课程设计任务书-设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 bKsjbYuo
Vu.=,G
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 oMg-.!6
*/IiL%g4u
原始数据 C3W4:kbau
/.7RWy`
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 S=)
c7t?a
Up?RN %gq
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 e7"T37
[G$ #jUt/O
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 G1jj:]1
i \NV<I
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 Ny7*MZ-
/Z?o%/bw:
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 =U*D.p*%f
9qCE{[(
工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 ,uC-^T
|n
*t| !xO
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 \:{K",2
wO%lM
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 .kU^)H"l
,V!"4T,Z
原始数据 !@Qk=Xkg
K0(
S%v|,}
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 oB5\^V$
_x(hlHFk
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 Ed u(dZbKg
_N|%i J5
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 ZS=H1
Hj
r'C?[
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 R]%"YQ V
d*{Cv2A.
工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 ?&wrz
oH6zlmqG"
工作.运输带速度允许误差为 5%。 qI7KWUR
\54B
机械设计课程设计计算 AA[1[
+7w5m
说明书 ^OQP;5 #K
C lf;+G0
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 ' F.^ 8/>
AVDhgJv
目录 6k;5T
@Nsn0-B?ne
1. 设计任务书....................................3 QnOgF 3t
:5/Ue,~ag
2. 系统传动方案分析与设计........................4 `ZEFH7P
D^O[_/i&
3. 电动机的选择..................................4 _f@,)n
*$%~/Q@]
4. 传动装置总体设计..............................6 E{ c+`>CY
SeXgBbGAne
5. 传动零件的设计计算............................7 Vv+nq_
*B!Ox}CI.L
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 J8S$YRZ_
$7AsMlq[(
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 }:faHLYT
dj(&"P
3) 链传动的设计计算........................... ...15 u~uz=Yse
]*| hd/j
6. 轴系零件的设计计算............................17 79>x/jZka
A)9]^@,
1) 轴一的设计.....................................17 ?P[:,0_
3_
J'+
2) 轴二的设计.....................................23 ":+d7xR?o
]'xci"qV`
3) 轴三的设计.....................................25 v[uVAbfQ
fpQFNV
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 5fk
A?Ecqq
! N2uJ?t
8. 键联接的强度较核..............................27 aB~k8]q.
s3A(`heoq
9. 轴承的强度较核计算............................29 f91]0B`C
Td|,3
n
10. 参考文献......................................35 yWRIh*>nE
'L O3[G{
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 ?0X$ox
Pq+|*Y<|&
一、课程设计任务书 ]*a(^*}A%
WDxcV%
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) `m(ZX\W]
7#"NKxb
图一 !U@ETo
[7.Num_L
2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 ASi2;Q_{_
moFrNcso
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 b~fl,(sZp
LkYcFD
运输链的工作速度(m/s):0.8 PtuRXx
A*0X~6W
运输链节距(mm):60 .a2R2~35
<fBJ@>
运输链链轮齿数Z:10 8t=H
Y{j~;G@Wl
二、系统传动方案分析与设计 Nt\07*`qCr
n5~Dxk
1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 HkRvcX
5
5u9 lKno
2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 phb
;D
FDuA5At
3. 系统总体方案图如图二: 4IZAJqw(*
h/C{
图二 [MAPa
TVvE0y(9
设计计算及说明 重要结果 th*!EFA^o
-T+YMAFU_
三、动力机的选择 .sit5BX
kPy7e~
1.选择电动机的功率 4S>#>(n7=
?@x$ h
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 [YlRz
a++gwl
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; n>JJ Xw,,
EK>x\]O%T
Pw→工作机需要的输入功率,kW; p?Ux1S
am5;B`}q
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 @+~URIG)
H{E(=S
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; )<J #RgE
?7CdJgJp
滚动轴承效率η2=0.98; Fi+DG?zu
M3KK^YRN
链传动效率η3=0.96; x^[0UA]S9
^K[xVB(&
圆锥齿轮效率η4=0.98; FDiDHOR
5R.jhYAj
圆柱齿轮效率η5=0.99; W1o6Sh8v(
,%/F,O+#
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 lgt&kdc%o
Z1W%fT
因此总效率 ~<IQe-Q5
h3>u[cX%
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得,即 Pj56,qd>s
xZq, kP^
式中F为工作阻力,N;V为工作机的线速度,m/s;ηw为工作机的效率。从而 &> .QDO
c;29GHs2
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 yhK9rcJq6}
H,;ZFg /v8
2.选择电动机的转速 ={h^X0<s9
i%f
C`@
电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 -{?xl*D
Wvd-be
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , !:vQg+S
\l[AD-CZPh
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 g~|x^d^;|
Kzt:rhiB
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; 8PeVHpZ
Ub\&k[F
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; # NK{]H$fd
<#Fex'4
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; v7+|G'8M`
d`?EEO
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 Ak`?,*LM
UK8k`;^KI
所以 N1n\tA?
