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 &#w]
2~|
2"c$#N
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 4nXS}bW f
U<KvKg
原始数据 iaLsIy#h
y5RcJM
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 L#M9 !
+(`
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 1<\@i{;xsU
-s,^_p{H
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 `QnKal )
O3j:Y|N@F
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 U_wn/wcLS
(UAa
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 m5v9:5{
w\:-lX w
工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 bT|a]b:
8G6PcTqv"
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 %kxq" =3
*[wy-
fu
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 \=kH7 !
B-@6m
原始数据 gah3d*d7
qb]n{b2
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 `kpX}cKK}
"
2Dz5L1v
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 q?nXhUD
`{gkL-
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 \ExM.T
J{
P<^<m_
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 >8"oO[U5>
C\ZL*,%}
工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 TUw^KSa
#5wOgOv
工作.运输带速度允许误差为 5%。 eB%KXPhMm
w4Qqo(
机械设计课程设计计算 3{LXx
@{iws@.
说明书 zH0%;
o}
yM}}mypS
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 GbFLu`I u
W2D^%;mw
目录 +iz5%Qe<f
9c1g,:8\
1. 设计任务书....................................3 0&mo1 k_U
y>Zvos e
2. 系统传动方案分析与设计........................4 I= G%r/3
Dd-;;Y1C
3. 电动机的选择..................................4 Nwr.mtvh
m2E$[g
4. 传动装置总体设计..............................6 |NJe4lw+?
SpPG
5. 传动零件的设计计算............................7 >@KQ )p' `
^1s!OT Is
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 1+~JGY#
|s-q+q{|
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 O$k;p<?M
,d(F|5M:
3) 链传动的设计计算........................... ...15 (~:k70V5
guz{DBlK
6. 轴系零件的设计计算............................17 u/Fa+S
~=h]r/b< U
1) 轴一的设计.....................................17 ]sjYxe
1sl^+)z8
2) 轴二的设计.....................................23 )IPnSh/<
a/;u:"
3) 轴三的设计.....................................25 o,[~7N
w$n\`rQ
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 \HLI
y
F' s($n
8. 键联接的强度较核..............................27 f{xR
s-u]
h#'(i<5v
9. 轴承的强度较核计算............................29 }YW0?-G.$
O{ zY(`[
10. 参考文献......................................35 S+3'C
z~Ph=1O>p
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 mr6/d1af_
%y)5:]
一、课程设计任务书 3v)v92;
9r-]@6;
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) _I8L#4\(=
5tT-[mQ*
图一 &sR=N60n
|-4C[5rM
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%。 Vo}3E]
vZj^&/F$=g
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 Uhfm@1 cz&
.yE!,^j.gB
运输链的工作速度(m/s):0.8 j2# nCU54Z
[/hS5TG|7
运输链节距(mm):60 u
+q}9
NsJt=~
运输链链轮齿数Z:10 ]y3V^W#
+N5#EpW
二、系统传动方案分析与设计 p.^mOkpt
^ j;HYs_
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。 Gc>bli<-
2|@@xF
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。 ,oX48Wg_+
9 P_`IsVK
3. 系统总体方案图如图二: fN~kdm.
