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 .dQQoyR+O
:WL'cJ9a
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 :!b'Vk
{0^&SI"5`E
原始数据 3?Pn6J{O
,gOOiB
}
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 !M]\I &
[$"n^5_~
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 J6G(_(d
F^LZeF[#t
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 P(73!DT+
.]7Qu;L
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 ?Ovqp-sw
S'B|>!z@
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 q)vplV1A
Nn"+w|v[ev
工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 {aJJ`t
qt^T6+faaQ
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 | j a-
'ao"9-c
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 cEd+MCN
w MP
原始数据 y>|{YWbp?
!G}+E2fDA
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 `z )N,fF
FH%GIi
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200
\$OF1i@
zyg
}F
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 b2=0}~LK
{ e5/+W
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 ,qrQ"r9
9Xo[(h)5d
工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 *[R
eb%
V{&rQ@{W
工作.运输带速度允许误差为 5%。 Cssl{B
N**g]T
0`
机械设计课程设计计算 pOkLb
#
R$Tp8G>j
说明书 3y~r72J
P?]aWJ
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 MqA`yvQm
[wB9s{CX
目录 "y<?Q}1
dk<XzO~g
1. 设计任务书....................................3 Q\,o:ZU_
-}6xoF?
2. 系统传动方案分析与设计........................4 i^!ez5z
V$rlA'+1v
3. 电动机的选择..................................4 )&<=.q
iTg; 7~1pY
4. 传动装置总体设计..............................6 ~E^,=4
N#_GJSG_|
5. 传动零件的设计计算............................7 5rV((
ulJX1I=|p
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 \Ro^*4B
R?EASc!b
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 yj(vkifEB
b4""|P?L
3) 链传动的设计计算........................... ...15 "A)("
S$^RbI
6. 轴系零件的设计计算............................17 `[YngYw
1I}b|6
`
1) 轴一的设计.....................................17 )CS.F=
eVcANP
2) 轴二的设计.....................................23 %D`,k*X
LR,7,DH$9'
3) 轴三的设计.....................................25 e%>b+Sv
CCGV~e+
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 [|3>MZ2/
;|cTHGxbE
8. 键联接的强度较核..............................27 ^U8r0]9
9r2IuS0
9. 轴承的强度较核计算............................29 :p4 "IeKs
x)_@9ldYv
10. 参考文献......................................35 X}6#II
B,(Heg
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 .~gl19#:T
<d7V<&@o=
一、课程设计任务书 **[Z^$)u(
(:+>#V)pZ
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) kV Rn`n0
^-M^gYBR
图一 p=QYc)3F
Ih[+K#t+E
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%。 Bfv.$u00p
J%]D%2vnk`
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 'iLH `WE
8%~t
运输链的工作速度(m/s):0.8 BD#.-xWV
te4= S
运输链节距(mm):60 '~wpP=<yyF
-NBiW6b~
运输链链轮齿数Z:10 vG2b:[W
GW2')}g
二、系统传动方案分析与设计 U~2`P
#m8sK(#lo
1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 yO>V/5`
gK3Mms]}m
2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 "MiD8wX-
XL}<1-}
3. 系统总体方案图如图二: fH8!YQG8$
Gr(|Ra.
图二 uC]Z8&+obb
g9my=gY
设计计算及说明 重要结果 ELh3^
n`;R pr&
三、动力机的选择 i3
)xX@3
W%!@QY;E(
1.选择电动机的功率 }o9Aa0$*$
tO.$+4a
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 <V_7|)'/A
RwTzz]
M
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; } IlP:
Z# Lx_*p]Q
Pw→工作机需要的输入功率,kW; J%dJw}
S9Yt 1qb
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 px9>:t[P
f3
]
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; Z]-WFU_
N
b5e@oIK
滚动轴承效率η2=0.98; Dr"/3xm
04y!\
链传动效率η3=0.96; RFG$X-.e
-'C!"\%
圆锥齿轮效率η4=0.98; a]VGUW-
]X" / yAn
圆柱齿轮效率η5=0.99; amB@N6*
}BN\/;<A
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 _q Tpy)+
{&nV4c$v
因此总效率 Qp!Y.YnPd_
Xi~9&ed#$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 ~/`X*n&
{:Vf0Mhb
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 ,sb1"^Wc
S]yvMj_?
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 }#aKFcvg
i@$-0%,
2.选择电动机的转速 qiNliJ>40E
c d%hW
电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 Gm&2R4 )EP
xtJAMo>g
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , Sa}D.SBg
s[-]cHQ
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 1-$P0
-fux2?8M
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; .k]#XoE
YhgUCF#
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; v"k4ATWP
9oq)X[
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; La}o(7=s
&`PbO
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 C.E[6$oVc
B/Ba5z"r$
所以
~R!gJTO9
uiK:*[
因此 Jn,w)Els
{aJz. `u\
3.选择电动机的类型 %vc'{`P
j<$R4A1
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 <R~KM=rL
*tAqt2{48
通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 FT_k^CC
]hUKuef
查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 )@c3##Zp)
.cw=*<zeg
四、传动装置总体设计 B&nw#saz.
qP`?M\!O
1.计算总传动比及分配各级传动比 ;qT5faKB3J
'
C6:e?R
传动装置的传动比要求应为 i;HH !
