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 ZO0 Ee1/
\o9 \ikR
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 %bW_,b
GIC1]y-'
原始数据 X#Bb?Pv
MmuT~d/
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 wQkM:=t5
@-N` W9
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 *b~6 B M$
GD
W@/oQr
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 x%{]'z
(\V
i_
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 okNo-\Dh!
[6/QUD8
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 QTV*m>D
{ _rfhz
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 #YUaM<O
6b|?@
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 6 SSDc/
yU? jmJ
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 !3ggQG!e
NkE0S`Xf
原始数据 JzHG5nmB
[}RoZB&I
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 jN=<dq
~
2z.ot'
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 2Xb,
i
ZzT=m*tQ&
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 0c_xPBbB+
Bf_$BCyGW
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 eRauyL"Q+
>ZA=9v
工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 sE1cvAw9l
8a)AuAi?!
工作.运输带速度允许误差为 5%。 C*9X;+S0J
"tK%]c d-
机械设计课程设计计算 0}{xH
azcPeAe
说明书 5~Y`ikwxL
f0<zK!
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 L74Mz]v
CSk]c9=
目录 [U\?+@E*
5pO|^Gj1
1. 设计任务书....................................3 #cbgp;,M{I
ZedFhm
2. 系统传动方案分析与设计........................4 ^5mc$~1`
!e$gp(4
3. 电动机的选择..................................4 ,Q`qnn&
Bq0 \T
0,
4. 传动装置总体设计..............................6 UZZJtQt
X/!_>@`7?
5. 传动零件的设计计算............................7 \-<BUG]=
%H{p&ms
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 Bd>~F7VWs
{(73*-~$
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 R1jl <=
8h)XULs2
3) 链传动的设计计算........................... ...15 '\Xkvi
(8 nv&|
6. 轴系零件的设计计算............................17 Vej$|nF
Zg;$vIhn
1) 轴一的设计.....................................17 UHBXq;?&q
q5'S<qY^
2) 轴二的设计.....................................23
">A<%5F2
*Cy54Z#
3) 轴三的设计.....................................25 u\R?(G&
^xo<$zn
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 Bx\&7|,x
5*0zI\
8. 键联接的强度较核..............................27
+2uSMr
3"fDFR
9. 轴承的强度较核计算............................29 A~ya{^}
3f;=#|l
10. 参考文献......................................35 3;nOm =I
Z%T Ajm
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 9+.wj/75
*4,Q9K_
一、课程设计任务书 Uj@th
+z
>)'#
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) [K{{P|(q
<}a?<):S
图一 O"m7r ds
_0/unJl`
2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 PK*Wu<<
WhPP4 #
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 Hq@+m!
3^xUN|.F*V
运输链的工作速度(m/s):0.8 \j8vf0c5b
nF3}wCe)
运输链节距(mm):60 ^$c#L1
C
c{#2;k
Q,
运输链链轮齿数Z:10 4;`z6\u9-
rb?7i&-
二、系统传动方案分析与设计 R|;BO:S1
.ZXoRT
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。 .35(MFvq!
~uQ*u.wi
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。 =~^b
]>3Y~KH(
3. 系统总体方案图如图二: % "RJi?
)ycI.[C
图二 ;$p !dI\-Q
^z,3#gK
设计计算及说明 重要结果 <'Q6\R}:vC
Y2|i> 5/|<
三、动力机的选择 $H:!3-/
{DO 9%ej)
1.选择电动机的功率 j#HXuV6
LIg1U
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 }T5@P {3P3
\S}/2]* 1
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; q'D Ts9Bj
1;B~n5C.
Pw→工作机需要的输入功率,kW; D
0Xl`0"'
^F^g(|(K
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 ;0DoZ
*^>"
h@J
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; @@d_F<Ym[
Kda'N$|`
滚动轴承效率η2=0.98; fQ+whGB
*d._H1zT
链传动效率η3=0.96; Hv6h7-
dX(JV' 18A
圆锥齿轮效率η4=0.98; 1?@HOu
\w9}O2lL
圆柱齿轮效率η5=0.99; Q%e<0t7
WjD885Xo
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 ;zCUx*{
RpdUR*K9x
因此总效率 `}X3f#eO&
k1&9 bgI
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 ^eW<-n@^
}#z1>y!#
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 dsTX?E<R
CKAd\L
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 *l5?_tF
C'R9Nn'
2.选择电动机的转速 Dfs^W{YA
-^&=I3bp
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。 SYJO3cY
<Iw{fj|
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 , dT|XcVKg
zt.kNb
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 3W1Lh~Av
i)#-VOhX)
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; (\\;A?
2z>-H595az
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; b{0a/&&1O
Q)75?mn
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; i>M%)HN
c5]Xqq,
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 ?Y"%BS+pt
B{Q}^Mcxy
所以 e5_Hmuk|
#GM^ :rF
因此 20Zxv!
