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 00W_XhJ
aIfB^M*c5
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 5',b~Pp
H'2o84$
原始数据 sGMnm
)A;jBfr
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 FP6JfI8
0"@p|nAa
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 z_&T>ME
G~lnX^46"
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\:3P
Z!?T&:
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 j1@PfKh
j;rxr1+w
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 ~bjT,i
v@!r$jZ
工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 3A b_Z
SkXx:@
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 NjA\*M9
GsWf$/iC:
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 `? f sU
OdJ=4 x>
原始数据 n22OPvp
cmLI!"RLe
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 &4F
iYZ
CYk"
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 }Tk*?tYt
YP}r15P
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 |VX0o2
Fo|
rRI2
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 /%^^hr
<C7/b#4>\
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 B\7 80p<
xHwcP2 1
工作.运输带速度允许误差为 5%。 cNuBWLG
)0@&pEObm
机械设计课程设计计算 .$-%rU:*}
(<5&<JC{
说明书 }KL( -Ui$
*&yt;|y
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 /\uW[mt
{&Sr<d5
目录 u!VY6y7p
Q92hI"
1. 设计任务书....................................3 NIOWjhi[Jn
[;i3o?\_I
2. 系统传动方案分析与设计........................4 vn=0=(
_;5N@2?
3. 电动机的选择..................................4 r)t-_p37
{nmBIk2v
4. 传动装置总体设计..............................6 !xZ`()D#
N]@e7P'9F
5. 传动零件的设计计算............................7 ig,v6lqhM
IDv|i.q3
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 !F*CE cB
8:(e~?
f6
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 <D M:YWNa
!_UBw7Zm
3) 链传动的设计计算........................... ...15 %Nm69j-5%
Ej64^*
6. 轴系零件的设计计算............................17 g JMv
c1Ta!p{%
1) 轴一的设计.....................................17 4wQ>HrS)(
zd3%9r j$
2) 轴二的设计.....................................23 <swYo<?J#
5%Q[X
3) 轴三的设计.....................................25 /WKp\r(Hp
!NFP=m1
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 u9%)_Q!14
86\B|!
8. 键联接的强度较核..............................27 Kzd)Z
fnD0
JmK[7t
9. 轴承的强度较核计算............................29 !>5!Fb=Sy
.!hB tR
10. 参考文献......................................35 +'!vm6
@z)_m!yV1
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 *z
A1 NH5
SLG3u;Ab
一、课程设计任务书 ()v{HBi
!EQMTF=(
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) %@d~)f
0Bpix|mq
图一 "ewB4F[
#e8NF,H5
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%。 ~?)ST?&
5#U*vGVT
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 o!+jPwEU
lx&ME#~
运输链的工作速度(m/s):0.8 UE9r1g`z
C}{$'#DV2
运输链节距(mm):60 yXx}'=&!0
y$e'- v
运输链链轮齿数Z:10 }TCOm_Y/qL
%r*zd0*<n1
二、系统传动方案分析与设计 pPdOwK#
Lc<C1I 5=
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。 "K8<X
@: s |X
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。 R3$K[Lv,
Rz!E=1Y$
3. 系统总体方案图如图二: Y`u.P(7#
X192Lar
图二 0r+%5}|-K
^vmyiF
设计计算及说明 重要结果 >_y>["u6J#
.hCOi<wB
三、动力机的选择 b:S#Sz$
EK^ld!g(
1.选择电动机的功率 7
C5m#e3
;TK:D=p4
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 RJ%~=D
\DE`tkV8
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; TY,w3E_
U&6!2s-
Pw→工作机需要的输入功率,kW; * SG0-_S
G!54 e
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 ~T')s-,l,:
or u.a
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; m#'2
3
X}yEMe{T
滚动轴承效率η2=0.98; ?.:C+*+
]y,6
链传动效率η3=0.96; ]OoqU-q
:CN,I!:
圆锥齿轮效率η4=0.98; ~<pGiW'w5
1x]U&{do
圆柱齿轮效率η5=0.99; Nvs8t%
WZ'3
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 bf
`4GD(
4
~17s`+
因此总效率 }Y5Sf"~M
'Z-jj2t}
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 h]<Ld9
p3*}! ez4
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 =@m|g )
n-dO |3,
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 cT8jG,+"}
]w FFGy
2.选择电动机的转速 v"L<{HN
7 [55
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。 u|\Lb2Kb:
m5sgcxt/
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 , 9q;\;-
;KmSz 1A
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 QhK]>d.