^0"NcOzzxl
图二 z!;n\CV @
YW"}hU
设计计算及说明 重要结果 $T{,3;kt
*cxmQ
三、动力机的选择 3":ef|w]
{MdxIp[
1.选择电动机的功率 # eqt{
rs{e6
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 'Bb]<L`
`}.K@17
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; (oX|lPD<b
{k] 2h4 &h
Pw→工作机需要的输入功率,kW; X).UvPZ/
i)f3\?,,
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 mbxJS_P
o0$R|/>i
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; #q`[(`Bx
0}Rxe
滚动轴承效率η2=0.98; n={}='
VTk6.5!8
链传动效率η3=0.96; H+vONg
BT;hW7){9
圆锥齿轮效率η4=0.98; ozH7c_ <
_Z+tb]
圆柱齿轮效率η5=0.99; rB;`&)-
r|4jR6%<'m
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 6~zR(HzV{
Z
l.}=
因此总效率 N
?Jr8
wVkms
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 K y~
9's
W"S,~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 )~xL_yW_X
H|;6K`O_
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 },'hhj]O
tk"L2t
2.选择电动机的转速 fv$Y&_,5
"Pi\I9M3
电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 L>+g;GJ
_d6mf4M]5
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , loN!&YceW
='u'/g$'&
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 [0.>:wT
75i
M_e\
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; k1Zu&4C\
! P/ ]o
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; S+H#^WSt
/+4Dq4{t)
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; 6-va;G9Fc
fZ$<'(t
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 }'$6EgX
nN>D=a"&F
所以 ~J?O ~p`&
uA=6 HpDB
因此 nV 38Mj2U
'&Ox,i]t
3.选择电动机的类型 {%D!~,4Ht
g`)3m,\
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 k$:QpTg[
!VpZo*+
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。 g0I<Fan
>C"cv^%c
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。 GDw4=0u-
B[ae<V0k
四、传动装置总体设计 !jY/}M~F1
"L@qjSs8
1.计算总传动比及分配各级传动比 ,{ CgOz+Ul
(Tp+43v
传动装置的传动比要求应为 x={t}qDS8
l2GMVAca
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 Tj*o [2mD
wOE_2k
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。 /k<*!H]KSg
T[xGF/
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。 8B;`9?CI
Uy^Hh4|
2.计算传动装置的运动和动力参数
/ :"%m:-P
nQK@Uy5Yr
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。 ?I}jsm1)
yd"|HHx
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 HP|,AmVLl
F`8A!|cIy
1) 各轴转速计算如下 S;NChu?8
D}"\nCz}y&
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。 ;Fcdjy
<kn#`w1U'
2)各轴功率 QnZR
~]Mq'
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。 JiZ9ly(G
!Y=s_)X
3) 各轴转矩 q9pBS1Ej
;w4rwL
电动机轴的输出转矩 \F,?ptu
]@l~z0^|[_
五、传动零件的设计计算 SZg+5MD;X
SAs'u"EB
1、直齿锥齿轮的设计 GK/a^[f+'l
/7@@CG6b
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。 >IfJ.g"
M<7<L
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: s .^9;%@$J
':[+UUC@
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 v0X5`VV
T1PWFw\GH
对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 *-Lnsi^7v
gb@Rx
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; 8v1asFxs.
cgYMo{R3
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; 0VoC|,$U
~FZLA}
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 \_@u"+,$W
@`}'P115@
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; wX#\\Jgi
dcU|y%k%
b、 小齿轮传递的转矩 ; WSDNTfpI
f:7Y
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; F
xFK
~SM2W%
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 kKE2~ q
Q
C~~
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; PG<N\
:KX/`
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 HLYM(Pz
\Zoo9Wy
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 NXeo&+F
SKLQAE5
f、 取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 Z I}m~7
5`x9+XvoN
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 iCAd7=o
b@1QE
h、 小齿轮分度圆周速度v dUb(C1h
6ap,XFRMh
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; Z|8f7@k{|+
\vQ_:-A
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; lS?f?n^
`9K'I-hv<8
齿间载荷系数取 ; ::TUSz2/2
7Fy^K;V"
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 y9s5{\H
ACyQsmqm:
故载荷系数 ; t"0~2R6i
vZ]gb$
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 B]*&lRR
OPKX&)SE-
模数
r.K4<ly-N
n1sH`C[c
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 X]1ep
RtqW!ZZ:H
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; zv0RrF^
<NJ7mR}
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; 2lp.Td`{
//LXbP3/
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 >F-J}P
^<% w'*gR
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 :A[bqRqe
.}Zmqz[
载荷系数K=2.742; H}U&=w'
aY {.
c) 分度圆锥角 ;易求得 2>EIDRLJ-
s?`)[K'-
因此,当量齿数 #;mZ3[+i5
p:4vjh=1h
根据[2]表10-5查得齿形系数 Ak_;GvC!