TaN
4(iS-8{J
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 u<q)SQ1
g*r/u;
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 Isp_U5M
]n1D1
综合考虑各项因素,查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3;圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5;圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 X)NWX9^;'
/'NUZ9
2.计算传动装置的运动和动力参数 K-<n`zg3
0nT%Slbih
设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 dp< auA
&U0WkW
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 s'AQUUrb<
L)G">T;
1) 各轴转速计算如下 wL'C1Vr
*lY+Yy(
式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 k7b(QADqUU
d'q;+jnP
2)各轴功率 "DzGBu\
[Z% l.
式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 :28@J?jjO
T/5nu?v
3) 各轴转矩 m^c%]5$
}*ODM6
电动机轴的输出转矩 j>V"hf
AYYRxhv_,
五、传动零件的设计计算 9`,,%vdj
r"1A`89
1、直齿锥齿轮的设计 ]t7ClT)n!
_dY:)%[]
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。 Cea"qNq=k
6e&g$R
v
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: yvS^2+jW
i~ROQMN1
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 3lyQn"
_=)!xnYf
对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 {Wr\DVp
KdS
eCeddW
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; h
F Dze
6O%=G3I
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; )ZviS.
[6tR&D#K
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 M$gvq:}kt
0\QYf0o
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; enWF7`
kaV%0Of]
b、 小齿轮传递的转矩 ; .!!79 6hS
5~*=#v:`
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; %{=4Fa(Jux
M3)v-"
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 EP/&m|o|G
+|)zwe
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; @_G` Ok4
Mi_[9ku>%
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 a\.//?
'et(:}i
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 VvzPQ k
$Gr4sh!cE
f、 取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 cvn-*Sj
DI L)7K4
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 BW+qp3 k\
`>dIF.
h、 小齿轮分度圆周速度v tbL1g{Dz,
;>cLbjD
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; /IrKpmbq
5ENov!$H
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; +k#mvPq
pq%t@j(X
齿间载荷系数取 ; M|$H+e }:
o:p{^D@#k
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 E
`?S!*jm
]v/t8`
故载荷系数 ; =]8f"wAh*
hB?U5J
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a :d, >d
l!xgtP K
模数 bWhJ^LD
+#&el//
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 ke{DFqh
:-W$PIBe
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; >\N$>"~a
[N'r3
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; H&"_}
H@VBP
Q}Q
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 $Ui]hA-:?y
]W89.><%14
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 \"<GL;
7Y| Wy
Oq
载荷系数K=2.742; +H5 jRw
tyBg7dP
c) 分度圆锥角 ;易求得 m-Mhf;
PQr#G JG7
因此,当量齿数 &lO Xi?&"
V>~*]N^f
根据[2]表10-5查得齿形系数 G <} 7vF
3hp
tP
应力校正系数 t!+%g) @
d!a2[2Us
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: tSw~_s_V
Th I
结果显示大齿轮的数值要大些; 8'
WLm
P,s)2 s'nZ
e、设计计算 {Tjtj@-
d#M?lS>
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数
4AG&z,[
5d!z<{`
大齿轮齿数 ; v=8~ZDY
:$) aMEq
5) 其他几何尺寸的计算 ;NvhL|R
dNS9<8JX
分度圆直径 M[&.kH
RQ_#rYmT
锥距 A
`H]q5d
1{Sx V
分度圆锥角 \Ho#[k=y*/
SO8|]Fk
齿顶圆直径 d-_93
3oNt]2w/'
齿根圆直径 /eI,]CB'z
Jf8'N
ot
齿顶角 o9(#KC?3
'<U[;H9\
齿根角
.*clY
(\AszLW
当量齿数 {BwN4r46
pB{ f-M:D
分度圆齿厚 PT=2LZ
Qcy+ {j]
齿宽 _^,[wD
_cnrGi}T
6) 结构设计及零件图的绘制 kB!M[[t
J>&dWKM3
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. u]++&~i
+&@l{x(,
零件图见附图二. yp7,^l
wMR[*I/
2、直齿圆柱齿轮的设计 NJz*N%VWD
]mDsUZf<
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 ; EJ[iOYx
q@=#`74 6e
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。 9Y*Vz QE
Mz#S5 s
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。 Zzzi\5&gU
{pi67"mYp
4)材料及精度等级的选择 gJ}'O4*b
u9[w~U#
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)。 @a{v>)
N'W>pU
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。 Ts ?>"@
-a#AE|`
5) 压力角和齿数的选择 #)c;i<Q3S
U#^:f7-$.
