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!{Al
'BY-OA#xJ
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 Y;Ap9i*
gV8"VZg2
原始数据 [E7MsX
3X;{vO\a1
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 wd[eJcQ ,
LXj5R99S
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 #EDEYEW7
u)a'
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 UUeB;'E+
OR:[J5M)
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 yhpz5[AuO
qTT,U9]:
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 U3E&n1AA
!nd*W"_gQ/
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 03k?:D+5
%d1draL
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 MPIlSMe
i^)WPP>4Aw
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 K B!5u 9
YuQ~AE'i
原始数据 [84F09HU
Iy';x
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 ?P/AC$:|I
+ H_MV=A^
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 TW7:q83{l
e4`uVq5
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 Zp&@h-%YoD
(gwj)?:
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 WA6!+Gy
#]E(N~
工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 ";x+1R.d
@%hCAm
工作.运输带速度允许误差为 5%。 JBC$Ku
-)jax
机械设计课程设计计算 ffe1lw%
krB'9r<wa`
说明书 $g10vF3
L?5f+@0.
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 "Pz}@=
UG;Y^?Ppe5
目录 HN6}R|IH
]]0,|My7
1. 设计任务书....................................3 R"AUSO|{
:7g=b%;
2. 系统传动方案分析与设计........................4 x%N\5 V1
~rD={&0
3. 电动机的选择..................................4 F'JY?
t<j^q`;@v
4. 传动装置总体设计..............................6 9Q;c,]
cXnKCzSxZq
5. 传动零件的设计计算............................7 #]]Su91BA
'?QuJFki
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 \4d.sy0&>-
l[GOs&D1
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 3;[DJ5
l?8M
p$M
3) 链传动的设计计算........................... ...15 6KZf%)$
/9pM>Cd*Z
6. 轴系零件的设计计算............................17 B,WTHU[AV
N587(wZ
1) 轴一的设计.....................................17 _>m-AI4^
C?4JXW
2) 轴二的设计.....................................23 X2|Y
%+)o'nf"U
3) 轴三的设计.....................................25 uC3:7
L!Cz'm"Nl
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 ^].jH+7i*
DZS]AC*
8. 键联接的强度较核..............................27 ?, r~=
6K`c/)
9. 轴承的强度较核计算............................29 @|}BXQNd
e({9]
10. 参考文献......................................35 H(
jXI
i_Re*
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 Z?P~z07
lbdTQ6R
一、课程设计任务书 YevyN\,}V!
YgUH'P-
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) B/JO~;{
F>je4S;
图一 :~Q!SL N
iD38\XNMV
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%。 `:m!~
m([(:.X/IX
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 Y9=K]GB
{`=0 |oP}
运输链的工作速度(m/s):0.8 ]uj=:@
`;|5
运输链节距(mm):60 IQ<MyB(
{5r0v#;
运输链链轮齿数Z:10 g"s$}5{8:
TGXa,A{
二、系统传动方案分析与设计 {GDmVWG0q
Rlnbdb;!k
1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 `p
b5*h6r!
).` S/F
2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 bzDIhnw
=gfI!w
3. 系统总体方案图如图二: ?[<Tx-L
?\KM5^eX
图二 9SlNq05G7
j*"3t^|-
设计计算及说明 重要结果 ]M/9#mD9~
d)cOhZy
三、动力机的选择 Z=B_Ty
E:zF/$tG
1.选择电动机的功率 %*aJLn+]_R
b*a2,MiM
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 S##1GOO
!Fo*e
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; iv`O/T
;6@r-r
Pw→工作机需要的输入功率,kW; V.ht,
~l
"mL++>ZSQ
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 2!&&|Mh}
UYk>'\%H0
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; f/WQ[\<!I
7 n]65].t
滚动轴承效率η2=0.98; 8}H1_y-g[
W$U0[^1
链传动效率η3=0.96; (,^*So/
x!\ONF5$
圆锥齿轮效率η4=0.98; X[#zCM
+*\X]06
圆柱齿轮效率η5=0.99; |KB0P@=a
5@*'2rO&!