_K;rM7
应力校正系数 ?` `+OH
a,j!B
hu
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: G3U+BC23E
T|{BT!
W1E
结果显示大齿轮的数值要大些; a:;*"p[R
M1ayAXO
e、设计计算 {M%"z,GL7J
VX>_Sps
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 )(ma
a"&Z!A:Z=
大齿轮齿数 ; 17
j7j@s)
"3^6
5) 其他几何尺寸的计算 t]@Zd*
S3J6P2P
分度圆直径 jr9ZRHCU
+s S*EvF
锥距 tNUcmiY
2i>xJMW
分度圆锥角 C/cGr)|8%
g
Sa ,A
齿顶圆直径 }40/GWp<f
C$%QVcf
齿根圆直径 +2?0]6EQ
+f7?L]wzic
齿顶角 ow$#kQ&R O
8:A<PV!+
齿根角 J}YI-t
8n73MF
当量齿数 9|e"n|[
!
\gRXP}
分度圆齿厚 q2f/#"k
2fLd/x~
齿宽 .(hb8 rCM
9M!_D?+P?
6) 结构设计及零件图的绘制 Xt7'clr
txgGL'
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. qB=pp!zQ
b1&{%.3[
零件图见附图二. i;tA<-$-
n$Pv2qw
2、直齿圆柱齿轮的设计 D!<$uAT
}(],*^'u-
1)设计已知:齿数比u=2.5;小齿轮转速 ;输入功率 ;传递的转矩 ; M84LbgGM%
.*f;v4!
2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 bFVdv&
HOD2/
3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。
b:3hKW
y,r`8
4)材料及精度等级的选择 R utW{wh
dyp]y$
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)。
%F 4Q|
WR-C_1-pT
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。 c,-x}i0c
|l?ALP_g
5) 压力角和齿数的选择 PRLV1o1#
XVLuhwi
选用标准齿轮的压力角,即 。 _F*w
,b$8
,G:4H%?
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? TZP{=v<
N1Z8I:
取 。 YH[_0!JY^
O}`01A!u;
6) 按齿面接触强度设计 4l1=l#\S
UxvsSHi
由[2]设计计算公式10-9a,即 xWwPrd
aK>9:{]ez
a. 试选载荷系数 ; #,PAM.rH
*~cs8<.!1
b. 计算小齿轮传递的转矩 : X|QCa@Foe
G9a%N
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; &`Di cfD
7
b.-&,
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; n>0dz#
y;Zfz~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 。 +{%4&T<nHw
iy#OmI>j
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 {l11WiqQH
/T(\}Z
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; 1b7xw#gLx
!bcbzg2d&
h. 计算接触疲劳许用应力: &+j^{a
} E#+7a
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 {^kG<v.vV
cGc|n3(
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, lp}WB d+
],YYFU}
j. 计算圆周速度 N
Sh.g#
m3(T0.j0P
k. 计算齿宽b $i@EfujY
7L+X\oaB
l. 计算齿宽与齿高之比 M96( Rg
$048y
X 7M
模数 ?Bzi#Z
a-E-hX2
齿高 9f^PR|F
$vLV<
y07
所以 |3s&Y`x-D
AMd)d^;
m. 计算载荷系数 `zp2;]W
NN 6KLbC(
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; E.`dk.
$uw+^(ut
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; LZ)m](+M
0Ad~!Y+1
由[2]表10-2查得使用系数 ; V"H7zx
b H?qijrC
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 >NRz*h #
klJ[ {p
代入数据计算得 b'1d<sD
G\+nWvV7
又 , ,查[2]图10-13得 HD)HCDTX
+qj*P9
故载荷系数 0['"m^l0S
R2O.}!'
n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 3Y{)(%I
)SX6)__
o、计算模数m K` ,d$
U[QD!