/HIyQW\Ki-
3.选择电动机的类型 MQ,K%_m8
SxF'2ii
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。 *p/,Z2f
O_QDjxj^rZ
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。 \'|n.1Fr
Q68~D.V%r
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。 M9)4ihK
yr\ClIU
四、传动装置总体设计 B=A!hXNa
TdFU,
1.计算总传动比及分配各级传动比 mTe3%( LD
#]h
X."b2
传动装置的传动比要求应为 %q5dV<X'c
]B>76?2W
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 #j2kT
7hJX
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。 ]_C"A
RV~t%Sw^
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。 kcS7)"/ zC
8Lgt
2.计算传动装置的运动和动力参数 ^E}?YgNp
dD,}i$
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。 %ap(=^|5
IfmQPs+f
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 e!6yxL*[@[
s|%R
1) 各轴转速计算如下 UJO3Yn
Nu7>G
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。 OIKx:&uIk
TcZ.5Oe6h#
2)各轴功率 XG|N$~N+ 2
p]L]=-(qI
式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 xPZ>vCg
*JK0X
3) 各轴转矩 |_?e.}K
b8d0]YS
电动机轴的输出转矩 l"ms:v
a0NiVF-m%
五、传动零件的设计计算 ^J]&($-
^N7H~CT"
1、直齿锥齿轮的设计 m>=DJ{KQ
Vh~hfj"
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。 R-%6v2;ry
:#:|:q.]
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: ((ebSu2-?$
5L3+KkX@
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)。 g8O6
b
`D ;*.zrA
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。 -
lX4;
}Xj25` x
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 ; qyM/p.mP
a``|sn9
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; ~| j
eNT
tp`1S+'~j
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 I)mB]j
cWAw-E5
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; R;DU68R
=}Tm8b0
b、 小齿轮传递的转矩 ; ^/BGOBK
9gg{i6
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; ZVgfrvZP
W6<oy
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 zT>!xGTu7~
}JFTe
g
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; +vkmS
X+!+&RAN*
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 Z:9 Q~}x8
b`X''6
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 oPi>]#X
-;9
}P
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 IV,4BQ$
i}vJI}S.$
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 ujV{AF`JfB
r *K
h、 小齿轮分度圆周速度v N|DfE{,
H*0Y_H=
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; h'"m,(a
hC2Fup1 @
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; C@XS
s#Dj>Fej
齿间载荷系数取 ; :7K
a4
(fpz",[
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 ^Wld6:L{I
'?C6P5fm
故载荷系数 ; ]LB_ @#
(~DW_+?]'
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 brA#p>4]Wf
*?<N3Rr*
模数 ,)`_?^\$f
k ]NZ%.
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 =\6)B{#T
`O6#-<>
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; h
/
|O(>{GH
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; 2Wzx1_D"a
|2do8z
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 2W+~{3[#
YF{MXK}
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 ZN8j})lE
jZ.yt+9
载荷系数K=2.742; dgP eH8_
AQZ<,TE0,
c) 分度圆锥角 ;易求得 ?("O.<
n=!T(Hk
因此,当量齿数 .{ v$;g
:^y!z1\2(7
根据[2]表10-5查得齿形系数 t/[lA=0 )2
SrKitSG
应力校正系数 >SXSrXyYX
O&?i#@5#
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: eB~\~@
SRfh{u
结果显示大齿轮的数值要大些; L62'Amml
KSs1EmB
e、设计计算 &%fcGNzJQ
=n,;S 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 q=3>ij{v
%*
0GEfl/
大齿轮齿数 ; yx8G9SO?
