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 OH>Gc-V
W>!:K^8]
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 Q3i\`-kbb
O\Y*s
原始数据 -l}"DP
_
O+mEE>:w%
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 TqN@l\
jl}9R]Y_2
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 c86?-u')
}0<2n~3P
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 }8 ;,2E*z
"a;$uW@.6
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 XPrnQJ
vxf09v{-
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 U^[AW$WzU
c[,Rhf
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 fCu;n%
5+{oQs_
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 j8Q_s/n
6miXaAA8
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 Tr>_R%b K
<
`;Mf>V
原始数据 y)|d`qC\
GBZ u<t/
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 j@nK6`d+1
rg[#(
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 VXk[p
)/!HI0TU
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 3`D*AFQc
roriNr/e
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 }t(5n $go6
$[HCetaqV
工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 ]7,0>
1:7fV@jw
工作.运输带速度允许误差为 5%。 p:tp|/
N49{J~
机械设计课程设计计算 l(QntP
%t* 9sh
说明书 pIrL7Pb0
7^.g\Kt?
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 c<q33dZ!*
R'F \9eyA
目录 6C"${}SF`
V?T&>s
1. 设计任务书....................................3 3`3my=
Su@V5yz
2. 系统传动方案分析与设计........................4 fi'zk
to_dNJbv
3. 电动机的选择..................................4 V@z/%=PJ
.j)DE}[q>
4. 传动装置总体设计..............................6 /3Y"F"`M.
kG4])qxC'
5. 传动零件的设计计算............................7 (G{:O
@~=d4Wj6
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 :Eg4^,QX
l9%ckC*q
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 l:~ >P[
d@ZXCiA},
3) 链传动的设计计算........................... ...15 {6)H.vpP
W>CG;x{
6. 轴系零件的设计计算............................17 %dd B$(
R4[|f0l}s
1) 轴一的设计.....................................17 xOxyz6B\
>Wd=+$!I
2) 轴二的设计.....................................23 FgP{
1D"EF
3) 轴三的设计.....................................25 e9k$5ps
8v^AVg
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 l,QO+
>)z
?ODBW/{[G
8. 键联接的强度较核..............................27 @&E7Pg5
|n s9ziTDI
9. 轴承的强度较核计算............................29 DoeE=X*`k
}lx'NY~(W
10. 参考文献......................................35 >6(e6/C-9
rc{F17~vX
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 KAT^v bR
IQ~EL';<w
一、课程设计任务书 f0{tBD!%
4kNSF
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) i94)DWZ^
i#U_g:~wC
图一 '<C#"2
sPX~>8}|VP
2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 S U P
S:
g 2V
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 FePWr7Ze
@G>&Gu;5
运输链的工作速度(m/s):0.8 'Hq#9?<2M
2DBFY1[Pk
运输链节距(mm):60 ]A_A4=[w
S }G3h a
运输链链轮齿数Z:10 bFIv}c+;
F
n*+uk
二、系统传动方案分析与设计 @7Nc*-SM
VpM(}QHd
1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 3)dtl!VMW[
+227SPLd
2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 &nn+X%m9g
"SwM%j
3. 系统总体方案图如图二: TGG-rA6@Lx
PrEfJ?