K;`*n7=IA
因此 7 oYD;li$k
`x L@%
3.选择电动机的类型 NXOvC!<
LBpAR|
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 RHu,t5,
w3>G3=b
通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 %<q"&]e,
S]&i<V1qX
查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 &$qIJvMiK
nu|?F\o!
四、传动装置总体设计 _ -ec(w~/
>X>]QMfh
1.计算总传动比及分配各级传动比 }ZwnG=7T?
tJGPkeA
传动装置的传动比要求应为 S[rfcL"
!P6y_Frpe
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 7` XECIh
hB:+_[=Kj.
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 e
[F33%
zlh\P`
综合考虑各项因素,查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3;圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5;圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 FQJFq6l
,*p(q/kJh~
2.计算传动装置的运动和动力参数 `lO/I+8
_B ]Bd@<w
设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 YWq{?'AaR
P}PMRAek
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 H/G;hk
r7)iNTQ1
1) 各轴转速计算如下 A_6Dol=J@
O_SM! !,
式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 D>wo>,G
Qbj:^{`>(
2)各轴功率 aUBu"P$J
=0U"07%}
式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 0g@*N4
lo>:S1
3) 各轴转矩 y+VRD
@qsOWx`l$
电动机轴的输出转矩 ><@& &u.
qkyYt#4E
五、传动零件的设计计算 E~Y%x/oX
h"N#/zQ
1、直齿锥齿轮的设计 dnX^ ?
gm&O-N"=U
1)设计已知:齿数比(传动比)u=2.4;小齿轮转速 输入功率P=3.96k W;传递的转矩T=26.26N?m。 t`4o&vsj=
]"1\z>Hg
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: [
**F
yj`xOncE}
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 PuU<
gkv,Om
对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 <gr2k8m6$
uFi[50
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; ~_SVQ7P
n~&e>_;(.
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; *WXqN!:
Yf^/YLLS
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 =~QC)y_
[6Nzz]yy
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; Rv+p4RgA
n!XSB7d~X
b、 小齿轮传递的转矩 ; |.U-
yyz
!yTjO
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; v{>9&o.J
V=H}Ecd
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 l_*:StyR+
kC6s_k
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; p$%g$K
e?b<-rL
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 8"S?
Toqq
1HNX6
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 vro5G')
}\\6"90g*
f、 取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 r;aP`MVO<
_b 8XF&O
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 ^-7{{/
l{x?i00tAS
h、 小齿轮分度圆周速度v fYv{M;
!J@pox-t
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; mkmVDRK
j2|!h%{nI
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; 6P I-"He
y0XI?Wr
齿间载荷系数取 ; 6<A3H$3b
_`Sz}Yk
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 h?:Y\DlU'
0=J69Yd
故载荷系数 ; ) N"gW*
[?`c>
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a r\66]u[
(gv
~Vq
模数 EMejvPnZO
#[#dc]D
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 >taZw'
yo0?QRT
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; :O}<Q
I2=Kq{
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; {*CLWs4
a?!Joi[
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 wbId}!
