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 a1#",%{I
]Ub"NLYV
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 c'md)nD2M
L+K,Y:D!W
原始数据
}o[NB
'u}OeS"f
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 1EiSxf
4p<c|(f#
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 6v?tZ&,
G
:6TLT-B
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 4LXC;gZ
`}.jH1Fx/m
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 bt'lT
U2G[uDa;
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 ,Jrm85oG
xcE2hK/+
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 <I 0 EjV
6qR5A+|;
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 'IQ;;[Q
_J&IL!S2
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 yRy^'E~
W
%<,GV
原始数据 ^Ycn&`s
`|p8zV
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 *E|#g
gY {/)"
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 sq_
yu(
^]k=*>{
R
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 K?@x'q1
pnpf/T{xpM
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 lw`$(,
_a\$uVZ
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 JD)wxoeg
&8HJ4Vj2
工作.运输带速度允许误差为 5%。 {Q021*xt/
7Vo[zo
机械设计课程设计计算 3[UaK`/1C
1VA%xOURh
说明书 L-`?=- 9`
8a;;MJ)
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 $C
t(M)
ra
F+Bt`
目录 th|'t}bWV
=zW`+++3
1. 设计任务书....................................3 yRWZ/,9x
jwp?eL!7
2. 系统传动方案分析与设计........................4 x-T7
tr&(
5Z>+NKQ
3. 电动机的选择..................................4 _iH:>2p 5R
^f] 9^U{
4. 传动装置总体设计..............................6 PNpH)'C|
~p { fl?
5. 传动零件的设计计算............................7 9gFfbvd
'XI-x[w
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 <z QUa
_|>bOI
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 4oPr|OKj{*
b6^#{))"
3) 链传动的设计计算........................... ...15 Z8:'_#^@a[
;y.<I&
6. 轴系零件的设计计算............................17 <3 I0$?xL
i9^m;Y)^I
1) 轴一的设计.....................................17 Zr|\T7w 3
es1'z.U J
2) 轴二的设计.....................................23 m^;A]0h+
|?LUt@r;
3) 轴三的设计.....................................25 ]GiDfYs7%
s;,ulME
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 "|GX%>/
Bg}(Sy
8. 键联接的强度较核..............................27 `aM8L
w1)SuMFK_
9. 轴承的强度较核计算............................29 b/UjKNf@
Lu[xoQ~I
10. 参考文献......................................35
w/wU~~
O7xBMqMf
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 6AKT-r.
oN[#C>#(
一、课程设计任务书 ~2}^
-,
&Ui&2EW
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) H8$";T(I
98!H$6k
图一 3&Fqd
M7gM#bv>L
2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 sx][X itR+
u\@L|rh
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 8Og)(BC
}J] P`v
运输链的工作速度(m/s):0.8 O;RNmiVoq
baib_-$
运输链节距(mm):60 }>m3V2>[
{ud^+I&
运输链链轮齿数Z:10 (^= Hq'D
V5]:^=
二、系统传动方案分析与设计 ,CjJO -
&;@U54,wV
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。 Kvh6D"
23gJD8i8
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。 LJBDB6
mG+hLRTXP
3. 系统总体方案图如图二: OuU ]A[r
Zq>}SR
图二 ppPzI,
6|{uZNz
设计计算及说明 重要结果 g#<M/qn
"6P- 0CJ
三、动力机的选择 KDy:A>_ G"
Vr<ypyC
1.选择电动机的功率 2s8(r8 AI
Y\ G^W8
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 TkV$h(#!f&
l%9nA.M'
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; 8Zvh"Z?
`-)Fx<e
Pw→工作机需要的输入功率,kW; o!M*cyq
x_|: 3I
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 e,Fe,5E&g
Mq$Nra
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; ^Sz?c_<2P
&)|3OJ'o
滚动轴承效率η2=0.98; b{Kw.?85
7Om)uUjU4
链传动效率η3=0.96; |A@Gch fd
;t}ux
圆锥齿轮效率η4=0.98; 05m/iQ
b3!,r\9V
圆柱齿轮效率η5=0.99; 2-M]!x)
UT7".1H
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 @X6|[r&Z
Rd.[8#7VE
因此总效率 )SYZ*=ezl.
yi/jZX
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 U[8Cg
';?b99
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 u3H2\<
n"{oj7E0a
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 +kTa>U<?
