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 j"HB[N
E}mnGe
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 ItHKpTer
f8_5.vlw
原始数据 ,SuF1&4
ZU7e1VaZM
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 ~d?7\:n
I,QJ/sI
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 jwyJ=W-
R*/%+
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 {%^q8l4j
y _>HQs,:
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 yPn5l/pDDr
v-Ggf0RF
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 tx Lo=
lMB^/-Y
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 'wvZnb
2sjV*\Udf
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 :)t1>y>3
1[D~Eep
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 52/^>=t
8fTuae$^
原始数据 0wB ?U~
Vd4x!Vk
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 FgrOZI;_
f8+($Ys
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 ZGSb&!Ke
GfD!Z3
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 [{ K$sd
b)(#/}jMkD
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 rr'RX
m[!t7e
工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 c_x6FoE;L
fI`6]?W
工作.运输带速度允许误差为 5%。 Yb]eWLv
#q9jFW8
机械设计课程设计计算 }I}Rq D:`
52q@&')D4M
说明书 iE':ur<`
D&0*+6j((
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 )i0\U
.d^8w97
目录 LtJ$ZE^GB
c>:}~.~T
1. 设计任务书....................................3 uNxR#S
NjMbQM4
2. 系统传动方案分析与设计........................4 `]#D dJ_|
epJVs0W
3. 电动机的选择..................................4 mNc(
(\e,,C%;
4. 传动装置总体设计..............................6 _S{HVc
:-xp'_\L
5. 传动零件的设计计算............................7 he8y
fJn;|'H!
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 I{;s.2
{vx{Hwyv
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 R4 ;^R
*$Aneq0f
3) 链传动的设计计算........................... ...15 uwsGtgd&
e!d&
#ofw|
6. 轴系零件的设计计算............................17 #b4`Wcrj
|+mhYq|`
1) 轴一的设计.....................................17 KVvIo1$N
]t\fw'
2) 轴二的设计.....................................23 e57}.pF^
*Tl"~)'t~
3) 轴三的设计.....................................25 \vT0\1:|i
/~{8/u3
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 b&"=W9(V
n9<QSX&~<
8. 键联接的强度较核..............................27 lfOF]Kiqr
1?]Gl+}
9. 轴承的强度较核计算............................29 Q6Vy}
R{NmWj['Mg
10. 参考文献......................................35 4};iL)
{oy(08`6
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 F6dm_Oq&
w1KLQd:yq
一、课程设计任务书 :iD([V
:aV(i.LW
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) W(E!:
mhH[jO)
图一 #*BcO-N
W @Y$!V<
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%。 ;26a8g(
rtS(iD@B"
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 hzg&OW=:
dB ?+-aE
运输链的工作速度(m/s):0.8 9`f]Rf"
bU/5ug.
运输链节距(mm):60 12gcma}
bLUn>ch
运输链链轮齿数Z:10 ~e@QJ=r
n,hHh=.Fu
二、系统传动方案分析与设计 oZHsCQ %
0R\lm<&
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。 .n[!3X|d
3+u11'0=t
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。 tj;<Z.
ajq [ID
3. 系统总体方案图如图二: cF_ Y}C
rBye%rQRq
图二 (/1 4)"Sk
'*MNRduE6
设计计算及说明 重要结果 k {_X%H/
@\e2Q&O
三、动力机的选择 /Z';#G,z
+e);lS"+/
1.选择电动机的功率 N&K:Jp
q+.DZ
@
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 u7ZSs-LuHw
Bf~
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; `YVdIDl]
dqwAQ-x
Pw→工作机需要的输入功率,kW; &?f{.
x* *]@v"g
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 @Iia>G@Rz
Z@>hN%{d+g
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; r&@#,g
6QkdH7Qf=
滚动轴承效率η2=0.98; 1q]V/V}
bccJVwXv
链传动效率η3=0.96; {Lwgj7|~
qX^#fk7]
圆锥齿轮效率η4=0.98; TUHC[#Vb?