MXhRnVz"W
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 Pjff%r^
0-+`{j
载荷系数K=2.742; Fw5r\J87c
MPd#C*c
c) 分度圆锥角 ;易求得 d|sI>6jD
MY["
zv
因此,当量齿数 2'r8#,)
, 0rC_)&B
根据[2]表10-5查得齿形系数 l9.wMs*`X
$mOK|=tI_
应力校正系数 :r/rByd'
Ic/<jFZXM
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: 6dmTv9e
3^us;aOr
结果显示大齿轮的数值要大些; zj;y`ENj
y6?Q5x9M
e、设计计算 c(AjM9s
m%E7V{t
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 u;:N 4d=f'
6C/D&+4
大齿轮齿数 ; LVLh&9
|R*fw(=W
5) 其他几何尺寸的计算 rd1&?X
#PA"l`"
分度圆直径 ;o3
.<"
5J&n<M0G1
锥距 XfsCu>
m x,X!}
分度圆锥角 9HEc=,D|
D_9/|:N:
齿顶圆直径 C>;yW7*g"
>)pwmIn<
齿根圆直径 sinG $=
t7A.b~#
齿顶角 J= |[G'
d*>M<6b-
齿根角 ,_lwT}*w
\^-3)*r
当量齿数 p-;]O~^
l1wxs@](
分度圆齿厚 O.K8$
?0;b}Xl-
齿宽 t8)Fkx#8}
^LC5orO
6) 结构设计及零件图的绘制 T)Nis~
JrL/LGY
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. H[Pb Wy:
"a"[B'
零件图见附图二. (%fGS.TR
4
|5ekwk
2、直齿圆柱齿轮的设计 P7y[9|^
(x$k\H
1)设计已知:齿数比u=2.5;小齿轮转速 ;输入功率 ;传递的转矩 ; *BO4"3Z
WAdl@){
2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 &1':s|c
[7s5Vt|
3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 P|(J]/
bo -Gh`
4)材料及精度等级的选择 $z,bA*j9
!7^He3
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 #/jHnRrQ
ev guw*u
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 X"1<G3m4
Iw<c 9w8
5) 压力角和齿数的选择 gaCGU<L
!eTS PM
选用标准齿轮的压力角,即 。 RY~)MS _C
ntkinbbD
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? ``E;!r="v
<NAR'{f
取 。 h?1pGz)[C
vaxg^n|v9
6) 按齿面接触强度设计 4
?c1c
BxT~1SBFq
由[2]设计计算公式10-9a,即 ?rK%;GTo
JWn{nJ$]
a. 试选载荷系数 ; d!LV@</
jh?7+(Cw
b. 计算小齿轮传递的转矩 : RtW5U8
P3
Evv]sB@
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; t/D
Q<B_
&Egn`QU
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; J-ZM1HoB
xXYens}
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 dB,#`tc=,
eJA{]^Zf
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 [;2:lbPx
%i
"
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; C}kJGi
,qHG1#^
h. 计算接触疲劳许用应力: 9}mp,egV
F@lpjW
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 ]VH@\
f
%Uk/P
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, R
_Y&Y-
@iceMD.
j. 计算圆周速度 iQIw]*h^
Q(IS=
k. 计算齿宽b (KMobIP^
Om"3Q/&
l. 计算齿宽与齿高之比 V<pqc&f.
wE \c?*k
模数 \|t0~sRwh
^k(eRs;K
齿高 vTEkh0Ys
*Kkw,qp/
所以 -}sya1(<8
A
m1W<`
m. 计算载荷系数
*4:/<wI!
2ML6Lkk
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; QX=;,tr
)It4al^\
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; W>bW1h
>[: 2
由[2]表10-2查得使用系数 ; uPXqTkod
zs:7!
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 6)$N[FNs
~?5m5z O
代入数据计算得 @R&D["!
E<SEFn
又 , ,查[2]图10-13得 ]+dl=SmF
_q_[<{#
故载荷系数 yjR
O9
g0OS<,:
n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 o#) !b:/
PcHFj+:
o、计算模数m ;_aoM&
J-<B*ot+lX
7) 按齿面弯曲强度设计 jGhg~-m
d)ZSzq
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 Le
JlTWotC
9prsL#Fn
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; b[;3KmUB
Q3q.*(#
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 R<HZC;x
51ebE`
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 f1$mh1J W
<&%1pZ/6.
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K <^_Vl8%
pQ:PwyU
e.查[2]表10-5得齿形系数 (zDk68=v
cgXF|'yI&l
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 i!oj&&
F'$S!K58
小齿轮 ;6txTcn`=
\g1@A"
大齿轮 PZ(<eJ>
XJ~l5}y ]
结果是大齿轮的数值要大; x<\D@X^
@H%=%ZwpO
g.设计计算 s8d}HI
H!.D2J
结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 LA`VqJ
tq:tY}:4
按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; i!$^NIcJ
>[fVl8G_0
8) 其他几何尺寸的计算 :+Q"MIU
=&VXn{e
分度圆直径 `s>=Sn&UP
Gb |}Su
中心距 ; L##8+OJ.L
X/8iJ-KB
齿轮宽度 ; SKpPR;=q|:
>-@ U_p
9)验算 圆周力 ;;'a--'"
53t-'K0l
10)结构设计及零件图的绘制 YATdGLTeq
MR_bq_)
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。 iQ{&&>V%
-+=:+LhSMb
3、链传动的设计计算 )uid!d
,ANK3n\
1.设计条件 A$%!9Cma
YqSXi~.