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 ]E =Iu
UnVm1ZWZ
因此总效率 m9U"[Huv1E
x^Yl*iq
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 V
f-a'K&
^c~)/F/cF
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 o6f_l^+H
k = ?h~n0M
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 E?(xb B
e8YMX&0%
2.选择电动机的转速 ZmOfEg|h\
$+.l*]
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。 | mu+9
["\;kJ.
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 , *:i1Lv@
r=yK,d/1
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 n wI!O
yj4+5`|f
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; ?+T^O?r|O
hhoEb(BA
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; *6xgctk
cYXM__
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; eZ"1gYqy
$}")1|U,X
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 XZw6Xtn
Y>jiXl?&
所以 p ?wI9GY
AoA!q>
因此 O;7)Hjw t
Qt]Q:9I[
3.选择电动机的类型 q80S[au
`jS T
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 r>bJ%M}
29XL$v],
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。 G,;,D9jO7
jqr1V_3(
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。 ie-vqLc
lO2[JP
四、传动装置总体设计 i-yy/y-N
?xK,mbFgl
1.计算总传动比及分配各级传动比 S*AERm
"`6n6r42
传动装置的传动比要求应为 ~
ihI_q"
L@JOGCYy
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 Qp`gswvE
:$MG*/Q
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 5q"ON)x
[pVamE
综合考虑各项因素,查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3;圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5;圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 RCRpzY+@
Z,iHy3`
2.计算传动装置的运动和动力参数 *.)tG
!%dN<%Ah
设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 .f+TZDUO
u{["50~
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 q&:=<+2"
ah~YeJp
1) 各轴转速计算如下 ax
41N25
!nAX$i~
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。 {}:ToIp
If%/3UJ@
2)各轴功率 cyJG8f
%Qk/_ R1
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。 :kfp_o+J
l3 DYg
3) 各轴转矩 -.{g}R%
;2Q~0a|
电动机轴的输出转矩 ?)e37
trE{ FT
五、传动零件的设计计算 KN-avu_Ix
;NlWb =
1、直齿锥齿轮的设计 z2Z^~,i
'w1YFdW
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。 Hty0qr3
t|m=J`a{q;
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: ,!U=|c"k)
%6_AM
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)。 ;NRF=d>
)Pv9_XKJ
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。 sN5B7)Vc
"?mJqA
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 ; H*9~yT'Q
qoAj]
")
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; '}Ri`
N<DGw?Rl
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 &5:tn=E
} CfqG?)
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; |.wEm;Bz
B 2ec@]uD`
b、 小齿轮传递的转矩 ; Ag@;
9Vf1Xz
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; ;,]P=Ey
0:b2(^]bg
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 *&f$K1p
"9n3VX)
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; @]ao"ui@/
/q5:p`4{J
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 KgR<E
-+O
9<3ly
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 XQS9,Hl
/B}lO0]:
f、 取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 *E{2J:`
ciMzf$+G$
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 E4hLtc^
+
x.q+uU$^
h、 小齿轮分度圆周速度v 2,*M|+W~
RZ+`T+zL
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; [}&Sxgv
G\(|N9^:
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; H<3I 5Kgt
v,ju!I0.
齿间载荷系数取 ; |DsnNk0c
0'IBN}
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 YY!Rz[/
7nuU^wc
故载荷系数 ; h*v8#\b$J_
GI&h`X5,e
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a J_;o|gqX
Dtj&W<NXo
模数 !50[z:
#_u~/jhX
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 Y0X-Zqk'
?Ec7" hK
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; G["c\Xux
Bi{$@n&?f
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; YD7Oao4:o
' MxrQ;|S
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 Q@HopiC
/Sh#_\x
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 1@-Ns
k`N^Vdr
载荷系数K=2.742; ?5{>;#0Z
|)*fRL,
c) 分度圆锥角 ;易求得 OE- gC2&Bm
q7E~+p(>(
因此,当量齿数 tdu$pC6
z5YWt*nm
根据[2]表10-5查得齿形系数 ruy}/7uf
_FWBUZ;N
应力校正系数 .qZI$
l.