Bya!pzbpr
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; '?_;s9)
i7})VDsZ
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; (?&X<=|"
8@qYzSx[
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; ;t@zH+*}
oa+Rr&t'
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 W\zg#5fmK
-ny[Lh^b
所以 =_8
:a3Pnq$]E
因此 }@}jwi)l
Q5iuK#/
3.选择电动机的类型 )2z
(l-$.
_ EHr?b2
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。 &D
uvy#J
c0u!V+V%
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。 by&#g
GLt#]I"LY
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。 ,~gY'Ql
Ym-uElWo
四、传动装置总体设计 a>Uk<#>2?a
OR4!73[I
1.计算总传动比及分配各级传动比 1,Uv;s;{
6Ez}A|i
传动装置的传动比要求应为 N9Yc\?_NU_
A--Hg-N|
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 Dq
Kk9s;6_
7f'9Dm`
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。 (H<S&5[
"Sc_E}q|e
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。 >"B95$x5
>tqLwC."'
2.计算传动装置的运动和动力参数 #5N#^#r"
zhU)bb[A
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。 b-@VR
.3A66 O~zT
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 Ej
ip%m
0eQyzn*98
1) 各轴转速计算如下 ykxjT@[
sE-E\+
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。
s6rdQI]
E:f0NV3"1
2)各轴功率 "ZNiTND
9PVM06
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。 ,Zb]3
$VhUZGuG>
3) 各轴转矩 ,-&ler~[
@/ wJW``;
电动机轴的输出转矩 ?7'uo$
SY["dcx+
五、传动零件的设计计算 AM1 J ^Dp
^vLHs=<
1、直齿锥齿轮的设计 p V(b>O
]YQlCx`
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。 Ajr]&H4
DT8|2"H
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: f[HhLAVGK`
vX]\Jqy
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)。 Fa,a)JY>
vAbMU
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。 D:U:( pg
:kfHILi
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 ; 3205gI,
(!&cfabL
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; :Oo(w%BD]
@>_`g=
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 WQ<J<$$uu
29
L~SMf
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; KcglpKV`
=LL5E}xP
b、 小齿轮传递的转矩 ; YBN@{P$
u{,e8. Z
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; $U<so{xn%
FylL7n
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 r]sv50Fy
SG2s!Ht
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; -LJbx<'
Ig t:M[
/
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 Lo\+T+n
:D8V*F6P
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 [h+MA>%!