图二 n#5 pd;!n
+oa>k
0
设计计算及说明 重要结果 }~NWOJ3;
RjHKFB2
三、动力机的选择 z
2Ao6*%
% ELf7~
1.选择电动机的功率 8&y3oxA,
>56;M7b(K
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 ]K>x:vMKH
j2!^iGS}
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; Z7?-c
Dj{t[z]$k
Pw→工作机需要的输入功率,kW; n0@ \x=9
5sF?0P;ln
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 TSYe~)I
@arMg2"o
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; vM/D7YS:
k/#321Z
滚动轴承效率η2=0.98; F,$ypGr
#-FfyxQ8ai
链传动效率η3=0.96; h*zHmkFR
2/G`ej!*
圆锥齿轮效率η4=0.98; zF=E5TL-,4
)XL}u4X
圆柱齿轮效率η5=0.99; Z^vcODeC$
=5X(RGK
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 0RGSv!w
wfF0+T+IA
因此总效率 Mhj.3nN
D4CiB"g3*
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
3SWO_
_,9/g^<
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 5"&{Egc_
Wfyap)y
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 3eS
*U`_
xs3t~o3y
2.选择电动机的转速 Lr`G. e
Ax;i;<md
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。 3a]Omuu|=
ax+P)yz
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 , vL:tuEE3
FYu=e?L
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。
)\r;|DN
Oe*+pReSD
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; ^qlfdf
A#B6]j)
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; $s-HG[lX[
$Sfx0?'
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; .V:H~
qdeS*rp\
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 #4<Rs|K
F(Iq8DV
所以 b!Z-HL6
;/phZ$l
因此 `CXAE0Fx
tag~SG`ov
3.选择电动机的类型 w\z6-qa
]B"YW_.x2
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。 4-: TQp(
4uG:*0{Yx
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。 J3B]JttU
!(EJ. |LH
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。 h5?yrti
T] tG,W1>i
四、传动装置总体设计 dkRG4
)~g
L:g!f
1.计算总传动比及分配各级传动比 _jW}p-j
ch%-Cg~%
传动装置的传动比要求应为 !wtt KUO?
s-He
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 1$g]&'
iX{Lc+u3
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。 ['SZe0
iYJzSVO
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。 {)QSxO
$0MP*TFWa
2.计算传动装置的运动和动力参数 ^&W(|R-,J&
n^Qt !~
设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 k2xOu9ncEj
6_# >s1`R
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 : _>/Yd7-&
Q( C\X
1) 各轴转速计算如下 K)AJx"
=2z9Aq{
式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 :Sx!jx>W
De>'
2)各轴功率 >~kSe=Hsb4
4$=Dq$4z
式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 VHJ-v!
os]P6TFFX?
3) 各轴转矩 Rmrv@.dr!
Olg@ Ri
电动机轴的输出转矩 { L(Q|bB
J0e~s
五、传动零件的设计计算 ,rB"ag !
M8
E8r
1、直齿锥齿轮的设计 "`Q.z~
<MlRy%3Z
1)设计已知:齿数比(传动比)u=2.4;小齿轮转速 输入功率P=3.96k W;传递的转矩T=26.26N?m。 2sJj -3J
IQFt4{aK3
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: S?bG U8R5
CV~\xYY
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 S0_#h)
5y. n
对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 h]rF2 B
H*DWDJxmV
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; mr+J#
HCh;Xi
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; f#RI&I\
Xj/U~
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 %=:*yf>}
8:%=@p>$
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; qV%t[>
+X4O.6Mn
b、 小齿轮传递的转矩 ; Hz}6XS@
l:O6`2Z
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; 17Q1Xa
V[R33NYG
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 u.wm;eK[
1sL#XB$@N
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; '2u(fLq3h
bqwQi>^Cw
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 (o/HLmr@Y
c5K@<=?,E
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 } PD]e*z{Z
WKf->W
f、 取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 ;- D1n
+?[,y
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 ffuV158a&
-_bHLoI
h、 小齿轮分度圆周速度v (vCMff/ Y1
c?qg
i"kS
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; M
<oy
,?"cKdiZ
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; *x EcX6ZHX
^`Tns6u>
齿间载荷系数取 ; o2
=UUD&
D(}w$hi8
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 ;2||g8'
z~TG~_s
故载荷系数 ; {*VCR
:` >|N|i
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 sd;J(<Ofh
{shf\pm!o
模数 >uS?Nz5/
L&wJ-}'l
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 LRO'o{4$E
MTZbRi6z
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; <}~`YU>=v
FgIL Q"+
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; p`//
*gl
*B7+rd
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 *Mf;
- aCtk$3
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 f\sxx!kt
GE`:bC3
载荷系数K=2.742; 6fvzTd},
J:
c) 分度圆锥角 ;易求得 (VYY-%N`
vkdU6CZO
因此,当量齿数 !r:X`~\a
x!klnpGp
根据[2]表10-5查得齿形系数 jk-hIl&
^h+,Kn0@
应力校正系数 OR[6pr@
N&`VMEB)k
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: c@RMy$RTF
Kq}/`P
结果显示大齿轮的数值要大些; i6R2R8
%T]NM3|U
e、设计计算 mQmn &:R
J /3qJst
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 pkjf5DWp
82%~WQnS
大齿轮齿数 ; FLI\SF<
>
Y
<in/
5) 其他几何尺寸的计算 |zD{]y?S-
1JIL6w_
分度圆直径 %(a<(3r
QUL^]6$
锥距 ^6!C":f
4`F(RweGx
分度圆锥角 `Tt}:9/3
%Gp%l
齿顶圆直径 1iq,Gd-G.