选用标准齿轮的压力角,即 。 aWi]t'_
%PNm7s4x2
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? R;I-IZS:
'3kL=(
取 。 iH -x
(]#
JpQ
6) 按齿面接触强度设计 A_$Mt~qKi^
0.,&B5)
由[2]设计计算公式10-9a,即 & ;x1Rx
XVK[p=cIL
a. 试选载荷系数 ; X+G*Q}5
4pHPf<6
b. 计算小齿轮传递的转矩 : &-.eu
bJ5z??
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; `oI/;&
XdXS^QA.s
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; b`%e{99\
Q $,kB<M
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 ROiX=i
x>/@Z6Wxz
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 V,%5
hl'&
{?M*ZRO'
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; Hw-oh?=
k*+ZLrT
h. 计算接触疲劳许用应力: o+WrIAR
KPvYq?F>4
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 fP4IOlHkE
Zvw3C%In
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, XhkL))FcG
dg@/HLZ
j. 计算圆周速度 YedipYG9;
Gb)iB
k. 计算齿宽b >]N0w
wEn&zZjx
l. 计算齿宽与齿高之比 [==Z1Q;=
gKH"f%lK
模数 %3B>1h9N
_|#|mb4Fe
齿高 * =N6_
7)X&fV6<8
所以 bI0+J)
]cY'6'}Hz
m. 计算载荷系数 w9h5f
"4-Nnm
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; "k@/Z7=
B=xZkc
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; Cjb p-
m9i%U
由[2]表10-2查得使用系数 ; ]=$ay0HC
-]MP,P%
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 \{jWR%
EjCs
代入数据计算得 `6F8Kqltr
FnU;n
又 , ,查[2]图10-13得 ?UZyu4O%
f3&//h8
故载荷系数 r_CN/ a
3W
WxpTU
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 @"5u~o')@v
mM%BO(X{=
o、计算模数m `I<|*vW
u
,;& PKY
7) 按齿面弯曲强度设计 s'w0pZqj
Wm/k(R`O<
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 f}uCiV!?v
QVhBHAw
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 ; mTbPzZ4
R-|]GqS}L
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 HC}C_Q5c91
`215Llzk;
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 2UJ0%k
Za?&\
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K ,4$J|^T&
t;6/bT-
e.查[2]表10-5得齿形系数 =jHy6)6w
QrA+W\=_`y
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 $~\qoW<
PUo&>
小齿轮 $ {"St&(
\Ki#"%S
大齿轮 Q:=/d$*xd
_P+|tW1
结果是大齿轮的数值要大; rrq-so1u}
^ 9E(8DD
g.设计计算 ]d(}b>gR~(
XcneH jpR
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。 (q7mzZY
$cCB%}
按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; yh!vl&8M
CAO{$<M5m
8) 其他几何尺寸的计算 >{8H==P
)2hoO_l:
分度圆直径 k$/].P*!
- d6>
中心距 ; Reo0ZU>
548BM^^"r
齿轮宽度 ; 85]UrwlA4
@x4Dt&:"
9)验算 圆周力 2
{0VyLx
c9
c Nlp
10)结构设计及零件图的绘制 0:p#%Nvg
nrS_t
y
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。 a#=-Aj-
'z:p8"h}
3、链传动的设计计算 @TDcj~oR?
=uTV\)
1.设计条件 <hdCO<
0(
$%'z/'o!
减速器输出端传递的功率 @YELqUb*
/0(KKZ)
小链轮转速 Y@eUvz
yuBBO:\.
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 }vIm C [
95/C4q
2.选择链轮齿数 }rZp(FG@*
g11K?3*%Q
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 。 ~sD'pS
AJmzg
3.确定链条链节数 |Sq>uC)
o6oYJ`PY
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 >%,tyJ~
L`v,:#Y
取 (节) TrW3@@}j
I5,Fh>
4.确定链条的节距p ;iVyJZI
)g9qkQ 8q
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率
D6pk!mS
ikC;N5Sw
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 !RI&FcK
@,vSRns
齿数系数 %qMk&1
=*I9qjla[?