k)UF.=$d
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 B\wH`5/KW
>c*}Do{lG
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 Cb7f-Eag
zdrCr0Rx,
h、 小齿轮分度圆周速度v dq28Y$9~
4pq@o
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; N W :_)1
o;.PZi2k
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; v=E V5#A
]y>)es1
齿间载荷系数取 ;
XZLo*C!MG
_nOJ.G
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 Sg(fZ' -
iUJqAi1o
故载荷系数 ; SH2|xn
;|6kFBGC"+
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a NJ^`vWi
5:6as^i:b
模数 ml <X92Y
wN\%b}pp
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 2`tdH|Z`
>j5)
MF{"
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; 1Y:lFGoe
fNNkc[YTZI
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; GoP,_sd\O
+dw$IMwb
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ^AkVmsv;;
`mXbF
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 `,gGmh
-B-?z?+(O
载荷系数K=2.742; REUWK#>
WeNx9+2=Z
c) 分度圆锥角 ;易求得 =p,+a/*
yBqv'Y
因此,当量齿数 eR PmN
23 j{bK
根据[2]表10-5查得齿形系数 2A7g}V
>Ig%|4Hw
应力校正系数 _xT=AF9~o
}'mVD^<+
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: 0g}+%5]yg
.VG$`g"
结果显示大齿轮的数值要大些; vp@ %wxl!:
DFKFsu8s
e、设计计算 ~V&4<=r`
9v>BP`Mg
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 @ FVan
b fy `UZr
大齿轮齿数 ; [,[;'::=o4
}`#OA]NZ
5) 其他几何尺寸的计算 3mKmd iD
mL/]an@Y
分度圆直径 $Y.Z>I;
y^7;I-
锥距 /z:pid,_0
5ws|4V
分度圆锥角 &~VWh}=r
2<HG=iSf
齿顶圆直径 S-V)!6\cK
qOy3D~
齿根圆直径 8Q&.S)hrN
jY>|>]4X
齿顶角 0!X;C!v;
pwo5Ij,~q
齿根角 zy\p,
;d$PQi
当量齿数 )D\cm7WX^[
^2Sa_.
分度圆齿厚 ;AyE(|U+
.2?txOKh
齿宽 tdZ,sHY6
\`?#V xz
6) 结构设计及零件图的绘制 0"q_c-_Bg
@8WG
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. _/;k;$gDp
n5CjwLgu\b
零件图见附图二. ~Wy&xs ZH
Sh'>5z2
2、直齿圆柱齿轮的设计 C@+"d3
O%? TxzX;
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 ; + E8\g
`k y>M-
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。 v~^c-]4I
FlJ(V
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。 46(Vq|
'Gwa[ |6i
4)材料及精度等级的选择 ,Q|[Yr
#N%ATV
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)。 @Dc?fyY*o<
0v6(A4Y
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。 ?DPNa
! K? o H
5) 压力角和齿数的选择 xb#M{EE-.
vt{s"\f
选用标准齿轮的压力角,即 。 r~q*E'n
>C""T`5]
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? .5=Qfvi*
ERxA79
取 。 jU')8m[
6GVj13Nr
6) 按齿面接触强度设计 |k5uVhN
zA+&V7bvy
由[2]设计计算公式10-9a,即 ' k~'aZ
Qx,?v|Xg
a. 试选载荷系数 ; 2`4'Y.Qf
$47cKit|k:
b. 计算小齿轮传递的转矩 : x17cMfCH%
`>:ozN#)\
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; BNU]NcA#*,
B"N8NVn
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; B ;Zsp
s_Y1rD*B
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 SI_{%~k*B
v=Ep
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 @l3L_;6a
0gNwC~IA8
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; dRg1I=|{_
J;+AG^U<
h. 计算接触疲劳许用应力: W-mi1l^H{
ahgm*Cpc
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 xR5jy|2JJ
zo66=vE!
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, +gb2>fei&
#BK\cIr
j. 计算圆周速度 3\eb:-B:@
V^Wo%e7#u[
k. 计算齿宽b hg7`jE&2
f:L%th
l. 计算齿宽与齿高之比 42:~oKiQ$"
vPuPSE%M
模数 =8OPjcX.V
.Ajs0 T2
齿高 b6!?K!imT
cWIX!tc8
所以 ,lm.~% }P*
:HhLc'1Jw
m. 计算载荷系数 p1t9s
N,
P\bW k p0
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; vGWX= O
PQAN ,d
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; >*%ySlZbs
MNip;S_j
由[2]表10-2查得使用系数 ; 4&/u1u0
bG
nBV7b
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
\2i4]V
代入数据计算得 m;o \.s
E@QsuS2&
又 , ,查[2]图10-13得 88Yp0T<1
!]qwRB$5
故载荷系数 ry}CND(nB
*EOIgQp
n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 >69xl^Gd
p"ht|x
o、计算模数m Uj}iMw,
Z[KXDQn8
7) 按齿面弯曲强度设计 `9b/Q
SiHZco
I
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 M5 ep\^
&k(t_~m>
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; W|~Lmdzj
Q/4g)( ~J
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 k!O#6Z
|0n h
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 |mV*HdqU
0rY<CV;fZ
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K {y=H49
R{)Sv| +`
e.查[2]表10-5得齿形系数 x:=Kr@VP
O-:#Q(H!