8M;G@ Q80
2.选择电动机的转速 q3E_.{t
1f1J'du
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。 _A.?:'-
20f):A6
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 , _"`U.!3*
4r [Tpb
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 k&P_ c
hrRX=
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; Y">;2Pt;
"@I"0OA
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; 3f:I<S7
~!!>`x
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; UI:{*N**Z
Th%1eLQ
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 p=(;WnsK
c#e_Fs
所以 otO6<%/m
=7mR#3yt
因此 B"I>mw
xW,(d5RtZ
3.选择电动机的类型 WLWE%bDP
pstQithS
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。 5Ffz^;i
O/\jkF
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。 X?.bE!3=
gH0B[w ]
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。 8E Y<^:
h tn2`
四、传动装置总体设计 ^F~e?^s
`B6{y9J6
1.计算总传动比及分配各级传动比 AAdRuO{l1
^[CD- #
传动装置的传动比要求应为 8Db~OYVJG
b~b(Ed{r
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 HJ5m5':a
WL}6YSC
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。 9hT^Y,c0
h& (@gU`A
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。 g}3c r.
7-ba-[t#A
2.计算传动装置的运动和动力参数 )B*?se]LJ
}FMl4 _}u
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。 vd /_`l.D
('uYA&9
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 fu=}E5ScK
RQU5T 2,
1) 各轴转速计算如下 5!Z+2Cu]
AEnS_Q
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。 BPrA*u}T
{7eKv+30
2)各轴功率 @\!wW-:A
DcbL$9UI
式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 ^^?DYC
MQY1he2M
3) 各轴转矩 Bd O$
&,."=G
电动机轴的输出转矩 +ZE&]BO{
d=qpTb;(
五、传动零件的设计计算 e^Xij Id.
hCT%1R}rKr
1、直齿锥齿轮的设计 u."fJ2}l0X
/2dK*v0
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。 4Ro(r
sO
R[&lk~a{=
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: 45MK|4\Y_
r$v?[x>+K
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 Lf 0Hz")
1wc
-v@E
对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 :GK{JP
D hZtiqL#_
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; 4E
|6l
Xp} vJl
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; Xb^\{s?b
Y[~6f,?^
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 50DPzn
X^|oY]D
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; o@>c[knJ
($S{td;
b、 小齿轮传递的转矩 ; : l>Ue&
[V)sCAW
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; )E7A,ZW,
u\e#_*>
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 P/I{q s
Gr6ma*)y~t
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; !7xp<=
6ZG)`u".("
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 #dpt=
4[J3HLQ
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 2 !;4mij,
;n;^f&;sJ
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 68HX,t
\PLV]%3,
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 9wq%Fnt
GVl
u4
h、 小齿轮分度圆周速度v :T\WYKX3C
1=;QWb6
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; 7%E1F)%
4C*3#/TR
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; I
}/Oi]jA6
<y.D0^68
齿间载荷系数取 ; iO!lG
^TEODKS
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 X#3<hN*v
z$Nk\9wm
故载荷系数 ; pt4xUu{
*cf"l
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 vfv5ex(
}=|ZEhtOp
模数 %b{!9-n}
q9
;\B&
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 bY2Mw8e%
!n{c#HfG
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; gPwp
[
?:FotnU*p
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; JG<3,>@%
DrEtnt
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 $dnHUBB
pMquu&Td
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 yhdG 93
\Zv =?\
载荷系数K=2.742; q8h{-^"
6J
5)4^bk
c) 分度圆锥角 ;易求得 cik@QN<[0
Dgm%Ng
因此,当量齿数 9(l'xu X
,xz^k/.
根据[2]表10-5查得齿形系数 H n!vTB
d*>k
]X@G
应力校正系数 2`I;f/Sd
+lT]s#Fif
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: ^d9raYE`'
BP[U`
!
结果显示大齿轮的数值要大些; +zdkdS,2<
"r
V4[MVxt
e、设计计算 N 9&@,3
ee_\_"
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 >Y'yM4e*
]'h)7
大齿轮齿数 ; 4) 3pa*
na3kHx@
5) 其他几何尺寸的计算 X{xJ*T y'
BNCJT$tYX
分度圆直径 'r n;|K
DP_Pqn8p&M
锥距 W{+0iAYnp
9(F?|bfk
分度圆锥角 <e&QTyb
^R7z LHU;
齿顶圆直径 :UcS$M1LE
mF}k}0
齿根圆直径 3Gl]g/
g$"eI/o
齿顶角 E@jl: -*E
]0i2]=J&,
齿根角 j& o+KV
87(^P3;@
当量齿数 DsW`V~T
$ XsQ e
分度圆齿厚 7 3z
Y^x
e6i./bf3
齿宽 x\hn;i<
iB3+KR
6) 结构设计及零件图的绘制 xnQGCw?S&}
gZEA;N:H%<
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. !$xEX,vj|W
K}=8:BaUL
零件图见附图二. Z)O>h^0
q3-;}+
2、直齿圆柱齿轮的设计 Wx|6A#cg!
