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 @[N~;>
w0>)y-
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 2F)OyE
CMf~Yv
原始数据 ov.rHVeI
/u1zRw
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 +[nYu)puP
;7{wa]
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 KD<`-b)7<
`-e}:9~q
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 >R !I
{*
_ W
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10
jS)-COk
8y
)i,"
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 *VAi!3Rx;
Xst}tz62F
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 T[K?A+l
dKG<"
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 ol>=tk 8}
4p g(QeR
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 h.%Qn vL
lw lW.C
原始数据 nr%^:u
z@LP9+?dE
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 1Ee>pbd
5WX2rJ8z
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 Cf 8-%
?AH<y/i<Y
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 qt)mUq;>
D'=`O6pK
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 z>q_]U0
KWkT
9[H
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 FiH!)6T
Lg53
Ms%
工作.运输带速度允许误差为 5%。 }6(:OB?
$a]dxRkz
机械设计课程设计计算 *gKr1}M
e6/} M3B
说明书 CF4y$aC#
#@`^
.
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 N{@eV][Q
L 32ki}2
目录 `hhG^O_
od|.E$B
1. 设计任务书....................................3 sRG3`>1
e$h\7i:(
2. 系统传动方案分析与设计........................4 43fA;Uc{Y`
S]{Z_|h*j
3. 电动机的选择..................................4 )FCqYCfk
x F#)T*
4. 传动装置总体设计..............................6 O2B$c\pw
C<)&qx3
5. 传动零件的设计计算............................7 j_g9RmZT
zAIC5fvu
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 Fx\Re]~n
{,-# ;A*yW
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 Plv+ mb
&0TheY;srf
3) 链传动的设计计算........................... ...15 .42OSV
HBu>BSv:
6. 轴系零件的设计计算............................17 =+WFx3/
YWdvL3Bgk,
1) 轴一的设计.....................................17 `VbG%y&I
19DW~kvYk
2) 轴二的设计.....................................23 :
Dlk`?
<k1gc,*
3) 轴三的设计.....................................25 `XP Tf#9j
)c/BDC7g
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 4#uoPkLK
\k8_ZJw
8. 键联接的强度较核..............................27 [8n4lE[)"
HmKE>C/
9. 轴承的强度较核计算............................29 IU}`5+:m
[%y D,8
10. 参考文献......................................35 u8QX2|
}"v"^5
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 5=\b+<pE
I`l<}M
一、课程设计任务书 &iivSc;#
i\b2P2
`B
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) ,q1RJiR
BVDo5^&W
图一 ^EZoP:x(oE
5Ml}m
2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 P?
n`n!qZ
+X%yF{^m(
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 v>6r|{
I nk76-
运输链的工作速度(m/s):0.8 C;|Ru*
3yDvr*8-@
运输链节距(mm):60 j.sf FS
L`BLkDm
运输链链轮齿数Z:10 ;S/fe(C
d>f5Tl\E
二、系统传动方案分析与设计 E*zk?G|
F/h)azcn
1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 pmZr<xs
Zx6BK=4G
2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 O\?ei+(H7
{.AFg/Z
3. 系统总体方案图如图二: ]4PG[9J@
\W4SZR%u
图二 rBaK$Ut
G7u7x?E:B`
设计计算及说明 重要结果 G|V ^C_:
\%#jT GFs~
三、动力机的选择 mT;z `*
f-PDgs
1.选择电动机的功率 c`Tg xMu
Z=ho7i
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 q?wBh^
0z.&
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; iVA_a8}
`C3F?Lch
Pw→工作机需要的输入功率,kW; iIg_S13
5}f$O
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 vjW S35i
i^yQ;
2-
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; Xo
P]PR`cQ
Xa36O5$4]9
滚动轴承效率η2=0.98; Li}yK[\]
|yS4um(w
链传动效率η3=0.96; u >x2
y<Z8+/f`f
圆锥齿轮效率η4=0.98; ,ua]h8
K-K+%U
圆柱齿轮效率η5=0.99; /IgTmXxxj
NWFZ:h@v
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 &iTsuA/7
Mb-C DPT
因此总效率 r3|vu"Uei
]RV6(|U4_
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 Yk }zN_v
cOIshT1
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 O\xUv
u4%-e)$X
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 /#blXI
s:M:Ff
2.选择电动机的转速 k(et b#
(UpSi6?\
电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 \;4RD$J
o4d>c{p
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 , [mX\Q`)QP
Fm:Ri$iT
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 S#jE1 EN
`CW =*uBH
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; VEJ Tw
xHHG|
u
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; 'Kl} y,
F&Q:1`y
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; azN<]u@.