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 [(}f3W &
'#[U7(lIQ
小齿轮 ^dH#n~Wx0
Y[Us"K`
大齿轮 <QTu"i
[qlq& ?"
结果是大齿轮的数值要大; YMLo~j4J
0wXfu"E{
g.设计计算 \tLJ( <8
K^?yD
结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 3JEH
sYxs
zAt!jP0E
按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; Zu:cF+hl
i}ypEp
8) 其他几何尺寸的计算 9I=J#Hi|+
hJ#U;GL
分度圆直径 ov zIJbf
sIdo(`8$
中心距 ; ]oP2T:A
b,/fz6
{N
齿轮宽度 ; %k{~Fa
+jO1?:Lr
9)验算 圆周力 ,XCC#F(d1
O[y.3>l[s
10)结构设计及零件图的绘制 )mxY]W+
W&}YMb
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。 i68'|4o
IV_uf
3、链传动的设计计算 qfvd(w
a kgXI^K
1.设计条件 )<9g+^
>>Hsx2M
减速器输出端传递的功率 zC!]bWsD
=#n05*^
小链轮转速 C\dQ6(3}\
8^&)A b
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 IV;juFw}G
!(F+~,
2.选择链轮齿数 F}<&@ 7kF
2:MB u5**
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 。 YTQ|Hg6jO
s
,\w00-:
3.确定链条链节数 SG
|!wH^
cQzd0X
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 >},O_qx
IJx dbuKg
取 (节) .}kUD]pW
}lML..((1
4.确定链条的节距p 6g29!F`y
DUEA"m h
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 pK1P-!c
(' /S~
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 {}N* e"<O
a2vUZhkR
齿数系数 HB {w:
5|NM]8^^0[
链长系数 6#7f^uIK
$%`OJf*k
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 Dd<gYPC
<tuh%k
根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 pnca+d
IpGq_TU
5.确定链长L及中心距a \r^=W=
-
4' yp
链长 ktU98Bk]
#p&iH9c_
由[2]公式9-20得理论中心距 iBwl(,)?m2
VvSD&r^qI
理论中心距 的减少量 KArf:d
Ig"Krz
实际中心距 Se*ZQtwE
}h5pM`|1
可取 =772mm k`Ab*M$@Xs
jkQv cU
6.验算链速V 7~C@x+1S/
tNjb{(eO\h
这与原假设相符。 0@C`QW%m
J;+tQ8,AP
7.作用在轴上的压轴力 Z$X2*k6PK
6aK'%K
有效圆周力
?Vbe
uh\I'
按水平布置取压轴力系数 ,那么 "}*P9-%
;dRTr *
六、轴系零件的设计计算 (:,N?bg
#E5Sc\,
1、轴三(减速器输出轴)的设计 ;EW]R9HCH
_MR|(mV
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: R)WvU4+U
QL-((dZ<
(2)求作用在轴齿轮上的力: j8M}*1
$7jJV (B
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 V7N8m<Tf
Z?oFee!4
径向力 cm%QV?
t2BkQ8vr
其方向如图五所示。 VeA;zq
?%{bMqYJD{
(3)初步确定轴的最小直径 L,[0*h
W|G(x8
选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 8~ .r/!wfy
IxYuJpi
查[2]表15-3取45钢的 R5X<8(4p
r,2x?Qi
那么 &1F)/$,v
UB|Nx(V s
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。 2Q|Vg*x\U
g`y
>)N/
(4)轴的结构设计 d5T0#ue/e
#i7!