Zc3:9
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 ; 9;Pu9s[q2
HjK<)q8b
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。 3:8nwt
Vc52s+7=8
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。 KO]?>>5S6
khN:+V|
4)材料及精度等级的选择 =E}%>un
yFU2'pB
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)。 qv*uM0G6i
Go+xL/f
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。 _IKP{WNB
9Oo*8wvGG
5) 压力角和齿数的选择 ?tC}M;~
?J@?,rZQ^V
选用标准齿轮的压力角,即 。 FX|lhwmc(
8@W/43K8-
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? FP'u)eU&3
:
9?Cm`
取 。 -6~dJTm[t
WQLHjGehe
6) 按齿面接触强度设计 !Zyx$2K
$|cp;~ 1
由[2]设计计算公式10-9a,即 R3{*v =ov
9{UP)17
a. 试选载荷系数 ; tY$ty0y-e
x:n9dm
b. 计算小齿轮传递的转矩 : ;c
m wh<
rGn5QV
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; ngkeJ)M0$
J<($L}T*$
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; SCh7O}
lq\'
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 。 ! F;<xgw
V:F+HMBk
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 tgvpf/cQ
y800(z
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; !7kLFW
kHJDX;
h. 计算接触疲劳许用应力: iA%'
;V
SZK)q
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 K?FX<PT
Qw6KX#n
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, A^4kYOe
Q/3tg
j. 计算圆周速度 f1CMR4D
0[2BY]`Z.
k. 计算齿宽b i!.I;@
E*r
l. 计算齿宽与齿高之比 \2].|Mym
BDm88<]
模数 38w.sceaT
0279g
齿高 (pT(&/\8
;e~{TkD
所以 }1a <{&
,#P,B;r~
m. 计算载荷系数 #Cg}!38
\tiUEE|k
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; +3/k/W
[V> :`?
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; -TK|Y"
&O+sK4P
由[2]表10-2查得使用系数 ; k W<Yda<a
.Ca"$2
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 vgh^fa!/
KdOh'OrT9.
代入数据计算得 H}) Dcg3
}@rg5$W
又 , ,查[2]图10-13得 6m, KL5>W
\A'|XdQ
故载荷系数 (C-,ljY
PwFQ #Z
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 ),nCq^Bp
X
zi'Lu`
o、计算模数m 1a($8>
b(PHZCy#
7) 按齿面弯曲强度设计 Z/89&Uy`h
;Pol#0_(
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 qYgwyj=4
[+g(
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; /v}P)&
a)3O? Y
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 /<3;0~#){
lv<iJH\
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 2Ueq6IuQ
JCcN>DtP
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K F[>7z3I
Od0S2hHO
e.查[2]表10-5得齿形系数 zAeGkP ~K
V,>+G6e
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 -Z:]<;qU
'i@,~[Z4
小齿轮 W4)kkJ
+V)qep"
大齿轮 OOEV-=
Q0pC4WJ`
结果是大齿轮的数值要大; q+YuVQ-fx
E
S#rs="
g.设计计算 ZWf-X
6B7<
结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 DJmoW
38[)[{G)Hv
按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; ?j1_
n,d
|ZS 57c:
8) 其他几何尺寸的计算 YS]>_
-Qg
2qN2{
分度圆直径 -'I _*fu
UH5w7M
中心距 ; PV?]UUc'n<
w-
UKMW9"
齿轮宽度 ; 3^!Hl8P7
?k
[%\jq{a
9)验算 圆周力 ;*y|8od
B
Up<~0
10)结构设计及零件图的绘制 +p13xc?#j
g(mxhD!k
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。 ;KZrl`
wb]*u7G
t/
3、链传动的设计计算 Y.q>EUSH
o:_^gJ+|
1.设计条件 M(qxq(#{U
92!JKZe
减速器输出端传递的功率 >Y}7[XK
>4,{6<|
小链轮转速 #:$O=@@?M
tC2N>C[N
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 p?;-!TUv
6G'<[gL
j
2.选择链轮齿数 BEln6zj
+W6Hva.
