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 xD#/@E1'Y
MmK\|CtV
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 s6]f#s5o
i:$g1
原始数据 zc{C+:3$^
Wm,,OioK
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 >@%!r
C,]Ec2
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 :ox CF0Y
M@K[i*e
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 NAU<?q<)
p~b$+8#+
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 \*N1i`99
o MAK[$k;
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 fI|1@e1
k$2Y)
工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 zN:752d^+r
v uP1gem
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 c9[5)
y*D 8XI$
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 `otQ'e~+t
f1{ckHAY55
原始数据 8B+uNN~%]
k);!H +
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 )?WoLEjq
;$i'A&)OC
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 *+z({S_Nv
4kM<L}J#
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 O?!"15
ep!.kA=\
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 <gy'@w?
z)B=<4r
工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 ;gyE5n-{
'FhnSNT(4=
工作.运输带速度允许误差为 5%。 xpk|?/6
Q'VS]n
机械设计课程设计计算 uz#9w\="
;GAYcVB
说明书 }NXESZYoi
&g!/@*[Nhh
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 9PAp*`J@kr
UQ)}i7v
目录 p"@|2a
!iw
'tHhR
1. 设计任务书....................................3 3^Zi/r
F*4+7$E0B
2. 系统传动方案分析与设计........................4 n3N"Ax
dc)Gk
3. 电动机的选择..................................4 0FOf *Lz
bv/b<N@4?$
4. 传动装置总体设计..............................6 "x)DE,
=+p+_}C
5. 传动零件的设计计算............................7 @2gMtf?<
tp<V OUa
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 Q\76jD`m\
P]B#i1
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 ho1F8TG=
ShpnFuH
3) 链传动的设计计算........................... ...15 >$DqG$D
(4LLTf0
6. 轴系零件的设计计算............................17 Pcs@`&}7r
V1.F`3h~
1) 轴一的设计.....................................17 &[kgrRF@HU
5WT\0]RUa
2) 轴二的设计.....................................23 2#3R]zIO
{rZ"cUm
3) 轴三的设计.....................................25 kdCOcJB
9f\8oJQ
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 @nu/0+8h{
9f,:j
8. 键联接的强度较核..............................27 VaxO L61xE
p/h&_^EXU
9. 轴承的强度较核计算............................29 i7V~LO:gq
w|C~{
10. 参考文献......................................35 rLxX^[Fp3
+pvJ?"J
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 !Yu-a!
1 1CJT
一、课程设计任务书 Gq/6{eRo\
.h,xBT`}Ji
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) 9#ft;c
\aIy68rH,
图一 |@.<}/
$0T"YC%
2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 &F_rg,q&_
7-I>53@
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 I})t
,rQ)TT
运输链的工作速度(m/s):0.8 z :v, Vu
v v/,Rgv
运输链节距(mm):60 p^P y,
5Q` n6 x|
运输链链轮齿数Z:10 ?(yFwR,(
|+-i'N9
二、系统传动方案分析与设计 D'cY7P
;
,jLtl
1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 yPYJc
D^55:\4(
2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 |SKG4_wGe
AijTT%
3. 系统总体方案图如图二: Aq%^>YAp
p"IS"k%
图二 9ox|.68q
0WE1}.J<
设计计算及说明 重要结果 e8mbEC(AK
uhB!k-ir
三、动力机的选择 {@__%=`CCS
@jSbMI
1.选择电动机的功率 d`uO7jlm
y[6&46r7D
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 KTjlWxD
yr2L
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; puN=OX}C
u#WTh%/
Pw→工作机需要的输入功率,kW; T% 13 '
5!jNL~M
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 Yc`j
[ 5
2z ta
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; kN|5
J
,GkW. vEU
滚动轴承效率η2=0.98; ikN!ut
68<Z\WP
链传动效率η3=0.96; rn:zKTyhw
\UqS -j|
圆锥齿轮效率η4=0.98; 4:&qTY)H
HJaw\zbL
圆柱齿轮效率η5=0.99; a`b zFu{
)|y2Q
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 2?- 07 g
6$s0-{^
因此总效率 k\sM;bCv7
x2;i<
|
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 >q@Sd
1Uemsx%'k
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 FaE #\Q
6QLQ1k`
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 }"?nU4q;S
51G=RYay9
2.选择电动机的转速 ? x"HX|n
[AZaT
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。 W.`Xm(y
] @)!:<+
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 , -}X?2Q
T3 9C lH
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 H8$<HhuZM
;=-j;x
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; /MqXwUbO
f-3'D-{EKt
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; {!}F
:~*r
m
io1kDq<
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; :Wg-@d
?QMclzh*-
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 )nNCB=YF!