VsFRG;:\U
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 ~Xa >;
eP6>a7gc
所以 pX"f "
h%Bp%Y9
因此 [i\K#O +f
&!_>J0
3.选择电动机的类型 64Q{YuI
ONg_3vD{
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 1Z|q0-Dw0
Iq(BH^K
通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 [8![UcMq
Ee^2stc-
查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 whr[rWt@>
0jG8Gmh!
四、传动装置总体设计 |G }qY5_
eWE7>kwh
1.计算总传动比及分配各级传动比 *$Bx#0J8
.*i.Z
传动装置的传动比要求应为 w_PnEJa9
0;KjP?5
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 FZO}+ P
l 'm!e '7_
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。 0.qnbDw_
G,3.'S,7
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。 xbsp[0I,
AKu]c-
2.计算传动装置的运动和动力参数 vjmNS=l
a/^ojn
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。 ^|gD;OED7O
s$s~p
+U
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 90X<Qs
Z0 @P1
1) 各轴转速计算如下 0M-=3 T
)T&ZiHIJ3
式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 c<fl6o)
Ia
%> c
2)各轴功率 ~nDbWv"
#-W
a3P
式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 Lk#8G>U
?$J#jhR?
3) 各轴转矩 gwO]U=Y
{Dup k0'(
电动机轴的输出转矩 sQwRlx
;auT!a~a#
五、传动零件的设计计算 {_C2c{
.Yg7V'R1
1、直齿锥齿轮的设计
)&Af[mS
\I"n~h^_
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。 m#|;?z
'A2^K5`3
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: yzWVUqtXm
3:qn\"Hj
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)。 K-<<s
.|UIZwW0
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。 3'2>3Y/7Bb
+@G#Z3;l!
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 ; \
]v>#VXr_
[+;>u|
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; djmd
@{Djt
E/OfkL*\
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 pm` f?Py
JIL(\d
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; mM(Z8PA9-
;T hn C>U
b、 小齿轮传递的转矩 ; vLI'Z)\
grVPu! B;
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; YUjKOPN
wNvq['P
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 >v#6SDg
lq}m0}9<
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; ;suY
OjWg>v\v
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 1 EL#T&
pddumbp
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 %1\~OnT
U5:5$T,C
f、 取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 {&TP&_|H
YgV" *~
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 1$_|h@
__%){j6
h、 小齿轮分度圆周速度v XcFu:B
z"\<GmvB
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; <IBWA0A=8a
-[}Ah NYK
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; HC!5AJ&+}v
@Ta0v:Y
齿间载荷系数取 ; g|Xjw Ti8$
IE:;`e:\D
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 Ve\.7s
lk4U/:
故载荷系数 ; 7hlzuZob+y
TUN6`/"
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 D4jZh+_|S
!ZS5}/ZU
模数 v8U&{pD,
p'4ZcCW?f
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 XyYP!<].C
ST1;i5
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; @{@DGc
}6To(*
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; \*mKctpz]6
#X"fm1