7) 按齿面弯曲强度设计 ix9HSa{d
%i-lx`U
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 `f+8WPJPZ
n<:d%&^n
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 ; Px#QZZ
Yb\\
w<@g
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 0O#B'Uu
WjrMd#^
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 =*g$#l4
pTALhj#,
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K 2]} Uov
}utNZhJ
e.查[2]表10-5得齿形系数 U>_IYT
l^!A
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 i6md fp|k
?JgO-.
小齿轮 aw/7Z`
"Ug/
',jkV
大齿轮 >4/L-y+
28R>>C=R
结果是大齿轮的数值要大; =~hsKBt*
c',:@2R
g.设计计算 +^*5${g;@H
{@V3?pG?p
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。 Aw4?y[{H
``$%L=_m
按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; l#b|@4:I
MkDK/K$s
8) 其他几何尺寸的计算 /c@*eU
t0bhXFaiE
分度圆直径 yQZ/,KX
r]8x;v1
中心距 ; b0YiQjS6>
vx!::V7s6
齿轮宽度 ; JOrELrMx
!ww:O| 0
9)验算 圆周力 G#w^:UL
$_RWd#Q(
10)结构设计及零件图的绘制 0+}EA[
Z'Exw-ca
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。 oWp}O?
m_m8c8{Y
3、链传动的设计计算 heL$2dZ5H
%j'G.*TD
1.设计条件 =#i4MXRZ{
X,TTM,1w
减速器输出端传递的功率 =.36y9Mfo
K`QOU-M@}
小链轮转速 lt{lpH
Y=vVxVI\
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 JF~1'"_f:
sI&i{D
2.选择链轮齿数 ~u /aOd
s\'y-UITi1
假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 `DLp<_z>
GilQtd3\
3.确定链条链节数 )jyq{Jb
8!4~T,9G
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 K8HIuQ!=
w9RF2J
取 (节) d/D,P=j"
hv+|s(
4.确定链条的节距p k"xGA*B|
@$qOW
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 6'xomRpYN
5D,.^a1 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 #D+7TWDwNt
%#~((m1
齿数系数 I=K!)X$
;LCTCt`
链长系数 U|gpCy
`|$'g^eCL
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 E7Ibp79}N
B*\$
/bk,
根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 t,
U)
~wi
>+cSPN'i>
5.确定链长L及中心距a jY7=mAd
\K}-I
链长 3&'2aW
%.mEBI=hs
由[2]公式9-20得理论中心距 lnS(&`oh\=
t\h$&[[l'z
理论中心距 的减少量 M!1U@6n!=)
lDN"atSf
实际中心距 X1+wX`f
Xka<I3UD5
可取 =772mm 2{bhA5L
-fE.<)m=!
6.验算链速V LL&ud_Y
Cyq?5\ a
这与原假设相符。 BZK2$0
y$X(S\W
7.作用在轴上的压轴力 q\%cFB}
tz26=8
有效圆周力 ,LDm8
UtnZNdlv
按水平布置取压轴力系数 ,那么 O] Y v
qve
./
六、轴系零件的设计计算
bu>qsU3
C|MQ
$~5:w
1、轴三(减速器输出轴)的设计 hoa7
Tc6:UF
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: &-%>qB|*
)VSwTx&
(2)求作用在轴齿轮上的力: aSC9&Nf;
Lxv6!?v|
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 .`jo/,?+O
%SrM|&[
径向力 "13"`!m
w~z[wm Okp
其方向如图五所示。 `ltN,?/
&?0:v`4Y
(3)初步确定轴的最小直径 *wuqa)q2
F>zl9Vi<
选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 Z:*@5
#`(WUn0H?