#R5\k-I
5) 其他几何尺寸的计算 Ii+3yE@c
^8&}Nk[ j
分度圆直径 [r`KoHwdm
1]If<
<
锥距 nZioFE}
a*(Zb|g
分度圆锥角 6SCjlaGW5
-f |/#1
齿顶圆直径 k1,k 9BK
jgE{JK\n4
齿根圆直径 Lc~m`=B
M!6Fnj
齿顶角 *fm?"0M5
JA4Zg*7I
齿根角 p&Qb&nWk<
Kyh6QA^
当量齿数 ,t 2CQ
tz]0F5
分度圆齿厚 Y@ v][Q
\ZRII<k5)
齿宽 g/C 7wc
$tu
6) 结构设计及零件图的绘制 L<V20d9
OmuE l>
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. ; Pk"mC
%ZoJu
零件图见附图二. k1D7=&i
-=lm`X<:
2、直齿圆柱齿轮的设计 #<Y.+:
9SeGkwec?$
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 ; .45wwouZkc
K21Xx`XK
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。 -}m
ai;!Q%B#Q
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。 @ fMlbJq
0c>>:w20D
4)材料及精度等级的选择 r^"o!,H9q
6Y [&1c8
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?h{6Qd
O5du3[2x7a
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。 )[hs#nKTh
q2
7Ac;y
5) 压力角和齿数的选择 ANPG3^w
]/!*^;cY(
选用标准齿轮的压力角,即 。 xLIyh7$t
eQQVfEvS
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? Jha*BaD~N
tgBA(2/Co
取 。 ;7Qe m&
ZS:[ZehF
6) 按齿面接触强度设计 d '2JMdbc
CH+%q+I
由[2]设计计算公式10-9a,即 zpT{!V
o,k#ft<
a. 试选载荷系数 ; 6iQqOAG
<;i&-,
b. 计算小齿轮传递的转矩 : {$ N\@q@v~
NTJ,U2
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; {;bec%pq0
j 1'H|4
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; kk126?V]_
IF>v
-Z
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 。 rREev
p,WBF
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 \yymp70w
:8n?G
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; iP7KM*ks
^ &KH|qRrO
h. 计算接触疲劳许用应力: W(ZEqH2
b<fN,U<k
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 5YZ\@<|rH
MS SHMR
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, ;$a|4_U$m
f`8fNt
j. 计算圆周速度 dd=5`Bo9Yh
Ahd{f!
k. 计算齿宽b ;Xidv9c
L%9yFg%u
l. 计算齿宽与齿高之比 #oGvxc7
pfim*\'
模数 ~R|fdD/%
7.5\LTM>9e
齿高 YVHDk7s
YVY(uq)d
所以 tORDtMM9+
,38bT#p:,r
m. 计算载荷系数 /C<} :R
QqY42hR
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; Y!E|X 3
/-pop]L
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; (K"t</]
y(#F&^|
由[2]表10-2查得使用系数 ; @7PE&3
I@a7!ugU65
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 -JF|770i
DA4!-\bt@
代入数据计算得 U|h@Pw z
Q!%CU8!`&
又 , ,查[2]图10-13得 ;rta#pRn
qf]OSd
故载荷系数 I|[aa$G
ldoN!J
n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 Df/f&;`
X 'bp?m
o、计算模数m J2#=`|t"
ZsPBs4<p
7) 按齿面弯曲强度设计 Ah2XwFg?
+ACV,GG
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 nBiA=+'v
7e#|=e
*I!
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; ELNA-ZKp
&<i>)Ss
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 =Jl1D*B*
B
9]sSx
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 N<Q}4%^c
R}+/jh2O|
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K g9"_ BG
ZCJ8I
e.查[2]表10-5得齿形系数 |V~P6o(/
&FvNz
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 #WpO9[b>
t_VHw'~"
小齿轮 +Vf|YLbhJ
\&qVr1|
大齿轮 TuCOoz@d
#XY]@V\
结果是大齿轮的数值要大; 3S2'JOTY
s3kEux^
g.设计计算 \M532_w
6k3l/ ~R
结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 u!`C:C'
x?<5=,
按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; a@r K%Iff
sBu"$"]
8) 其他几何尺寸的计算 6$dm-BI
&%r#eB?7
分度圆直径 o5$K^2^g
*wF:Q;_<z
中心距 ; jh0$:6 `C
x)yf!Dv5$
齿轮宽度 ;
pn7 :")Zx
yEqmB4^-
9)验算 圆周力 `U1%d7[vY
aC$g(>xFt
10)结构设计及零件图的绘制 I!<v$
QF;<%QF:
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。 (MIw$)#^
:d2u? +F
3、链传动的设计计算 XP^6*}H.*
K]Cvk%
1.设计条件 _TXV{<E6
"AK3t'
jF*
减速器输出端传递的功率 Q%xY/xH]
|O9=C`G_
小链轮转速 +?:V\niQI
G([vy#p
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 eztk$o
,<
icW&a
2.选择链轮齿数 (}}8DB
r"[T9
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 。 Z%{f[|h9}
c-=0l)&'D=
3.确定链条链节数 ?^vZ{B)&0E
=5M>\vt]
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 |)-:w?
;2|H6IN"
取 (节) 7 f*_
W7o/
4.确定链条的节距p WO9/rF_
5l}h8So4
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 `j![
v+sbRuo8
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 \-0` %k"&
Pvw%,=41O
齿数系数 k9xKaJ%1
@#tSx
链长系数 NLGr=*dq
n_Y]iAoc`
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 j[`?`RyU
~&:R\
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。 Z :+#3.4$3
%p60pn[(
5.确定链长L及中心距a B,Brmn
(F YJ^o
链长 q_&IZ,{Vk
,GnU]f
由[2]公式9-20得理论中心距 A%2}?Ds
AZy2Pu56
理论中心距 的减少量 B-|Zo_7
rtx]dc1m
实际中心距 )+,jal^7
hob$eWgr
可取 =772mm q)b?X
^
CM1a<bV<
6.验算链速V V^+:U>$w
uP2a\C,$
这与原假设相符。 a4RFn\4?