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 Z x&= K"
J3 xi5S
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 Mj W{JR)I
^!6T,7B B
载荷系数K=2.742; 8vx#QU8E/
QfV:&b`
c) 分度圆锥角 ;易求得 Zt \3y
3Vk<hBw2
因此,当量齿数 !-Uq#Ea0/
w""
根据[2]表10-5查得齿形系数 $Yj4&Two<
, }B{)
应力校正系数 Wb#ON|.2
QSx4M
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: r!c7{6N
`svOPB4C'
结果显示大齿轮的数值要大些; 0Wb3M"#9<
mW)C=X%
e、设计计算 _SrkR7
V9;O1
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 &4m;9<8\
& &:ZY4`
大齿轮齿数 ; \ccCrDz
}g"K\x:Z
5) 其他几何尺寸的计算 oz'^.+uvE
m^;A]0h+
分度圆直径
z:d+RMA
gmCB4MO
锥距 =k2"1f~e
b`^mpB*6R
分度圆锥角 -^,wQW:o)
y^:6D(SR
齿顶圆直径 KV|ywcGhT
"v+%F
齿根圆直径 yb-/_{Y
"uU[I,h
齿顶角 `cqZ;(^
*}Gu'EU
齿根角 R]y9>5 'U
E#`JH
当量齿数 hQLh}}B
t_iZ\_8
分度圆齿厚 J
Sms
\
vb2aj!8_?
齿宽 U/:x<Y$ tj
PF]Vt
6) 结构设计及零件图的绘制 C-;}a%c"
'?b.t2
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. Iq(;?_
N4wMAT:h
零件图见附图二. $F~hL?"?
l]mn4cn3
2、直齿圆柱齿轮的设计 ^jg{MTa
hJ0m;j&4y
1)设计已知:齿数比u=2.5;小齿轮转速 ;输入功率 ;传递的转矩 ; G2hBJTW
jAOD&@z1
2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。
?`Som_vKO
{-,^3PI\
3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 3bMUsyJ 2
kA(q-Re$B*
4)材料及精度等级的选择 BXX1G
)4bZ;'B5
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)。 d5tpw$A
dWhF[q"
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 x^JjoI2vf
W'M\DKJ?
5) 压力角和齿数的选择 }{@RO./)[
]@7]mu:oL
选用标准齿轮的压力角,即 。 n`g:dz
OvW/{
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? me/ae{
(?pn2- Ip
取 。 be5NasC
0Z>oiBr4
6) 按齿面接触强度设计 0 ;ov^]
m#(ve1E
由[2]设计计算公式10-9a,即 Ow7I`#P
rFR2c?j8
a. 试选载荷系数 ; &)|3OJ'o
b{Kw.?85
b. 计算小齿轮传递的转矩 : 7Om)uUjU4
Zc57] ~
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; "rIBy
,JmA e6
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; 9 ulr6
JPT VZ
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 "227 U)Q
zVs|go>F
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 7w=%aW|
zwKm;;v8
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; CmPix]YMQ
P=9Zm
h. 计算接触疲劳许用应力: B.J4}Ua
+kTa>U<?
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 _[W`!#"
y3!=0uPf
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, <U$A_]*w
zorTZ #5
j. 计算圆周速度 E0*'AZi&
^ok;<fJ
k. 计算齿宽b k&P_ c
WwDxZ>9jw
l. 计算齿宽与齿高之比 L%.GKANM
8}W06k>)%
模数 Lay+)S.ta[
B$ )6X
齿高 :22IY>p
^50/.Z>
所以 a;`-LOO5&
:[N[D#/z
m. 计算载荷系数 8EPV\M1%
.SdEhW15)
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; QPfS3%p`
=`X@+~%-
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; )Cz^Xp)#
K5)G+Id*
由[2]表10-2查得使用系数 ; yX(6C]D
l%A~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 q'?:{k$%
OI.2C F
代入数据计算得 (r.{v@h,dV
5 b[:B~J
又 , ,查[2]图10-13得 V|.aud=7z
v|Tg %
故载荷系数 GfU+'k;9
^>ca*g
n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 !DCJ2h%E[_
L/GM~*Xp(O
o、计算模数m <5(8LMF
lq_W;L
7) 按齿面弯曲强度设计 =D4EPfQn1
|b/J$.R
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 .VmI4V?}h
"=<lPi
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 ; !o4xI?