v. ,|#}0 o
齿根圆直径 qms+s~oA
QFOmnbJg
齿顶角 6e,|HV
:34#z.O
齿根角 rQ|^HNj
uP<w rlW
当量齿数 L(a&,cdh
Js7(TFQE
分度圆齿厚 74YMFI
}} cz95
齿宽 q[4{Xh
pKDP1S#<
6) 结构设计及零件图的绘制 !g}?x3
7Iu^l4=2
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. =;DmD?nZ
BrYU*aPW;
零件图见附图二. SH>L3@Za
xW@y=l Cu
2、直齿圆柱齿轮的设计 7'wt/9
DDkH`R
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 ; n:JWu0,h
;h[p "
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。 3`PPTG
`f.okqBAh
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。 XMb]&VvH
xU$A/!oK
4)材料及精度等级的选择 N6wea]
IC&xL9
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 L[\m{gN
?sQOz[ig;
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 Y<('G5A
b%`^KEvwfo
5) 压力角和齿数的选择 X`km\\*
MhMY"bx8
选用标准齿轮的压力角,即 。 _t<D~
+2%ih!
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? z-<091,
i0`<`qSQh
取 。 y<7C!E#b8
\7W>3
6) 按齿面接触强度设计 z3!j>X_w
+a$'<GvP
由[2]设计计算公式10-9a,即 m0xL'g6F
r':wq
a. 试选载荷系数 ; RlH|G
DG&
({vy
b. 计算小齿轮传递的转矩 : ^z&eD,
S~BBBD
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; v ~|~&Dwq
#+)AIf
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; nY(>|!
E6"+\-e
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 。 [?rK9I&
@tQu3Rq@
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 I9S=VFhZ`
8U,VpuQ:
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; Rf *we+
u{#}Lo>B #
h. 计算接触疲劳许用应力: 0V*B3V<
zrt \]h+
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 E'3=qTbiD
/Y=Cg%+
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, +ZH-'l
j8k5B"
j. 计算圆周速度 V<X[>C'
oNW.-gNT
k. 计算齿宽b Y,1ZvUOB
uTsxSkHb/
l. 计算齿宽与齿高之比 }yQ&[Mt
K9{3,!1
模数 ra87~kj<
q-7C7q
齿高 5^kLNNum
;bz|)[4/
所以 UC3&:aQ!
f3,qDbQyJ
m. 计算载荷系数 ?`9XFE~a!
-D=J/5L#5
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; Y
j[M>v
_+c' z
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; Hzm<KQ
g
M::
由[2]表10-2查得使用系数 ; 2~`lvx
GnAG'.t-Z
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 'G] P09`*)
/j7e
q
代入数据计算得 X<:B"rPuK
isU7nlc!