AP'UcA
圆柱齿轮效率η5=0.99; 7tP?([o%F
Qz2Yw `
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 bq/m?;
YHAhF@&
因此总效率 Y!c
RzQ
>&6pBtC_
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 K:gxGRE
_tTtq/z<
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 /{vv n
qqA(Swe)T
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 qL.1N~$2
)XV|D
2.选择电动机的转速 \W=~@k
`9E:V=
电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 VHwb 7f]gq
:akEl7/&
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , 3}e-qFlV8,
o%XAw
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 PeGA+0bm
{R%v4#nk
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; A;7p
fgIzT!fyz
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; <aR9,:
=cI -<0QSn
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; S&_Z,mT./
!`"@!
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 O32p8AxEz
GEj/Z};;[b
所以 8dgI&t
OD7tM0Wn
因此 *z
I@Htp
<9z2:^
3.选择电动机的类型 7s@%LS
BOClMeA4
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 KU# w%
B64L>7\>`
通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 /.B7y(
2Z K:S+c
查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 @yiAi:v@
kx&Xk0F_g
四、传动装置总体设计 cdiDfiE
TbX#K:l
1.计算总传动比及分配各级传动比 bC*( ,n<'
%\Dvng6$
传动装置的传动比要求应为 tS#=I.ET
k+#6
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 #^%HJp^
"P.H
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。 >xrO W`p]
"2} {lu
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。 Lt`d
{s
KG9h
rT
2.计算传动装置的运动和动力参数 DP{kin"4I
/$
Gp<.z
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。 q)0?aL
?^I\e{),c
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 Nfe
-OV:y],-
1) 各轴转速计算如下 V&nTf 100
z
H$^.1
式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 (ndXz
N3/G6wn
2)各轴功率 KFQ 4vavNh
L&h@`NPO a
式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 dxHKXw
Itq248+Ci
3) 各轴转矩 dJyf.VJ
[R
V_{F:'
电动机轴的输出转矩 ,liFo.kT8%
H'2&3v
五、传动零件的设计计算 o[Ojl.r<
B=)&43)\
1、直齿锥齿轮的设计 {2jetX`@h
!J#oN+AR
1)设计已知:齿数比(传动比)u=2.4;小齿轮转速 输入功率P=3.96k W;传递的转矩T=26.26N?m。 D1w;cV7/d
Jv_KZDOdk
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: 0X \OQ;
2J7=
O^$?
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)。 ;rwjqUDBz
[I6(;lq2
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。 Tx+!D'>
R"@J*\;$T
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; j}P
xq
R`M>w MLH
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; >fZ N?>`
3JhT
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 vbFi#|EU
KmF"Ccc
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; >i&"{GZ
Std?p{
i
b、 小齿轮传递的转矩 ; cD^`dn%$
=[A5qwyv
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; d_t>
8+}yf.`
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 %63zQFk
7kiZFHV
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; q47>RWMh%
7Iz%Jty
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 ;4(ULJ*
Kjw==5)}
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 6yn34'yw
hY*ylzr83
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 `.oWmBey\
>z{*>i,m1
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 =7^rKrD
+/"Ws'5E
h、 小齿轮分度圆周速度v 0`WjM2So
Go^a~Sf$
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; j 3/ I=
1gK<dg
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; 4lM)ZDg
qu8!fFQjYL
齿间载荷系数取 ; J#1-Le8@
B=ckRWq
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 "+0Yhr ?