=,4
'"
所以 YWRE&MQ_
0SMQDs5j
因此 ~llMrl7
t1w2u.]
3.选择电动机的类型 xY2}Wr
j,
j&dx[4|m:h
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 cK[R1 ReH
xaWGa1V'z
通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 +[whh
5:%..e`T
查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 tS (i711
6Q2orn[
四、传动装置总体设计 9p2>`L
!@pV)RUv7
1.计算总传动比及分配各级传动比 to&N22a$
BbrT f"`
传动装置的传动比要求应为 'h^-t^:<>b
\D,M2vC~G
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 Ht|",1yr+
#vj#! 1
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。 +urS5c*
j
3}B5hht"D
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。 hdd>&?p3
@7@e`b?
2.计算传动装置的运动和动力参数 8: HSPDU.
R:w%2Y
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。 -G],H)M
6z#lN>Y-`
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 B2~f;zy`
xH<'GB)
1) 各轴转速计算如下 wJ+U[a
vpm ]9>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。 aKv[
^\M
dl
2)各轴功率 Opv1B2
CAUijMI@
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。 7qP4B9S
(2z%U
3) 各轴转矩 atY*8I|
uAu( +zV2
电动机轴的输出转矩 (8CCesy&
[_WI8~gY
五、传动零件的设计计算 cMD RWh
$sEB'>:
1、直齿锥齿轮的设计 i2$*}Cu
HEBqv+bG
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。 jg[5UTkcs
8f?rEI\0GD
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: dgS4w@)@V;
9i0M/vx
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)。 9>N\sOh
[ njx7d
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。 j]pohxn$5
3az$:[Und}
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 ; y7/PDB\he
LeY+p]n~
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; RcgRaQ2^
XwcMt r*
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 4P|$LkI
<tFSF%vG=
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; ^8:VWJM
'!!e+\h#
b、 小齿轮传递的转矩 ; :.#z
9C_*3?6
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; u7HvdLql
/D0RC
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 <EtUnj:qK8
Bi e?M
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; *4t-e0]j@w
&vCeLh:s
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 dFQo
- %|P
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 aD2*.ln><
qxfLfgu^
f、 取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 CWs: l3_yn
7i8eg*Gl
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 5C/2b.-[
pprejUR
h、 小齿轮分度圆周速度v =p]mX)I_
S?L#N
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; BDy5J2<<7l
t05_Px!mW
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; SBTPTb
KbAR_T1n
齿间载荷系数取 ; .d~\Ysve
e8,{|a
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 5SUN.%y
il12T`a
故载荷系数 ; !tU'J"Zy
Pp+~Cir
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a \PbvN\L
L}$z/jo
模数 y}N&/}M:}8
_.{zpF=j
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 2Z)4(,
QdDObqVdy
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; o@9+mM"B)
03EV%Vc
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; /v|Onq1Y4
II;Te7~
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 "(,2L,Zh
k#C
f})
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 GRT]aw
,}0$Tv\1
载荷系数K=2.742; Z\Z,,g+WL
&vkjmiAS
c) 分度圆锥角 ;易求得 jY/ARBC}H
abi[jxCG
因此,当量齿数 r<c #nD~K
#op:/j
根据[2]表10-5查得齿形系数 H_w%'v &
<~{du ?4n
应力校正系数 SO;N~D1Z6
#6=MKpR
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: uvnI>gv
bb;(gK;F
结果显示大齿轮的数值要大些; 6)}B"Qd
Z/<#n\>t0>
e、设计计算 ?^u^im
eY,O@'"8`
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 1u~ MXGF
&gn-Wb?
大齿轮齿数 ; =gjDCx$|
:et#0!
5) 其他几何尺寸的计算 $wV1*$1NM
nPFwPk8=M
分度圆直径 khx.yRx
O9s?h3
锥距 V.6)0fKZW
3[d>&xk@$
分度圆锥角 E.`6oX\L|
q0&$7GH4
齿顶圆直径 yZCX S
V`#.7uUP
齿根圆直径 'T,c.Vj)
%S@L|t
齿顶角 8(f:U@BS
kWhr1wR1
齿根角 'yY>as
""% A'TZ
当量齿数 8'#/LA[uPe
epg#HNP7^Y
分度圆齿厚 $q_R?Eay
W)*p2#l
齿宽 AjkW0FB:1
Kj3?ve~
6) 结构设计及零件图的绘制 y(W|eBe
uO6{r v\
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. Z=?aEU$7
4!.(|h@
零件图见附图二. (JUZCP/ \
ZnW@YC#9
2、直齿圆柱齿轮的设计 t2>fmQIQ
xSMt*]=9
1)设计已知:齿数比u=2.5;小齿轮转速 ;输入功率 ;传递的转矩 ; k;ZxY"^
Y?d9l
2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 9'[ N1Un.=
x,n,Qlb
3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 !bnyJA
1}%B%*N
4)材料及精度等级的选择 aEt/NwgiQ
@?