)h)]SF}
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: q?8|
[.
pS7w' H
结果显示大齿轮的数值要大些; 1 |jt"Hz
|/)${*a4n
e、设计计算 ~W-PD
c-0#w=
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 G2T|RT$_K
lx7Q.su'
大齿轮齿数 ; {.INnFGP@)
:Cj OPl
5) 其他几何尺寸的计算 #NryLE!/
:w^Ed%>y7
分度圆直径 )z28=%g
Bn &Ws
锥距 >: g3k
N <Xq]!
K-
分度圆锥角 m+T;O/lG0{
=7m)sxj]w
齿顶圆直径 "9Q40w\
Rw0qcM\>|
齿根圆直径 ?BZ PwGMs
VG
;kPzze
齿顶角 aq@8"b(.
] [p>Y>:b-
齿根角 :BV6y|J9O^
$arK(
当量齿数 m()RU"WY
!*B'?|a<\
分度圆齿厚 wG-HF'0L
#ZrHsfP
齿宽 lUMS;H(
4?q<e*W
6) 结构设计及零件图的绘制 KJaXg;,H
4p,EBn9(
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. =E#%'/ A;c
J`].:IOh
零件图见附图二. 8&qZ0GLaT
;"~
fZ2$U
2、直齿圆柱齿轮的设计 1oWED*B
GQUe!G9
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 ; .7avpOfz
EWkLXU6t
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。 _8F`cuyW
Ssou
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。 '9
[vDG~
0vD7v
4)材料及精度等级的选择 1e{IC=
ij( B,Y
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)。 E^/t$M|H
<(fRn`)PT
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 }o?AP vd
LcTt)rs
f
5) 压力角和齿数的选择 `-J%pEIza
PIoLywpRn
选用标准齿轮的压力角,即 。 P"IPcT%Ob%
?kH8Lw~{5W
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? 2j}\3Pi
3yU.& k
取 。 1Vrh4g.l
v50bdj9}k
6) 按齿面接触强度设计 26I_YL,S
2db3I:;E
由[2]设计计算公式10-9a,即 8m\7*l^D:
r") `Ph@yp
a. 试选载荷系数 ; }J:U=HJ
v4`"1Ss,K
b. 计算小齿轮传递的转矩 : c4^ks&)'
%7IugHH9y
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; emqZztccZ
%,}A@H,
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; 7byK{{/z
lhAX;s&9
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 j7$e28|_n
jHE}qE~>5
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 i@)i$i4
v1+3}5b'uF
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; IEsEdw]aZE
59Xi3KY
h. 计算接触疲劳许用应力: `>f6)C-
e,vvzso
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 K/j3a[.
.oYl-.E>&
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, ?(Dq ?-.
"U>JM@0DNm
j. 计算圆周速度 aeFe!`F
eg\v0Y!rI
k. 计算齿宽b Ce9|=Jx!
([T>.s
l. 计算齿宽与齿高之比 ;c-(ObSm
1 d}Z(My
模数 =9O^p@Q#W
9kN}c<o
齿高 GP!?^r:en
{5U{8b]k
所以 /YP{,#p
,
pDnRRJ!
m. 计算载荷系数 qT{U(
F\JM\{&F
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; nBjqTud
vM*-D{
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; TJ_$vI
0=@?ob7
由[2]表10-2查得使用系数 ; `<``8
E4`N-3
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 X@+{5%
&S{RGXj_
代入数据计算得 J*yf2&lI5
Zd^rNHhA
又 , ,查[2]图10-13得 cs,N <|
twL3\
}N/B
故载荷系数 dpAjR
q8X feoUV
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 @|
M|+k3
A -H&
o、计算模数m mXRB7k
[-65PC4aN
7) 按齿面弯曲强度设计 W98i[Q9A7
]
bM)t<
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 \rx3aJl
/ ;$#d}R
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 ; 1tEgl\u\
Fsmycr!R
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 w k(VR
rHC>z7+z.
