圖2-5
(1)選擇軸的材料
選用45#鋼,滲碳處理。
(2)估算軸危險截面直徑
將軸看成兩端鉸接的梁,則軸上的受力情況如下圖:
圖2-6
由上圖不難看出在與鏈輪配合處的軸段所受彎矩最大,其值:
Mmax=FrL/2 2-7
=P1L/4
=18096×627/4
=2822976N.mm
=2822N.m
P1——物料、牽引件及料斗等重力的合力(N),經計算得P1=18096N
Fr——軸承的支反力(N),經分析等于P1/2=9048N;
L——兩受力點間的距離(mm),由構造設計得L=627mm。
扭矩按轂的中點計算,所以
T=P(d2/2+t1/2) 2-8
=3582.3×(75/2+4.3/2)
=142038.8N.mm
=142N.m
P——斗提機的圓周力(N);
t1——轂深,查《機械設計課程設計》表4.5-1得t1=4.3mm
剪力圖、彎矩圖及扭矩圖如下:
圖2-7
此軸為轉軸,按彎扭合成計算與聯軸器配合段軸徑:
因為此軸既受彎矩又受扭矩
由公式知:
2-9
M─彎矩(計算得2822N.m)
T─扭矩(計算得142N.m)
─校正系數(扭應力不變時取0.65)
─軸的許用彎曲應力(查表得170M )
∴d =67.55 mm
此處開有鍵槽,軸徑增大5﹪
=67.55×(1+0.05)=70.92mm
(3)精確強度校核計算
軸強度的精確校核是在軸的結構及其尺寸確定后進行的,通常采用安全系數校核法。軸的安全系數校核計算包括兩個方面:疲勞強度安全系數和靜強度安全系數校核。
①疲勞強度安全系數校核
疲勞強度安全系數校核的目的是校核軸對疲勞破壞的抵抗能力,它是在經過軸的初步計算和結構設計后,根據其實際尺寸,承受的彎矩、轉矩圖,考慮應力集中,表面狀態,尺寸影響等因素及軸材料的疲勞極限,計算軸的危險截面處的安全系數值是否滿足許用安全系數值。
S=
許用安全系數S
表2-8
條件 S
材料的力學性能符合標準規定(或有實驗數據),加工質量能滿足設計要求。 載荷確定精確,應力計算準確
載荷確定不夠精確,應力計算較近似
載荷確定不精確,應力計算較粗略和軸徑較大(d 200mm)
脆性材料制造的軸 1.3~1.5
1.5~1.8
1.8~2.5
2.5~3
a) S -只考慮彎矩作用時的安全系數
S = 2-10
—對稱循環應力下的材料彎曲疲勞極限, =210MPa;
—彎曲時的有效應力集中系數, =1.76;
—表面質量系數( =1.9,滲碳處理);
—彎曲時的尺寸影響系數, =0.81;
—-材料拉伸的平均應力折算系數;
—彎曲應力的應力幅, =14.23 ( ,
Z = - , b=20,t=12,)
—彎曲應力的平均應力,0MPa(對稱循環 )
所以: S = =1.54
b) -只考慮扭矩作用時的安全系數
S = 2-11
—對稱循環應力下的材料扭轉疲勞極限, =140MPa
K —扭轉時的有效應力集中系數,K =1.54
—扭轉時的尺寸影響系數, =0.76
—-扭轉的平均應力折算系數
—扭轉應力的應力幅, =51.44MPa( ,
Z = - , b=20,t=12,);
—扭轉應力的平均應力,0MPa(對稱循環 )
所以:S = =2.55
綜合2-10、2-11得:S= =1.33
S (載荷確定精確,應力計算準確S -按疲勞強度計算的許 用安全系數,見上表);
所以疲勞強度滿足條件
②靜強度安全系數校核
本方法的目的是校驗軸對塑性變形的抵抗能力,即校核危險截面安全系數。
=
靜強度的許用安全系數S
表2-9
0.45~0.55 0.55~0.7 0.7~0.9 鑄造軸
S
1.2~1.5 1.4~1.8 1.7~2.2 1.6~2.5
a) 只考慮彎曲時的安全系數
S = 2-12
——材料的拉伸屈服點 =300 MPa
Z——軸危險截面的抗彎截面系數,14.23cm
M ——軸危險截面上的最大彎矩2822N m
所以:S = =2.2
b) 只考慮扭轉時的安全系數
S = 2-13
-材料的扭轉屈服點,一般 =0.60
Z -軸危險截面的抗扭截面模數,Z =6.065
T -軸危險截面上的最大扭矩,142N m
所以: S = =3.
綜合2-11、2-12得: = =3.5 S =(1.7~2.2)
所以滿足靜強度條件
③軸的剛度校核
由于軸短,所以無須進行剛度校核
(4)軸伸處外伸軸徑 (軸在此處僅受扭矩的作用)
=17.2 2-14
=53.32mm
根據取整原則 =55mm。
2.6鏈輪的設計
鏈輪分度圓直徑d=p/sin(180º/z) 2-15
=pK
=100×3.8637