ON,sN
故载荷系数 ; MWGs:tpL4
c+BD37S
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 EO.Se9ux
g4eEkG`XTS
模数 T<o^f
n,H
tfKf*Um
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 _DDknQP
x]6-r`O7r
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; UO1WtQyu,H
%>];F~z
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; ~nP~6Q'wSH
W?>C$_p C
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 a-\M)}T
z`Jcpt
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 ?IN'Dc9&%-
h0cdRi
载荷系数K=2.742; *\-$.w)k
p&s~O,Bw$
c) 分度圆锥角 ;易求得 =00c1v
B5A/Iv)2
因此,当量齿数 ;c/|LXc\
2\4ammwT
根据[2]表10-5查得齿形系数 ?DGe}?pX
'!hA!eo>J
应力校正系数
x>]14bLz
+UM%6Z=+
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: \ 4`:~c
)X2/_3
结果显示大齿轮的数值要大些; wB(X(nr
< NRnE8:
e、设计计算 `iQ])C^d
w *pTK +
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 ;_K3/:
UR|Au'iu
大齿轮齿数 ; sk%Xf,
ufF>I
5) 其他几何尺寸的计算 %&5PZmnW
De-hHY{>
分度圆直径 Ueb&<tS
L-9AJk>V
锥距 )ep1`n-
94}y,\S~
分度圆锥角 Pf:;iXH?
8}?wi[T
齿顶圆直径 v[2N-
`DFo:w!k
齿根圆直径 <-h[I&."
^$AJV%3wI
齿顶角 rJM/.;Ag
W%wc@.P
齿根角 vf@toYc[E
"?M)2,:A
当量齿数 Y6E0-bL@Fe
1xD?cA\vu
分度圆齿厚 8yC/:_ML
W9G1wU
齿宽 h
J H
ujf]@L?
6) 结构设计及零件图的绘制 1wg#4h43l
,Dy9-o
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. 98rO]rg
eyzXHS*s;L
零件图见附图二. VZ]}9k
CklIrD{
2、直齿圆柱齿轮的设计 |4j'KM;U
|%g)H,6c
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 ; mo D)^':.
$Xr4=9(|7
2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 +7mUX
6ltV}Wt-
3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 J(Fk@{!F.*
z^o7&\:
4)材料及精度等级的选择 C*stj
`$Y%c1;
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)。 mM2DZ^"j(
"!R*f $
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。 8wLGmv^
v[\GhVb
5) 压力角和齿数的选择 n+1`y8dy
v@,`(\Ca'
选用标准齿轮的压力角,即 。 0O?\0k;o
"9#hk3*GqX
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? }p>l,HD
20w4
'@sq
取 。 T[- %b9h>
Dn48?A[v
6) 按齿面接触强度设计 juA}7
TPA*z9n+B
由[2]设计计算公式10-9a,即 5^Ny6t
*>k6n5%
a. 试选载荷系数 ; ZmvtUma
&],O\TAul
b. 计算小齿轮传递的转矩 : -XfGF<}r
lXRB"z
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; ' L-h2
r2\}_pIj
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; uMjL>YLq{?
"8
?6;!,
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 。 E %?>
%h
BKK@_B"
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 m A('MS2
_^D -nk?
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; 7#j9"*
ddY-F
}z~
h. 计算接触疲劳许用应力: g,B@*2Uj
*G[` T%g
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 xLP8*lvy
USJ4Z
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, X([@}ren
b?/Su<q
j. 计算圆周速度 S`& yVzv
CdKs+x&tZ
k. 计算齿宽b PHMp,z8
_TyQC1 d
l. 计算齿宽与齿高之比 v}<z_i5/C.
i "aQm
模数 .*?)L3n+t
Lr Kx
齿高 _8 l=65GW
jX,A.
所以 4M;S&LA
1pqYB]*u_
m. 计算载荷系数 GuF-HP}xM
b/4gs62{k
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; D>kkA|>
nyZ?m
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; D=)qd@,K
qc3?Aplj
由[2]表10-2查得使用系数 ; z'zC
*7qa]i^]
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 kdMB.~(K=
u@aM8Na
代入数据计算得 7o-}86x#
V/ZWyYxjLi
又 , ,查[2]图10-13得 V /)3d
R%JEx3)0m
故载荷系数 eTt{wn;6
nTsPX Tat
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 Y5TBWcGU%
7N0m7SC
o、计算模数m zu1gP/
Pd(n|t3[8
7) 按齿面弯曲强度设计 Si|8xq$E;
{9hhfI#3_
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 ">s0B5F7
%Ip=3($Ku[
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 ; <4;f?eu
xH-} <7
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 ^1ks`1
"H{#ib_c_
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 ;8gODj:dO
w$Mb+b$
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K P2)g%$ME
%;` 3I$
e.查[2]表10-5得齿形系数 5JZZvc$au
94XRf"^
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 }Z`@Z'
t;[Q&Jl
小齿轮 hy:K) _
73M;-qnU
大齿轮 _"'-fl98*
1xwq:vFC.