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 =)M/@T
ypbe!Y<i]
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K f/
?_
"9ZID-~]
e.查[2]表10-5得齿形系数 j~2{lCT
y6ECdVF
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 y?[ v=j*U
]{)a,c NG
小齿轮 L"E7#}
Sz%tJD..
大齿轮 A_XY'z 1
r54&XE]O
结果是大齿轮的数值要大; d?s<2RkPT
dbwe?ksh
g.设计计算 `>7;!
j#X.KM
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。 ;;_,~pI?k
3B1XZm
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 ; *"+=K,#D
0ZT5bg_M
8) 其他几何尺寸的计算 Fu
SL}P
)#BMTKA^
分度圆直径 5QW=&zI`=
X\`_3=
中心距 ; >QjAoDVX?
zcel|oz)
齿轮宽度 ; V@B__`y7
|XT)QK1
9)验算 圆周力 ?zeJ#i
%z/hf
10)结构设计及零件图的绘制 ) brVduB
4iqoR$3Fc
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。 3/aMJR:o
B( ]M&
3、链传动的设计计算 J4QXz[dG
-l`f)0{
1.设计条件 w zYzug
33o9Yg|J~
减速器输出端传递的功率 di?K"Z>
xO$lsZPG
小链轮转速 Z,RzN5eN
8J=?5
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 1%EBd%`#
iWRH{mK
2.选择链轮齿数 GS0;bI4ay
VYu~26Zr
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 。 =q>'19^Jx
'= _/ 1F*q
3.确定链条链节数 CUO+9X-<8
VLS0XKI)
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 z{[xze-f
?p9VO.^5
取 (节) :?k>HQe
:H7D~ n
4.确定链条的节距p e>7]w,*|
b o0^3]Z
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 " W!M[qBW
V_C-P[2~
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 6FUw"|\u{
Ipf|")*
齿数系数 G'rxXJq
9:fOYT$8
链长系数 @x9a?L.48
6BY-^"W5`
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 wmk
*h-
E'v_#FLvR
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。 3 j!3E
RSr
%n1
5.确定链长L及中心距a _.>QEh5"5
|>27'#JC
链长 3 ,>0a
!zuxz
由[2]公式9-20得理论中心距 Scp7X7{N
dI*pDDq#
理论中心距 的减少量 \[BK1JP
4FEk5D
实际中心距 kUq=5Y `D
_6_IP0;
可取 =772mm ICuF %
^:K3vC[h;c
6.验算链速V r^h4z`:L
cnSJ{T
这与原假设相符。 zw+B9PYqX
P#pn*L*"T
7.作用在轴上的压轴力 rJPb 3F
bnm
P{Ps
有效圆周力 bIGHGd
qgE 73.!`6
按水平布置取压轴力系数 ,那么 ^w(p8G_-w
W [Of|?
六、轴系零件的设计计算 $>*3/H
MJ7 Y#<u
1、轴三(减速器输出轴)的设计 WEFlV4/
EzDk}uKY0R
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: z8{a(nK P
kV?y0J.