又 , ,查[2]图10-13得 -cDS+*[
z1dSZ0NoA
故载荷系数 h%4aL38
Ej_ >*^b
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 }sy^ed
O|Sbe%[*wW
o、计算模数m !H)$_d \uj
|3LD"!rEx
7) 按齿面弯曲强度设计 0.pZlv
AN193o
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 }j+Af["W?
r4YiXss
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 ; " V[=U13
BZJ\tPSR
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 ko-3`hX`
"0*yD[2
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 QR+xPY~
;2#9q9(
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K <x!q!;
%
w\
e.查[2]表10-5得齿形系数 WdWMZh
Zr(4Q9fDo
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 x3>ZO.Q
$Cgl$A
小齿轮 [Sr^CYP(
`}r)0,Z}3
大齿轮 5taR[ukM
UWW^g@d4
结果是大齿轮的数值要大; N F$k~r
Ob ~7w[n3
g.设计计算 \T'.b93~B
-1_WE/Ps
结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 r|MBkpcvp
&nV/XLpG
按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; gg0rkg
uI9eUO
8) 其他几何尺寸的计算 #r|qitL3
^l:~r2
分度圆直径 Ir\P[A
]Cc3}+(s
中心距 ; bmOK8
bIWSNNV0F
齿轮宽度 ; @Ojbu@A
vh$If0
9)验算 圆周力 6%a9%Is!O
N&uRL_X.
10)结构设计及零件图的绘制 '^n,)oA/G
&ir|2"HV
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。 sck.2-f"
HUFm@?
3、链传动的设计计算 0$qK: ze
tP:ER
1.设计条件 -k?K|w*X
SHc?C&^S
减速器输出端传递的功率 Zg*XbX
S.zY0
小链轮转速 XtZeT~/7RT
q)l1tC72
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 *|9:
hS 9^Bi
2.选择链轮齿数 E5$Fhc
/;5/7Bvj
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 。 */APe#
uv&4
A,h
3.确定链条链节数 s$JO3-)
w)Xn MyD(P
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 _ea|E 8
HEk{!Y
取 (节) .MS41
E!
:anR/
4.确定链条的节距p Hmx
Y{KB
h:AB`E1
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 ?{;7\1[4
*=}\cw\A
2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 dC/@OV)0#
OJ1MV 7&
齿数系数 RhWW61!"
arc{:u.K
链长系数 ":_~(?1+
cX#U_U~d
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 =3Ohy,5L
\ 62!{
根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 Hva/C{Y
"?G?G'yK>
5.确定链长L及中心距a >x1yFwX}-f
(j-_iOQ]i+
链长 eUKl(
FOAXm4"
由[2]公式9-20得理论中心距 zGwM# -
YCq:]
理论中心距 的减少量 n#5S-z1KNw
xnDst9%
实际中心距 Ae;mU[MK/
]G~Z'fs<(
可取 =772mm z~th{4#E;
`|<? sjY
6.验算链速V 1pz-jo,2'
&
h\!#X0
这与原假设相符。 (e#f
XG E.*aI
7.作用在轴上的压轴力 Ri>ZupQ6
&Z(6i}f,Gp
有效圆周力 as(Zb*PdH
8 q>
按水平布置取压轴力系数 ,那么 eVzZfB-=4}
:_h#A}8Xd
六、轴系零件的设计计算 3a'#Z4Z-
? ph>:M
1、轴三(减速器输出轴)的设计 1/v#Z#3[
(3 Z;c_N
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: m:c0S8#:
3U'l'H,
(2)求作用在轴齿轮上的力: }1 j'
?z0W1a
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 <b?$-Rx
buDz]ec
b
径向力 V@nZ_.
d(K}v\3!
其方向如图五所示。 TUARYJ6=
BDCyeC,Q3
(3)初步确定轴的最小直径 "y60YYn-#J
- LB} =
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
WtC&Qyuq
R+El/ya:6
查[2]表15-3取45钢的 +~sqv?8
6m@B.+1
那么 XRTiC#6
F##xVmR~
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。 W![~"7?