结果是大齿轮的数值要大; [92bGR{
.gI9jRdKw
g.设计计算 b$FXRR\G
gwYTOs^
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。 ,qlFk|A|
1 z[blNs&
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 ; >2)!w
^[zF IO
8) 其他几何尺寸的计算 ~0 n9In%
X .S8vlb4z
分度圆直径 n]btazM{
Fw;Y)y=O
中心距 ; +z\O"zlj
c>Ljv('bj
齿轮宽度 ; SiJX5ydz
#/pZ#ny
9)验算 圆周力 1'* {VmM
2qkC{klC^M
10)结构设计及零件图的绘制 k?=V?JWY
)5bdWJ>l
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。 YCQ+9
]9pcDZB
3、链传动的设计计算 @i:_JOl
i@d@~M7/
1.设计条件 |zL .PS
FdJC@Y-#uA
减速器输出端传递的功率 ?)5M3lV3k
|m7`:~ow
小链轮转速 *'(dcy9
LvS3c9|Aj
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 Jh:-<xy)
5*>3(U
2.选择链轮齿数 %25_
& ~[%N
O
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 。 P.1iuZ "w
HM1y$ej
3.确定链条链节数 O^gq\X4}
}fs;yPl,
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 $RSVN?
UoxF00H@!
取 (节) Bf88f<Z
w02HSQ
4.确定链条的节距p ;7<a0HZ5!
Ic&t_B*i}]
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 UwQ3q
Xc5[d`]
2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 vR~*r6hX8
V2]S{!p}k
齿数系数 @;,O V&XYn
6YU2
!x
链长系数 a^5`fA/L,
9e :E% 2
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 JnY3]
JT^E`<nn
根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 %dT%r=%Y
v981nJ>w,
5.确定链长L及中心距a |_2ANWHz
IL:"]`f*
链长 Ef `LBAfOO
O x$|ZEh
由[2]公式9-20得理论中心距 #CQ>d8&
FvI`S>
理论中心距 的减少量 lE|T'?/
}\DQxHG
实际中心距 X)f"`$
nLfnikw&
可取 =772mm S s`0;D1
M9OFK\)
6.验算链速V -6tF
Yg]f2ke
这与原假设相符。 >6DY3\
Gj_b GqF8}
7.作用在轴上的压轴力 Ju9v n44
VYAe!{[
有效圆周力 "^D6%I#T
cT0g, ^&
按水平布置取压轴力系数 ,那么 T&23Pf 1
(
L6`_)
六、轴系零件的设计计算 %-'U9e KN
d|NNIf
1、轴三(减速器输出轴)的设计 N8{>M,
}b^lg&$(
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: BVNh>^W5B
anwn!Eqk"
(2)求作用在轴齿轮上的力: |B`tRq
u ?Xku8 1l
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 x/S% NySG
5#F+-9r
径向力 Q8~pIv
4#YklVm
其方向如图五所示。 5k(#kyP
t3XMQ']
(3)初步确定轴的最小直径 ;hZ@C!S:
-oo=IUk
选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 *sG<w%%
4yM8W\je
查[2]表15-3取45钢的 *Sf^()5C,
]/']{*T1
那么 _#F'rl6'
m #eD v*
该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 *j*
WE\
~GeYB6F
(4)轴的结构设计 D?'y)](
NE4fQi?3
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 %dU}GYL_
p{J_d,JH
图三 ZD{srEa/a
!T{g& f
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 v8IL[g6"
W<L6,
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 M Sj0D2H
PS22$_}
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 $g};u[y
y{]%,
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; .'1j5Y-l`N
z>:7}=H0