c2)0
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 lIRlMLuG
0Ua%DyJ
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 )e|=mtp
hk[
%a$Y
5) 压力角和齿数的选择 CW&.NT
oczG|_
选用标准齿轮的压力角,即 。 _hu")os
)2IH
5
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? (kv?33
@p 6<Lw_E
取 。 Z?5V4F:f
' o_:^'c
6) 按齿面接触强度设计 p5r]J +1
n+;6=1d7ZW
由[2]设计计算公式10-9a,即 QX4ai3v
7*5Z
a. 试选载荷系数 ; %Dg0fL
{X(:jAy
b. 计算小齿轮传递的转矩 : \%]I{
o1cErI&q"
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; -i yyn^|
\R36w^c3
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; !8NC# s
+ZM)bbB
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 。 o%9*B%HO/
L>yJ
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 PYbVy<xc
0j"8@<
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; }XO K,Hw
Ez|oN,
h. 计算接触疲劳许用应力: d)4
m6
2EZb
)&Q
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 -K9c@?
tg]x0#@s
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, NS%WeAf
;s`sn$@
j. 计算圆周速度 5[0
O'%$
h3LE>}6D
k. 计算齿宽b $,+O9Et
r\qj!
l. 计算齿宽与齿高之比 'Vyt4^$%
h$4Hw+Yxs]
模数 Zjbc3M5
[<DZ*|+
齿高 ]E\n9X-{
P"B0_EuR<T
所以 Ag{iq(X
3|.um_
m. 计算载荷系数 B2-V@06
8GvJ0Jq}U
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; r E}%KsZ
9E>xIJ@J2T
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; sZx/Ee
B!vmQR*1
由[2]表10-2查得使用系数 ; $5Xh,DOg
D6>HN[D"
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 e,t(q(L
U2bjFLd"
代入数据计算得 (p2K36,9m
N5a*7EJv+
又 , ,查[2]图10-13得 N[s}qmPha
a)wJT`xu
故载荷系数 =EHUR'
{NHdyc$
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 SQX:7YF~
rg^'S1x|
o、计算模数m `DV.+>O-1
SHe49!RA'{
7) 按齿面弯曲强度设计
TWA-.>c
V5UF3'3;}
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 _f$^%?^
_d5QbTe
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 ; 19w*!FGX
r"P|dlV-
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 Wk)OkIFR
|S_eDjF
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 [ucpd
IZpP[hov
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K 8fl`r~bqZ
E*]bgD7V
e.查[2]表10-5得齿形系数 !@}wDt
kqFP)!37
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 >m$1Xx4#GV
9[<)WQe6M
小齿轮 }H^+A77v
E=nIRG|g
大齿轮 %5(I/zB
?l9XAWt\
结果是大齿轮的数值要大; 4 o Fel.o
ynthDEo
g.设计计算 37s0e;aF
sB7#
~pA
结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 .+$Q<L
8WXQOo8
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 ; Sc;BCl{=|
a<^ v(r
8) 其他几何尺寸的计算 t'n pG}`tE
JRB9rSN^
分度圆直径 p {T*k'
T;r2.Pupn
中心距 ; 0Tx6zO
ZrpU <
齿轮宽度 ; b,7k)ND1F
T&6l$1J
9)验算 圆周力 H?yK~bGQ
ofm#'7P 0
10)结构设计及零件图的绘制 h9}+l
8\+uec]k
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。 G<65H+)M\
(A9Fhun
3、链传动的设计计算 *4\:8
s6 uG`F"
1.设计条件 OP[@k
t}r' k/[
减速器输出端传递的功率 aTH{'mN
marQNZ
小链轮转速 p`olCp'
P3x8UR=fS
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 Tp?7_}tRi
bRFLcM
2.选择链轮齿数 3lrT3a3vV
'j#*6xD
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 。 em%4Ap
fK>L!=Q
3.确定链条链节数 \ 2M_\Q`NY
"H'B*vc-
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 R0KPZv-
\V;F/Zy(
取 (节) L>jY.d2w=K
K@
I9^b
4.确定链条的节距p $*^7iT4q_t
f\|w'
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 o_izl\
D+rxT:
d
2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 G|bT9f$
ejSji-Qd
齿数系数 |mZxfI
p_RsU`[
链长系数 94'&b=5+
01 }D,W`
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 n1Yp1"2b[
%z=le7
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。 `'DmDg