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 j{7_p$JM
# h/-
图三 ym2\o_^(
uDafPTF
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ;pU9ov4)
wDem
}uO
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 S!#7]wtbP
`;(/Wh
b、由于齿轮主要承受径向力,故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组,标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承,其尺寸为 ,故 :)q/8 0@
cwz
% LKh
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; G-Sw`HHo
TqKL(Qw
E
c、取安装齿轮处轴段的直径 ;齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm,为使套筒端面可靠的压紧齿轮,该轴段长度应略短于齿轮宽度,故取 ;齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度 ,取 ,则轴肩处的直径 ;轴环宽度 ,故取 。 \hc}xy
0
.m7iXd{
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求,取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm,则 (参看图四)。 udqGa)&0
hK@1
s
图四 59$mfW
o>
[bJ"*^M)
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 Y%^&aac Z
WWrDr
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。 _&XT
=SW}
>J 3N,f
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 aPcO9
y`mE sj
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。 w<J$12
"p+
b-M[la}1"
(5)求轴上的载荷 3i?{E^
_"%d9B
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁,轴的支承跨度 , kkyn>Wxv
6%U1%;
; ; I =qd\
Z A1?'
图五 >`5iq.v
9H1R0iWW
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: 6 [a CjW
n6O1\}YB
表一 =(Mv@eA"
fR5
NiH
载荷 水平面H 垂直面V l"IBt:
WT'P[RU2
支反力F ,BW^j.7
+SrE
弯矩M Gd%6lab
}UXj|SY
总弯矩 #n{wK+lz
15iCJ p
扭矩T T=146.8Nm OJ@';ZyT=
e~'y %| D
(6)按弯扭组合校核轴的强度: :n0(g B
9w11kut-!
根据[2]中公式15-5,即 WE|L{
.DHZs#R
取 ,并计算抗弯截面系数 `Wn0v2@a(~
pF K[b
因此轴的计算应力 asQ pVP
D<L]'
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 }YU#}Ip@
?F
AsV&y
,故安全。 ?Sn$AS I
nP 2 rN_:4
(7)精确校核轴的疲劳强度 /y@$|DI1
~M(K{6R
①、判断危险截面 bt%k;Z]
H$(%FWzQ%
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。 1_7x'5GdA
[ueT]%
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。 ~K:#a$!%,
=c-j4xna>
②、截面2左侧: ?.\CUVK
MA(\r
抗弯截面系数 wMt?yc:X
fAUtqkB
抗扭截面系数 zclt2?
`9a%}PVQ-
截面2左侧的弯矩为 P8DJv-f`
hS*3yCE"8
扭矩为 Q!GB^P
k W/3
Aq7r
截面上的弯曲应力 /
DeIs
d";+8S
扭转切应力为 ghbxRnU}
#OJ^[Zi<
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; +Y)rv6}m
LNXhzW
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 P~ffgzP
kn+`2-0
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 jBI VZ!X
ws?p2$ Cla
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 g3LAi#m
#jA|04w
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; aWOApXJ
HQ/PHUg2
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; `+1*)bYxU
iknB c-TLD
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 <\X4_sdy
{s=QwZdR
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 f
IQ$a>
mOGcv_L
③、截面2右侧: JY9Hqf
sw{EV0&>m
抗弯截面系数 7"
Dw4}T
2NIK0%6
抗扭截面系数 W`6nMFg
r6PiZgR
截面2右侧的弯矩为 ~u,g5
'PV,c|f>
扭矩为 {< jLfL1
lNqXx{!k
截面上的弯曲应力 v SHb\V#
9OF5A<%"u
扭转切应力为 #3kR}Amow
=!{}:An1$
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 _V-@95fK
,o*b-Cv/
表面质量系数 ; 8
l}tYl`|
#vLDN R
故综合影响系数为 0)k%nIhj