查[2]表15-3取45钢的 'fx UV<K&
`0ZZ/]
!L
那么 O:'?n8rWL
(hB?
该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 1|{bDlmt
'$G"[ljr
(4)轴的结构设计 FS6<V0pil
qH>`}/,P
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 5!I4l1
eSEq{?>
图三 &;E5[jO^D
k|vI<:'p,
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 QzOkpewf
/P:.qtT(
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 。 a,|?5j9,P
x}TS
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 ,1oQ cC
{D`'0Z1"
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; FOwnxYGVf
#>[a{<;Kn
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 。 JhHWu<
iD`d99f8O
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)。 +JRF0T
~g#r6pzN-
图四 T!RT<&
q[3x2sR
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 -d+aV1n
5%zXAQD=<
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。 mYxyWB
2)X4y"l
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 m<rhIq
3S*AxAeg
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。 t?c}L7ht
WWKvh
(5)求轴上的载荷 [AU
II*:}
\1"'E@+
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 ,
O.`Jl%
^3VR-u <O
; ; r]@0eb
S! Rc|6y%
图五 ` x8J
\u,}vppz
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: lot%N(mB`
a"N4~?US
表一 K5Q43e1
~{hxR)x9
载荷 水平面H 垂直面V kOOGw:/
ncu`vYI.
支反力F ,DdB^Ig<r
%nN `|\
弯矩M {S/yL[S.
j9Ybx#
总弯矩 r={c,i
;~fT,7qBah
扭矩T T=146.8Nm aj8A8ma*}
$`ZzvZ'r
(6)按弯扭组合校核轴的强度: Kl7WQg,XOi
L`f^y;Y.
根据[2]中公式15-5,即 [B@'kwD\l
<q*oV
取 ,并计算抗弯截面系数 Z4<L$i;/jN
-9N@$+T
因此轴的计算应力 _Zk{!
2M#M"LHo
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 glD cUCF3
lC:k7<0Ji
,故安全。 ^b: (jI*l
&'cL%.
(7)精确校核轴的疲劳强度 X%z }VA
ojYbR<jn9
①、判断危险截面 mxor1P#|
!cKz7?w
截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 Lg8nj< TF
^`un'5Vk
截面C处虽然所受载荷最大,即应力最大,但应力集中并不大,因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端;截面2和3处都有因过盈配合,键槽及轴肩引起的应力集中,但截面2比截面3直径要小,故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 u\&b4=nL
afjtn_IB
②、截面2左侧: QXCH(5as
fYKO J5f
抗弯截面系数 "$s~SIUB
=*p/F
抗扭截面系数 4iSa7YqhBT
;&H4u)
截面2左侧的弯矩为 <: &*
fXrXV~'8
扭矩为 (&/2\0QV
OL4z%mDZi
截面上的弯曲应力 s4&^D<
U
qG
.:@T
扭转切应力为 !9 fz(9
z-M3
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; +P.+_7+:
hig2
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 xsWur(> ]
Y*mbjyt[?X
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 v<Bynd-
nUkaz*4qU
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 j*~T1i
<uj8lctmP
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; J2uZmEt
AwQ?l(iZ"p
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; MZmb`%BZ
zYl#4O`=c
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 7GDHz.IX
V5}B:SUB
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 t&?im<
yf&7P;A
③、截面2右侧: 5`f@> r?
$-[CG7VgX%
抗弯截面系数 cQ9q;r`%
o)'y.-@Q
抗扭截面系数 5d Z |!
r|,i'T
截面2右侧的弯矩为 IIy~[4dW
?-1r$31p
扭矩为 zt^48~ry
>E*$
E
截面上的弯曲应力 ;sHN/eF
,t1abp{A
扭转切应力为 ~on(3|$
}NsUnbxT
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 _{M\Bs2<
xW92ch+t
表面质量系数 ; T?4G'84nN
/lafve~
故综合影响系数为 GguFo+YeZ