KjD/o?JUr
5.确定链长L及中心距a }7b%HTF=
\"7*{L:
链长 =Qy<GeY
j`{?OYD
由[2]公式9-20得理论中心距 ^um<bWNc
<$D`Z-6
理论中心距 的减少量 L^1NY3=$
(d(CT;
实际中心距 ]%;:7?5l
)v'WWwXY>
可取 =772mm k
R?qb6
Ki;*u_4{
6.验算链速V O%\*@4zM
j
*
%
这与原假设相符。 P0;n9>g
{a =#B)6
7.作用在轴上的压轴力 mVj9 ,q0
9Gvd&U
有效圆周力 l [dK[4
*IB4[6
按水平布置取压轴力系数 ,那么 =O~_Q-
y\/1/WjBn
六、轴系零件的设计计算 GV1pn) 4
lt/1f{v[:
1、轴三(减速器输出轴)的设计 .j ?W>F
V.U|
#n5
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: S;Fi?M
x[cL
Bc<
(2)求作用在轴齿轮上的力: A[B<~
kXViWOXU^
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 QFA8N
qv-8)MSr
径向力 %U/(|wodd
D ;RiGW4
其方向如图五所示。 Mc) }\{J
W<'m:dq
(3)初步确定轴的最小直径 zOJ%}
\P[Y`LYL
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 C2!|OQ9A2
Z*F3G#A
查[2]表15-3取45钢的 )L? P}$+
G0Iw-vf
那么 Usvl}{L[
:'Vf
g[Uq
该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 td$E/h=3
<|HV. O/!
(4)轴的结构设计 _YRFet[,m
8$=n j
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 IW5,7.
GblA9F7
图三 "69s)~
*;W+>W
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 O2V
@NR>{Eg
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 Dm981t>wL
PrqlTT}Px
b、由于齿轮主要承受径向力,故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组,标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承,其尺寸为 ,故 Lj({[H7D!
}{Pp]*I<A
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; JtE M,tK
1C+13LE$U
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 。 {p2!|A&a
hE{K=Tz$
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)。 v&\Q8!r_
<sbu;dQ`
图四 70?\ugxA
)D
O?VRI
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 "nynl'Ryk
M/f<A$xx_
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 %uDi#x.
[jQp~&nY
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 b=C*W,Q_#
yX>K/68
根据轴端直径,参考[2]表15-2取轴端倒角为 ;各轴肩未注圆角半径为R1.6,如轴结构与装配图四。 %@b0[ZC
qz_7%c]K[
(5)求轴上的载荷 B`)BZ,#p
bIDj[-CDG
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁,轴的支承跨度 , Q-oktRK
),%%$G\
; ; fUWG*o9
,L2ZinU:
图五 n`_{9R
3DX*gsx(
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: 7~h<$8Y(T
Z?q]bSIT
表一 :LQYo'@yB
tU5zF.%
载荷 水平面H 垂直面V UW={[h{.|@
KAJi
支反力F 1ba~SHi
!qQl@j O
弯矩M |*xA8&/
t.y2ff<[U
总弯矩 *8 A
tKuwpT1Qc
扭矩T T=146.8Nm J1U/.`Oy
)r?}P1J7
(6)按弯扭组合校核轴的强度: EWhK0Vej=
HyQJXw?A:
根据[2]中公式15-5,即 e2Pcm_Ahv*
{w O|)|
取 ,并计算抗弯截面系数
Mx ?d
?4} h&/
因此轴的计算应力 ub0.J#j@
sE<V5`Z=
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 Ml{,
$)i")=Hy
,故安全。 05#1w#i
|^I0dR/w:
(7)精确校核轴的疲劳强度 H|<[YYk
?=7cF
①、判断危险截面 Ta0|+IYk<
,-LwtePJ0
截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 tS5hv@9cWx
r+i($jMs
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。 UhWNl]Z
ZQsJL\x[UK
②、截面2左侧: ~W'{p
i#/Jr=
抗弯截面系数 re?,Wext\
[b%D3-}'
抗扭截面系数 XEp{VC@=
i>A s;*
截面2左侧的弯矩为 {6|G@""O
gCS<iBT(7
扭矩为 myQagqRx
aiUY>M#|
截面上的弯曲应力 #Y`~(K47
_/$Bpr{R
扭转切应力为 n
ATuD
~$cV:O7
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; \ a<h/4#|
}OR@~V{Gj
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 )[6U^j4
IqHV)A
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 ZY55|eE
33x{CY15
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 jXx<`I+]
4r#= *
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; [Td4K.c
#4%]o%.
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; S~bOUdV
Z
{SPq$B_VR
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 z+wA
rPxc
]i)c{y
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 IB"w&