链长系数 tti.-
AyDK-8a
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 #XZ?,neY
U<x3=P
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。 "rtmDNpL
]3G2mY;`"%
5.确定链长L及中心距a :Pv{E
smggr{-
链长 p|%)uA3'/
'4iu0ie>D
由[2]公式9-20得理论中心距 |NqQKot1
G(>a LF
理论中心距 的减少量 o9CB
,c7]
|8"HTBb\CW
实际中心距 ;%}
Y`wi=(
可取 =772mm e=U7w7(s9
<Ip}uy[Y
6.验算链速V 6m9Z5:xG
.Kx5Kh{
这与原假设相符。 DIY WFVh
> 01k
u
7.作用在轴上的压轴力 GZ"O%:d
<}ev Ow2
有效圆周力 ` WVQp"m
L(L;z'3y
按水平布置取压轴力系数 ,那么 +J2=\YO
kci H
六、轴系零件的设计计算 I'";
"(5M }5D
1、轴三(减速器输出轴)的设计 ev>: 3_ s
# 8A|-u=3
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: wS4zAu
: v]< h
(2)求作用在轴齿轮上的力: g)zy^aDf
q8U]Hyp(`
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 D_@^XS
a}yJ$6xi
径向力 j%lW+[%
j=7 ]"%
其方向如图五所示。 W];4P=/
rl4-nA
(3)初步确定轴的最小直径 OHB!ec6W
B|8(}Ciqx
选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 J4<- C\=4
b[$>HB_Na
查[2]表15-3取45钢的 h'
16"j>
Tsa&R:SE
那么 F](kU#3"S
%9IM|\ulp
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。 ?wmr~j
{W0@lMrD
(4)轴的结构设计 R{.ku!w
!=a8^CV
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 # H4dmnV
"UE'dWz
图三 &.d~
M1Mz
^uYxeQY[
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 )%*uMuF
-IPc;`<
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 。 3]wV`mD
uvT]MgT
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 6 ,k}v:
A w83@U
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; ^K3{6}]
R!:1{1
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 。 gbF.Q7?$u
)=~1m85+5B
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)。 8G9V8hS1#B
=_,w<
图四 $"sf%{~
<#:"vnm$j
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 /QTGZb
2+0'vIw}
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。 {<bByHT!
_,5(HETE2
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 ?!Y2fK=h0
Y]P]^3
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。 DI+kO(S
N1_nBQF )
(5)求轴上的载荷 I9_tD@s"(
ns@b0'IF]
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 , *&LVn)@[`
JrO2"S
; ; *2@Ne[dYEF
PZQ}G*p3
图五 8eL[,uw
]e
R1
+Nl
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: u"tv6Qp
x2;92I{5C,
表一 `XQM)A
H=EvT'g
载荷 水平面H 垂直面V j&ddpS(s
EY':m_7W
支反力F IeE+h-3p
]x! vPIyq
弯矩M amOBUD5Ld`
"h\{PoG
总弯矩 R|`}z"4C
zkB_$=sbn#
扭矩T T=146.8Nm Wk`G+VR+
P5kkaLzG
(6)按弯扭组合校核轴的强度: q
f-1}
,0;E_i7
根据[2]中公式15-5,即 UEt#;e
W.{#Pg1Da
取 ,并计算抗弯截面系数 -_v[oqf$
F(:+[$)
因此轴的计算应力 Gb\}e}TB[
Q lql(*
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 S-g`rTx
Fod2KS;g
,故安全。 4>gkXfTF
<5G*#0gw
(7)精确校核轴的疲劳强度 @zW'!Ol
=DUsQN!
①、判断危险截面 R2-OT5Ej
s9zdg"c'
截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 JuKj
PKty'}KF
截面C处虽然所受载荷最大,即应力最大,但应力集中并不大,因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端;截面2和3处都有因过盈配合,键槽及轴肩引起的应力集中,但截面2比截面3直径要小,故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 -(@dMY
K'7i$bl%
②、截面2左侧: Kmk<
8 }nA8 J
抗弯截面系数 #P<v[O/rA
Hi|'
抗扭截面系数 ;VNwx(1l`
79z(n[^
截面2左侧的弯矩为 l0 rZril
M n3cIGL
扭矩为 hT#[[md"
lmgMR|v
截面上的弯曲应力 _\1wLcFj
JIQS'r
扭转切应力为 ;N6L`|
zH.DyD5T;
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; |r$Vb$z
n(0O'nS^
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 ym{?vY
h
P
BpjE}[Q
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 NyFa2Ihd
Z
~:S0HDP
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 l!EfvqWX
?S36)oZzg
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; gQCkoQi:j
cL7je
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; uL1e?
3W5|Y@0
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 pdngM8n
b(&2/|hd
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 1.4]T, `
{ %vX/Ek
③、截面2右侧: ~6Vs>E4G
(&=-o(
抗弯截面系数 Eo!1
WRruF
TwqyQ49
抗扭截面系数 4w}\2&=
EgFV
截面2右侧的弯矩为 G29PdmY$<
:MV]OLRM
扭矩为 dw5.vXL`
}3!83~Qbx
截面上的弯曲应力 N4}j,{#
.DMeWi
扭转切应力为 \SHYwD}*Pr
DGz'Dn
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 @0; 9.jml,
8$io^n\i
表面质量系数 ; mVcpYyD|k
Xw(e@:
故综合影响系数为 mqrP0/sN