RAY=LBC*fR4/LAB=1403N
MAY= MBY=0 MCY= RAY* lac=253945.6N.mm
MC= (MCY+ MCX)=749666.59 N.mm
2
21/2
MCD=（ MC+（＆T））=749666.60 N.mm
2
2
1/2
∮= MCD/0.1D1=21.8<55 所以合格
滚动轴承的选择 第一轴
因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h，轴承工作转速n=730r/min，ft1=4924.86N
初选滚动轴承6309；基本核定动负荷cr=52800N.; 基本核定静负荷cqr=31800N. 因为无冲击 所以fp=1
Pr= ft1×fp=4924.86N CJS=PRL1/3=52203.5 CJS d=45 D=100mm B=25mm damim=54mm 第二轴 因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h，轴承工作转速n=181.14r/min，ft1=13339.2N 初选滚动轴承6411；基本核定动负荷cr=100000N.; 基本核定静负荷cqr=62500N. 3 20 因为无冲击 所以fp=1 1/3 Pr= ft1×fp=13339.2N CJS=PRL=85229.09 N N CJS d=55 D=140mm B=33mm damim=67mm 第三轴 因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h，轴承工作转速n=58.43r/min，ft1=12661.4N 初选滚动轴承6215；基本核定动负荷cr=66000N.; 基本核定静负荷cqr=49500N. 因为无冲击 所以fp=1 1/3 Pr= ft1×fp=12661.4N CJS=PRL=55482.25N CJS d=75 D=130mm B=25mm damim=84mm 键联接和联轴器的选择 （1） 高速轴（1轴）上键联接和联轴器的选择 工作转距T=186.29N.M 工作转速为730r/min 工作情括系数 K=1.5-2 取K=1.75 就是转距tc=kt=326.0n..m 选tl型弹性套拄销联轴器 选TL7许用转距[T]=500N.M,许用转速[N]=3600r/min tc〈 [T] , n〈[N] 满足要求 选A型普通平键 d=40 初选键L=30 H=8 B=12 进行许用应力校核 ζP=4000T/DHL=77.62〈[ζP]=110MPA η＝2000T/DBL=25.87〈[η]=90MPA 满足要求 （2） 高速轴（2轴）上键联接和联轴器的选择 工作转距T=720.7N.M 选a型普通平键 d=60 初选键L=70 H=11 B=18 进行许用应力校核 ζP=4000T/DHL=62.40〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=19.07〈[η]=90MPA 满足要求 选a型普通平键 d=60 初选键L=110 H=14 B=22 进行许用应力校核 ζP=4000T/DHL=31.20〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=9.93MPA〈[η]=90MPA 满足要求 （3） 高速轴（3轴）上键联接和联轴器的选择 工作转距T=2144.38 HLT6型弹性柱销联轴器 GB/T5014-85公称转矩3150N.mm [n]=2850r/min 选a型普通平键 d=70键L=110 H=12 B=20 21 进行许用应力校核 ζP=4000T/DHL=92.83〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=27.84〈[η]=110MPA 选a型普通平键 d=85 初选键L=70 H=14 B=22 进行许用应力校核 ζP=4000T/DHL=102.97〈[ζ]=110MPA η=2000T/DBL=32.76〈[η]=110M 六、传动滚筒轴 1）选择轴的材料确定许用应力 选用45钢并经调质处理，由文献[1]表3.14，查得强度极限sB=650MPa，再由文献[1]表13.2查得许用弯曲应力[s-1b=]60MPa。 2）按扭转强度估算轴径 根据文献[1]表13.1得C=118~107，则 D≥C3p/n=(107~118) 314.113/76.434=（60.93.2~67.19)mm 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3％～5％，取为62.75~70.55mm，由设计手册取标准直径d=70mm. 3）设计轴的结构并绘制草图 ①确定各轴段直径 轴段1（外伸端）直径最小d1=70mm；考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，取d2=75mm；为能顺利地在轴段3上安装轴承，轴段3必须满足轴承内径标准，取轴段3直径d3=85mm；为固定轴段3上的轴承，轴段4应有轴肩，取d4=90mm；用相同方法确定d5=95mm.d6=90mm.d7=90mm d8=75mm ②确定各轴段的长度 初选轴承参考文献(4)表8.33得型号码6215 确定各轴段的长度.由前计算并参考文献(3)表6.1 L1=170mm. 轴段2 是外伸部分根据文献[6] 表6-1 有关数据估算 L2=90mm L3=212.5mm同理得L7=212.5mm 轴段4 是安 装与滚筒连接的圆板，左右各一个，L4=L6=100mm L5= 650mm 因为滚筒另一端不需要穿透闷盖，所以取L8=25mm 键选参考文献(1)表5.4 普通平键A型键长为140mm 轴的受力简图所示 Lab=1300mm. Lac=225mm. LBD=225mm ③选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。 按设计结果画出轴的结构草图如图5-5（a）。 4）按弯扭合成强度校核轴径 ①画出轴受力图如图5-5（b）所示，图中 22 图5-5 求轴的支承反力。 RA=RB=F=（F1+F2）/2=10196.51×2／2=10196.51N ②计算轴支反力 FC=FD RA=RB FC+FD=F1+F2由输送机设计结果知：F1=10196.51N F2=5673.61N 所以， FC=FD=7935N FC=FD RA=RB 所以，RA= RB=7935N ③作轴的弯矩图、转矩图 MA=MB=0 MC= RA×Lac=7935×225=2099500N.mm T6=2118N.mm 轴的合成弯矩图、转矩图分别如图5-5（c）所示。 ④求出当量弯矩Me 22 Mce =3MC+(??T6) =1766000N.mm 23 ⑤校核轴强度 轴受载荷最大剖面在齿轮中心C、D处，C、D处受相同载荷，此剖面具有键槽，但可近似用W?0.1d43 ?ce?Mce2059125?????1??60MPa 3W0.1?0.9当sB=650MPa时，??1b???60MPa，因此?ce＜???1?b 由上式可知:得?ce???s?1?b满足强度要求 5）校核轴的刚度 因为滚筒轴较长，故须进行刚度校核。而且为一般轴，其许用挠度和转角分别为 ?3??ma?x??0.0000.0L0?55??0?4?3.?6.m5 ?910??ma?x?0.005???m 计算轴的实际最大挠度和转角 Mc?Lab22 ?max ?4??3?4LAC???d524E32 ?1766?1.3224?80?109????0.090?324??3?4?0.2252??1.39?10?4m〈 ??max? ?max?Mc?Lab??Lab?lAC?6 ?d542E32?1766?1.3??1.3?0.225?0.00315m〈??max? ????4??0.0902?80?109?32由以上可知：传动滚筒轴的强度和钢度满足要求。 七、改向滚筒轴的设计 1）选择轴的材料确定许用应力 选用45钢并经调质处理，由文献[1]表13.4，查得强度极限?b?650MPa，再由文献[1]表13.2查得许用弯曲应力???1?b?60MPa。 2）按扭转强度估算轴径 根据文献[1]表13.1得C=118~107，则 24