xM;gF2
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 h{sW$WA
%~ecrQ;
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 q'2PG@
-H`G6oMOO
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K $_Qo
1qUdj[Bj
e.查[2]表10-5得齿形系数 2>O2#53ls0
ok\+$+$ju
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 "\BP+AF
J5Fg]O*
小齿轮 DcbL$9UI
n/?5[O-D]
大齿轮 W'XMC"
&J hN&Ur
结果是大齿轮的数值要大; ?GFxJ6!%I
d0 V>;Q
g.设计计算 yK?~XV:
AD?DIE(v
结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 #4//2N
M:`hb$k:
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 ; R[&lk~a{=
t48(GKF
8) 其他几何尺寸的计算 v[a#>!;s
G<jpJ
分度圆直径 j|`{
1`'
z}bnw2d]
中心距 ; 2hJ{+E.m
uaPBM<
齿轮宽度 ; 0"2 [I
GmL |7 6
9)验算 圆周力 Y6L+3*Qt
uAjGR
10)结构设计及零件图的绘制 OaCL'!
'-i
tn
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。 5&X
"ZyHt HAK
3、链传动的设计计算 2/7=@>|
=H,cwSE+%
1.设计条件 ax^${s|{-
Ox~'w0c,f
减速器输出端传递的功率 ~o/^=:*
#>v7"
<
小链轮转速 Q?a"uei[
#h3+T*5} 6
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 3-mw-;.
phc1AN=[E
2.选择链轮齿数 b<F 4_WF
Pm1
"
0
假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 /M3D[aR<d
Rm*}<JN31
3.确定链条链节数 D+SpSO7yg
i`>X5Da5
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 ?UfZ VyHv+
&16bZw
取 (节) hL`zV
R$fna[Xw@/
4.确定链条的节距p H*\[:tPa
i52R,hz
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 poe Xi\e!(
^z^>]Qd
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 WD\{Sdx:r
b}4/4Z.
齿数系数 Iv<9})2K
ob00(?;H
链长系数 *n*y!z
ltrSTH,kL
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 `{wku@
d_,tXV"z&
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。 5i^vN"J
%f-<ol
5.确定链长L及中心距a =a!6EkX
*
s =5H.q%PV
链长 ) ,hj7
|f:d72{Qr
由[2]公式9-20得理论中心距 W<LaR,7
@
RI^wZ-;
理论中心距 的减少量 Dy@\!F
V`M,d~:Pr"
实际中心距 Q#Y3%WF
8QN8bGxK
可取 =772mm o3yqG#dA
Zd(d]M_x
6.验算链速V S<_pGz$V
)A0&16<
这与原假设相符。 |+:ZO5FaO
Gx!RaZ1
7.作用在轴上的压轴力 I7PWOd
]R{"=H'
有效圆周力 Rdg0WT*;j
?03Zy3/
按水平布置取压轴力系数 ,那么 48g^~{T4O
^.C X6%
六、轴系零件的设计计算 YhT1P fl
zzQH@D1
1、轴三(减速器输出轴)的设计 93Gur(j^
QiweM?-
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: ++!E9GU{
%gMpV
(2)求作用在轴齿轮上的力: \.1b\\
4@e!D Du
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 ];d:z[\P
`7%eA9*.m
径向力 ?+O|mX}`-
LXC`Zq\
其方向如图五所示。 uHro%UAd
c'+r[rSn1
(3)初步确定轴的最小直径 un^IQMIh
-fx88
选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 (MoTG^MrBY
:J`!'{r
查[2]表15-3取45钢的 I!7.fuO
A] ?O&m|
那么 _
1{5~
z83:a)U
该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 M y"!j,Up
z#J/*712
(4)轴的结构设计 f5b`gvCY,#
O4PdN?