c、取安装齿轮处轴段的直径 ;齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm,为使套筒端面可靠的压紧齿轮,该轴段长度应略短于齿轮宽度,故取 ;齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度 ,取 ,则轴肩处的直径 ;轴环宽度 ,故取 。 +*DX(v"BH
eQx"nl3U%
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求,取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm,则 (参看图四)。 4Dia#1$:J
q':wSu u
图四 [mPdT^h
b9N4Gr
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 jQ)>XOok
hI8C XG
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。 z{d5Lrk
"/?qT;<$)
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 .[fz x`
QO.gt*"
根据轴端直径,参考[2]表15-2取轴端倒角为 ;各轴肩未注圆角半径为R1.6,如轴结构与装配图四。 ODEXQl}R
C(|5,P#5
(5)求轴上的载荷 }6>J
m4wTg
8LJ
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁,轴的支承跨度 , Ol9fwd
`yZZP
; ; '>Y
2lqa
{ NJ>[mKg
图五 Z5L1^
lKUm_; m
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: Ekme62Q>u
)<F\IM
表一 ~,68S^nP)H
B7MW" y
载荷 水平面H 垂直面V *h:EE6|
1>VS/H`
支反力F 0Zh
_Q
Y0\\(0j64
弯矩M Td1ba ^J
&2=KQ\HO
总弯矩 #cG479X"
!(K{*7|h
扭矩T T=146.8Nm ;-GzGDc~0
TrU@mYnE
(6)按弯扭组合校核轴的强度: _D9@<+MS*
o}+Uy
根据[2]中公式15-5,即 vfUfrk@D~
Lu 39eO6
取 ,并计算抗弯截面系数 V55J[s*6!
6.s?
因此轴的计算应力 gQ[^gPWP"
m8j-lNu
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 o`mIi
'Q>z**
,故安全。 Jx$#GUl#j
P`dHR;Y0
(7)精确校核轴的疲劳强度 Df~p'N-$
1`]IU_) 1B
①、判断危险截面 |cGeL[
LDEW00zL
截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 ` ]P5,
` u\z!x'
截面C处虽然所受载荷最大,即应力最大,但应力集中并不大,因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端;截面2和3处都有因过盈配合,键槽及轴肩引起的应力集中,但截面2比截面3直径要小,故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 !u{"] T:
w<e;rKr
②、截面2左侧: J.mewD!%z
]p&< nK,
抗弯截面系数 (}1v^~FXj
-^4bA<dCCE
抗扭截面系数 V9j1j}
r
} .3]
截面2左侧的弯矩为 JkDPuTXD
72ViPWW
扭矩为 Mq:'-`
OZ'.}((?n
截面上的弯曲应力 ]vQ?]d?>a
3V
Mh)
扭转切应力为 =ym
CLY6 YB' R
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; 25a#eDbqi
fb"J Bc}X
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 8| e$
xR|eye R
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 3> \fP#oQ
5`"*y iv
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 4l
ZJb
H*{k4
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; y,v0-o~q
z/0yO@_D/q
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; P,/13tZ#3
e-iYJ?
轴未经过表面强化处理,即 ;根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 K)Zkj"y
IQw
%|^
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 L)/6kt=
o'^;tLs15
③、截面2右侧: i9;27tT~<
mC:X4l]5
抗弯截面系数 p584)"[*t
Qb?y@>-[
抗扭截面系数 kQwm"Z
?UZ$bz
截面2右侧的弯矩为 7~ *;=,mw
r}R^<y@I
扭矩为 AJ\VY;m7F
niYz9YX
截面上的弯曲应力 i'!jx.
G}P)vfcH
扭转切应力为 JN&MyA"
C!7U<rI
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 0):uF_t<
KP=D! l&q
表面质量系数 ; Mu'^OX82
X:G&5
故综合影响系数为 7MO