(2)求作用在轴齿轮上的力: "nZ*{uv
-%2[2p
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 >^%7@i:@U
[OHxonU
径向力 nNrPHNfqD
8S>&WR%jH]
其方向如图五所示。 'I_Qb$
I'PeN0T
f
(3)初步确定轴的最小直径 7+]=-
/[O(ea$U
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 fYp'&Btb]x
9v?N+Rb
查[2]表15-3取45钢的 m6n?bEl6I
HkQ*y$$
那么 UQ'\7OS
$P>`m$(8
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。 dA@'b5N{"
Ge,;8N88
(4)轴的结构设计 3mYiQ2
9l}FU$
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 a-l;vDs
L~(_x"uXd
图三 ,$1eFgY%
8d?g]DEN)6
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 kHXL8k#T
+u!0rLb
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 ^[]}R:
)p
T?/J
b、由于齿轮主要承受径向力,故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组,标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承,其尺寸为 ,故 ,$;yY)x7U
K#*reJ}K
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; >wb'QzF:
io,M{Ib
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 。 J\d3N7_d
Yiry["[]Q
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)。 m<{<s T
$rz=6h
图四 ~\=1'D^6CK
M%1}/!J3
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm,锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm(参看图一),考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知深沟球轴承的宽度B=25mm,大锥齿轮轮长 ,那么 H2Z1TIh
_{R=B8Zz\
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 _cy2z
AFc$%\s4
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 R&|mdY8
^&bRX4pYo
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。
=i_-F$pV
uwa~-xX6
(5)求轴上的载荷 s:p[DEj-
~n[xtWO0
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 , T^T[$26
M@4UGM`J
; ; 2R=DB`3
g)s{IAVx
图五 PH?#)lD
?shIj;c[
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: `!Ds6
LEW'G"+
表一 _@
*+~9%8p
2WtRJi?b|
载荷 水平面H 垂直面V uHAT#\m:
xEf'Bmebk
支反力F A,\6nO67
Fx5d:!]:$?
弯矩M y]J89
{Zh>mHW3
总弯矩 vhsk0$f
kqce[hgs<
扭矩T T=146.8Nm %Eb%V ($
w"OP8KA:^T
(6)按弯扭组合校核轴的强度: AZa6Cw
DA2}{
根据[2]中公式15-5,即 .C2TQ:B, .
@O@GRq&V
取 ,并计算抗弯截面系数 3 n'V\Hvz
usEwm,b)
因此轴的计算应力 t5'V6nv
EI_
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 DyeQJ7p
v2H#=E4cZ#
,故安全。 C8vOE`U,J
]UH`Pdlt
(7)精确校核轴的疲劳强度
fv`O4
,y+$cM(
①、判断危险截面 s3]?8hXd
C?i >.t
截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 d}JP!xf%
EhO|~A*R
截面C处虽然所受载荷最大,即应力最大,但应力集中并不大,因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端;截面2和3处都有因过盈配合,键槽及轴肩引起的应力集中,但截面2比截面3直径要小,故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 -O&CI)`;B
+)j1.X
②、截面2左侧: W
D
T]!
:WSDf VX
抗弯截面系数 tID%}Z v
=JKv:</.G
抗扭截面系数 3&6#F"7
^|/](
截面2左侧的弯矩为 Tszp3,]f
C4hx@abA
扭矩为 ZTU&,1Y ;
"y_#7K
截面上的弯曲应力 '=1KVE^Fk
(y?ITz9
扭转切应力为 p=C%Hmd5E
H"C[&r
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; 6I!7c^]t
I! > \#K
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 }';D]c
;zYqsS
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 :^Fh!br==
UK1_0tp]x
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 ^2$ lJ
+,yK;^b
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; >~`r:0',
5Q 'i2*j
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; qwK2WE%T
549jWG
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 +=]!P#
M)+$wp
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 wWSdTLX
_>=L>*
③、截面2右侧: ?UK|>9y}Z
7lS#f1E
抗弯截面系数 *1 G>YH
"H&"(=
抗扭截面系数 2MATpV#BT
?x+Z)`w_
截面2右侧的弯矩为 $8p7 D?Y
LY[~Os W
扭矩为 v3GwD00
RGn!{=
截面上的弯曲应力 kN%MP6? J
pSm $FBW h
扭转切应力为 2_ :n
eeHP&1= 7
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 }?&k a$rI
]$p{I)d&
表面质量系数 ; RN)dS>$
7T"XPV|W6
故综合影响系数为 h Xb%;GL