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 DVoV:pk
N^yO- xk
图三 UVCMB_T
A%*DQ1N
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 /^33 e+j
<oaBh)=7
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 e3={$A h
ls"\YSq$
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 ?*R^?[
.-u k
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; ]6%%X+$7
`{|}LFS>
c、取安装齿轮处轴段的直径 ;齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm,为使套筒端面可靠的压紧齿轮,该轴段长度应略短于齿轮宽度,故取 ;齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度 ,取 ,则轴肩处的直径 ;轴环宽度 ,故取 。 @oqi@&L'C
h NOYFH
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求,取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm,则 (参看图四)。 R`C_CsXir
YTjuSV
图四 <,X+`m&
ul=a\;3x#|
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm,锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm(参看图一),考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知深沟球轴承的宽度B=25mm,大锥齿轮轮长 ,那么 /IJ9_To
Bx}0E
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 9 /Ai(
8
1KG1i )
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 1[/$ZYk:
E#{WU}
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。 .f !]@"\
rxgVT4
(5)求轴上的载荷 /,!7jF:
3n84YX{
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 , L >Ez-
nA_
zP4
; ; _czbUl
QK3j_'F=E
图五 nhQ44qRgQ
61+pryW%g
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: _> |R-vQ8
fs3-rXoB
表一 cdJ`Gk
93^(O8.
载荷 水平面H 垂直面V nT@6g|!
6h:?u4
支反力F R%)2(\
J+cAS/MYX
弯矩M C{`^9J-
LG Y!j_bD
总弯矩 A1|7(Sow
l)i&ATvCE
扭矩T T=146.8Nm 1O]5/Eu
fNAo$O4cm
(6)按弯扭组合校核轴的强度: "BLv4s|y7L
RI5g+Du?
根据[2]中公式15-5,即 (N*<\6kr
0V>ESyae5
取 ,并计算抗弯截面系数 re ]Ste
'!+P{
因此轴的计算应力 \`P2Yq
<*A|pns
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 W?"2;](
#7-kL7 MK]
,故安全。 _UH/}!nqB
~}7$uW0ol
(7)精确校核轴的疲劳强度 '&.)T2Kw
Qc&-\kQ:$u
①、判断危险截面 +gbX}jF0%
z\Pe{J
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。 xs2,t*
55>" R{q
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。 .Ca"$2
vgh^fa!/
②、截面2左侧: KdOh'OrT9.
H}) Dcg3
抗弯截面系数
}@rg5$W
.g/ARwM}
抗扭截面系数 \A'|XdQ
(C-,ljY
截面2左侧的弯矩为 z`emKFbv
97qtJ(ESI
扭矩为 J{Y6fHFi
1a($8>
截面上的弯曲应力 V-D}U$fw
#D|!
.I)
扭转切应力为 Xmap9x
0On?{Bw
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; Cec9#C
zdxT35h
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
3z'#
Vl5SL{+D
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 Af2=qe
g
,/a6M
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 Xt</ -`
M!eoe5
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; *'UhlFed
:V&N\>Wo
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; vKcl6bVT
g\ErJ+i
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'a0CE%
5SoZ$,a<e
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 w{k1Y+1
ZWf-X
③、截面2右侧: GY oZ$p" C
eq^TA1>T
抗弯截面系数 >;&Gz-lm
*ZGX-+{
抗扭截面系数 `^v4zWDK
z=ML(1c=
截面2右侧的弯矩为 -Qg
2qN2{
( MB`hk-d
扭矩为 Hu<p?mF#
Ihdu1]~R{
截面上的弯曲应力 q:vz?G
/h/6&R0l
扭转切应力为 Q Oz9\,C
3LKB;
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 ykxbX
` *>V6B3
表面质量系数 ; K1:a]aU?Iu
VBu8}}Ql
故综合影响系数为 ~}h^38