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 。 {] O`gG
L{=l#vu
3.确定链条链节数 =K:(&6f<t
+L0J_.5%^
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 DMB"Y,
QjLji+L
取 (节) (B&h;U$HAH
z/S,+!|z
4.确定链条的节距p h}avX*Lx_
[Gh"ojt]w
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 oAY_sg+
9SY(EL
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 BjiYv}J
GJX4KA8J
齿数系数 BBvZeG $Y
7$
d}!S
链长系数 ^;zWWg/d
y?>#t^
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 e&2wdH&
ymtd>P"
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。 \83sSw
1i
u =Y
5.确定链长L及中心距a PPa^o8jd
Z v4<b
链长 ;-Ss# &
l)Zs-V!M^\
由[2]公式9-20得理论中心距 J='W+=N
W<NmsG})_g
理论中心距 的减少量 \X&
C4#
O6iCZ
实际中心距 YdI0E
khAqYu")
可取 =772mm 8%[HYgd5)
XrS\+y3
6.验算链速V Ziz=]D_
6Nt$ZYS
这与原假设相符。 Wr>(#*r7q
/BpxKh2p
7.作用在轴上的压轴力 Pd~MiyO;K
jJ~Y]dQi
有效圆周力 ,GrB'N{8e
$}R$t-
按水平布置取压轴力系数 ,那么 8Bpip
#dc1pfL!y{
六、轴系零件的设计计算 gDCOLDM
M^6$
MMx
1、轴三(减速器输出轴)的设计 \&a.}t
KFDS q"j
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: z/1{OL
aI(>]sWJ
(2)求作用在轴齿轮上的力: gi]ZG
|;u}sX1t9
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 =Ikg.jYq&F
$
[7 Vgs
径向力 ug*D52?
o2=A0ogz?
其方向如图五所示。 gLQ #4H
++8_fgM
(3)初步确定轴的最小直径 F98i*K`"
[$a<b/4
选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 xd8
*<,Wj
['[KR
BJL
查[2]表15-3取45钢的 ~|lIC !q
<y)E>Fl
那么 M)!skU
47UO*oLS
该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 +a|/l
6;oe=Q:Q
(4)轴的结构设计 W
f@t4(i
YQgNv` l}
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 ;=jr0\| e
N[Sb#w`[/
图三 6)e5zKW!?
Cd]/
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Y )b@0'
^0tw%6:
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 1H{jy^sP 7
~rv})4h
b、由于齿轮主要承受径向力,故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组,标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承,其尺寸为 ,故 %f&< wC
&~-~5B|3"
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; Veji^-0E
w([$@1]
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 。 [@"wd_f{l
>UHa
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)。 P<;7j?
TJy4<rb
图四 K: r\{#9
~kKrDLW+
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 {6
.o=EyM{
27 GhE
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。 ~]uZy=P? 5
x5Zrz<Y$w
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 $Ui&D
I
|L:Cn J
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。 4TRG.$2[
O}Le]2'
(5)求轴上的载荷 Bjj<\8^M
5bX6#5uP1
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 , 9E1W|KE
"uD=KlA
; ; w1|Hy2D`0
TGV
图五
lCb+{OB
{3edTu
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: Jb(Y,LO^
@q8an
表一 SR7j\1a/2A
RKTb'3H
载荷 水平面H 垂直面V /-Qv?"
OX hAha`R
支反力F kA#vByf`v
d"THt}
弯矩M 6s xz_f
&M"ouy Zo9
总弯矩 O`W%Tr
'ks{D(`
扭矩T T=146.8Nm F $yO
0SV \{]2
(6)按弯扭组合校核轴的强度: [CN$ScK,
\t.}-u<7{
根据[2]中公式15-5,即 (> "QVxr
K|^wc$
取 ,并计算抗弯截面系数 Ruaur]
U;^[$Aq
因此轴的计算应力 f7<pEGb
pSAR/':eg
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 B~gV'(9g
Hi,t@!!
,故安全。 y]
V1b{9p
$k2)8 #\
(7)精确校核轴的疲劳强度 ]]uHM}l
[ygF0-3ND
①、判断危险截面 hR)2xz
x:z0EYL
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。 2WCLS{@'
@h9MxCE!
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。 lrEj/"M
eti`O
②、截面2左侧: }E&NPp>
^Udv]Wh
抗弯截面系数 jX
*/piSq
:BZ0 7`9
抗扭截面系数
$aP(|!g
Kn}ub+
"J
截面2左侧的弯矩为 _N#&psQzw
9%DT0.D}$j
扭矩为 T~>#2N-Z
=xl~][
截面上的弯曲应力 +1`t}hO
v%91k
扭转切应力为 }vh Za p^
tJZc/]%`H
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; T0e<Slo~C
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