Fr*ln=*44=17534N*mm合成彎矩 得M=1192N*m 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式15－5及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取α＝，軸的計算應(yīng)力 得σ= MPa 已由前面查得許用彎應(yīng)力[σ－1]=60Mpa,故安全。 1)判斷危險截面 截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和IV和V處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面IV的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右側(cè)即可，因為IV的左側(cè)是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。 9. 軸承強度的校核 壽命計劃：兩軸承受純徑向載荷P==797n X=1 Y=0從動軸軸承壽命：深溝球軸承6209，基本額定功負荷= =1 =3===10881201預(yù)期壽命為：8年，兩班制L=830016=38400軸承壽命合格十．鍵的選擇計算及校核（一）從動軸外伸端d=42，考慮鍵在軸中部安裝故選鍵1040 GB/T1096—2003，b=16，L=50，h=10，選45號鋼，其許用擠壓力=100MPa====
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