. I."q
(4)轴的结构设计 MpTOC&NG%s
B=%x#em
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 j.[W] EfL~
^b4i9n,t1
图三 0lOR.}]q
tO?-@Qf/9<
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 -`NzBuV$2,
dK4w$~j{k
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 。 q8H nPXV
[
P,gEYk
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 h^,av^lg^
@1 i<=r
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; Cu_-QE
IG:2<G
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 。 6
$`l
UY .-Qt
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求,取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm,则 (参看图四)。 Xc4zUEO9
IZGRQmi"
图四 4K 8 (H9(
U\!9dhx
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm,锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm(参看图一),考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知深沟球轴承的宽度B=25mm,大锥齿轮轮长 ,那么 s5V|.R
z|t2;j[
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 7-0j8$`
Zy.3yQM9i
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 TM|PwY
q,> C^p|2b
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。 9aX!<Z
6Kw?
(5)求轴上的载荷 dK;ebg9|
s< Fp17
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 , /x4L,UJ= P
SbQ:vAE*ho
; ; !R@jbM
'ka$@,s :
图五 wEN[o18{
CNhLp#
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: 3w"_Onwk
i|xz
表一 bnPhhsR
F)Z9Qlo
载荷 水平面H 垂直面V oKH+Q6S:
Z$B%V t
支反力F PIdGis5G
!Rgj'{
弯矩M Pa?{}A
-%Rbd0gVH\
总弯矩 9p1@Lfbj
'&2-{Y [!
扭矩T T=146.8Nm `m#i|8
%;|dEY
(6)按弯扭组合校核轴的强度: %$'fq*8b
REh\WgV!u
根据[2]中公式15-5,即 SBdd_Fn
f0R+Mz8{
取 ,并计算抗弯截面系数 `C$QR
8
EWY'E;0@5
因此轴的计算应力 J1Az+m
NqveL<r`
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 JT~Dr KI_
3(nnN[?N,5
,故安全。 ]EUQMyR
cd=K=P}p
(7)精确校核轴的疲劳强度 .g?D3$|K
0Wc_m;
①、判断危险截面 mNEh\4ai
e Qk5:{[
截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 !w@i,zqu
C\vOxBAB
截面C处虽然所受载荷最大,即应力最大,但应力集中并不大,因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端;截面2和3处都有因过盈配合,键槽及轴肩引起的应力集中,但截面2比截面3直径要小,故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 g \ou+M#
ZHlHnUo
②、截面2左侧: )heHERbJ
4%|r$E/TQ
抗弯截面系数 71ab&V il
yy[ Y=
抗扭截面系数 3N|6?'m
*-uzsq.W
截面2左侧的弯矩为 @1<VvW=
Aa]3jev
扭矩为 :z *jl'L
z#rp8-HUDS
截面上的弯曲应力 M4CC&?6\
[7g-M/jvY
扭转切应力为 *OIBMx#qxn
L6;'V5Mg72
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; ^4'!B
+}F
Qw
}1mRv
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 y$_]}<b
^]~!:Ej0
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 <`NsX
6t
8OO[Le]1
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 25j\p{*
ZLPj1L
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; l4(FM}0X5}
4HX;9HPHE<
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; 412E7
^U96p0H"T
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 Df:/r%
zK{}
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 o;#8=q
t5u#[*
③、截面2右侧: ='_3qn.
$bfmsCcHL
抗弯截面系数 T:9M|mD
[TFp2B~)#
抗扭截面系数 vts"
;Ru[^p.{
截面2右侧的弯矩为 m/(/!MVy
hY!>>
扭矩为 W:6#0b"_#
%+;l|Z{Uf
截面上的弯曲应力 6pfkv2.}
64`l?F
扭转切应力为 v\qyDZ VV
! hEZV&y
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 "a33m:]J
[McqwU/Q
表面质量系数 ; U>m{B|H
,dw\y/dn
故综合影响系数为 Ggsts