Z|%2495\
7.作用在轴上的压轴力 yWtr,
!y~b;>887
有效圆周力 c.Z4f7
MjC%6%HI
按水平布置取压轴力系数 ,那么 l|em E
^
veg!mY2&
六、轴系零件的设计计算 ok2~B._+;
H`lD@q'S
1、轴三(减速器输出轴)的设计 ja- ~`
A]%t0>EL<
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: Ef!p:HBJ
;S`-9}6
(2)求作用在轴齿轮上的力: '\B"g@if
h)^A3;2F
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 gCr|e}w-
=L),V~b
径向力 (<ZkmIXN
/.YAFH|i)"
其方向如图五所示。 {FY[|:Cp
+JS/Z5dl+}
(3)初步确定轴的最小直径 xcvr D
lV6[d8P
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 \nAHpF
%`1CE\f
查[2]表15-3取45钢的 RLOQ>vYY
0(/D|
那么 yPh2P5}H>
>04>rn#},,
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。 OrEuQ-,i@
RrdtU7i3
(4)轴的结构设计 g)?g7{&?>?
aC~n:0v
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 t{8v(}
Evq Ai/(g
图三 I#E(r>KW*
i(yAmo9h
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 6eYf2sZ;J
vF6*c
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 。 9Jy2T/l
s7nX\:Bw:
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 Z<|_+7T
-F+P;S
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; t_>bTcsU
tK|9qs<%
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 。
-N7L#a
hdr}!wV
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)。 lAn+gDP
`o8{qU,*]N
图四 zP(=,)d
LX\*4[0%K
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 Xvj=*wg\Y
tdnXPxn[
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。 5u|=;Hz*)
$rpTs?j*K$
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 r3H}*Wpf
P A6KX5
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。 ;j>Vt?:Pw
Z#F,y)YiO
(5)求轴上的载荷 Bq~hV;9nf
_@/C~
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 , En,)}yI
0i*'N ch#i
; ; +eBMn(7Cgv
kUg+I_j6*
图五 `o_fUOe8a
tSb?]J
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: 833%H`jQc
H\=LE
表一 ^0Q=#p
EO].qN-8
载荷 水平面H 垂直面V S"P9Nf?9
S?Bc~y
支反力F %R5Com
dgco*TIGO
弯矩M pG!(6V-x<E
r}oURy,5
总弯矩 'n^2|"$sH
&N"'7bK6n
扭矩T T=146.8Nm my\o P(e\
8
)mjy!,
(6)按弯扭组合校核轴的强度: DIG0:)4R.
9U|<q
根据[2]中公式15-5,即 1iNsX\M
qukjS#>+
取 ,并计算抗弯截面系数 kRN|TDx(
)@Zc?Da
因此轴的计算应力 - yC:?
W&+y(Z-t
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 QN_)3lm
g> ~cs_N@
,故安全。 ]~ !XiCqu
1
[Sv
(7)精确校核轴的疲劳强度 NZo<IKD$
r"{Is?yKe
①、判断危险截面 lx{.H,1~
IjG5X[@
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。 Jo{zy
y)3~]h\a
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。 x7"z(rKl
8^/+wa+G
②、截面2左侧: Dq/3E-y5
[1z{T(dh
抗弯截面系数 6IEUJ-M Z
7fTxGm
抗扭截面系数 n$.1Wk"
CN.6E<9'kK
截面2左侧的弯矩为 ^Sy^+=wK3
r0F_;
扭矩为 3<c*v/L{C\
O.*jR`l
截面上的弯曲应力 T>#TDMU#Fm
a(8>n
Z,V
扭转切应力为 C
_8j:Z&
CE~r4
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; Bu7A{DRf
DVObrL)znL
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 Ur^YG4(
(E!%v`_0
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 'sj9[o@]
]{YN{
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 {bN Y
mT96]V\
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; 8NnhT E
}%eDEM
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; @. "q
o
g_Ri$x8
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 GGCqtA^@7d
Ay2b,q
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 Ll,I-BQ9
('=Z}~
③、截面2右侧: #`/bQ~s
MzcB3pi
抗弯截面系数 StEQ
-k
x@htx?
抗扭截面系数 9*' &5F=
P"b8!k?
截面2右侧的弯矩为 $nj\\,(g
Gc wt7~
扭矩为 T-^0:@5o9
5`"iq
"5Cf
截面上的弯曲应力 )&>L !,z
yKYl@&H/%
扭转切应力为 fTBVvY4(
4iwf\#
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 a_Jb>}
YUCC*t
表面质量系数 ; >z QNHSi
IAYACmlN&
故综合影响系数为 (i\)|c/a7