减速器输出端传递的功率 R=?po=
ff}a <w
小链轮转速 U\Ar*b) /T
-yAnn
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 CFJjh^
~=
,#bb8+z&p
2.选择链轮齿数 L=HVdeE
fQ36Hd?(5
假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 "?SOBA!vy
0)oN[
3.确定链条链节数 3U~lI&
-[pCP_`)u
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 hiMyFvA4
%+xwk=%*
取 (节) ?YO=J
8_IOJ]:w
4.确定链条的节距p a}Fk x
%7]XW 2u
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 <m>l-]
inB PT~y
2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 (}C^_q:7d
>WGP{
齿数系数 r6n5 Jz
zvGK6qCk
链长系数 L8dU(P
IypWVr
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 m(Y.X=EZr
e$Bf[F#;-
根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 2>$F0
M
JEsLF{
5.确定链长L及中心距a F:;!)H*
`8Jq~u6_Z
链长 |}M0,AS
AbF(MK=i
由[2]公式9-20得理论中心距 ~ThVap[*
Ns2,hQFc
理论中心距 的减少量 CQSpPQA
oSn! "<x
实际中心距 ut$,?k!M
TX23D)CX
可取 =772mm +5HnZ?E\
W-z90k4Z5
6.验算链速V qX5yN| A4
ou'~{-_xd
这与原假设相符。 F!gNt<fZ
3I"NI.>*
7.作用在轴上的压轴力 CGC-"A/W
ufw3H9F(O
有效圆周力 ^sifEgG *d
=`Po<7D
按水平布置取压轴力系数 ,那么 J3e:Y!
6Wpxp\
六、轴系零件的设计计算 iuC7Y|
|(V?,^b^ro
1、轴三(减速器输出轴)的设计 MzQ\rg_B7
22`oFXb'
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: oZvA~]x9\
>ZT& `E
(2)求作用在轴齿轮上的力: VEj$^bpp5s
XXW]0{k:y
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 c,y|c`T 2
+T0op4
径向力 weAn&h|
=)I"wR"v$
其方向如图五所示。 H8@8MFz\
e-X HN
(3)初步确定轴的最小直径 1 -ZJT
FR
x6c
选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 Al7<s
$. %L
查[2]表15-3取45钢的 (CdJ;-@D
d^F|lc ]8
那么 )K~w'TUr
HH)"]E5
该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 g(aZT#i i=
[X,A'Q
(4)轴的结构设计 0YzsA#yv
VeZey)Q
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 R?cUy8?'S
kdp%
!S%2
图三 pDu{e>S|:
L#D9@V'z
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 s%~L4Wmcq
Q48+O?&
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 lT.zNhz:d9
&lAQ &
b、由于齿轮主要承受径向力,故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组,标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承,其尺寸为 ,故 c=6ahX}d
NYBe"/}GS
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; #(C/Cx54
pb#mg^8
c、取安装齿轮处轴段的直径 ;齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm,为使套筒端面可靠的压紧齿轮,该轴段长度应略短于齿轮宽度,故取 ;齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度 ,取 ,则轴肩处的直径 ;轴环宽度 ,故取 。 mjb{~
9tn;L"#&N
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求,取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm,则 (参看图四)。 $5,~JYcb
z3a-+NjD m
图四 Bv$UFTz
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PDZ
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm,锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm(参看图一),考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知深沟球轴承的宽度B=25mm,大锥齿轮轮长 ,那么 AUfS-
c-kA^z{f
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 $;2)s}ci
!@G)$g=<
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 ZK6Hvc0
J$F nm\
根据轴端直径,参考[2]表15-2取轴端倒角为 ;各轴肩未注圆角半径为R1.6,如轴结构与装配图四。 kbxg_UI;
L=O lyHO
(5)求轴上的载荷 Z%}4bJ
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