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 O/lu0acI
U>a~V"5,u
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 dRXdV7-!
otJHcGv
原始数据 Rqun}v}
B0ZLGB
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 C''[[sw'K
&h?8yV4B
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 ($s%B
=f=,YcRn+
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 sXR}#*8p
-3Auo0
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 "kg?Or.
b-)3MR:4
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 #W[C;f|,
c3|/8
工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 ufXU
F1b~S;lm
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 5dEek7wnf
TuMD+^x
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 m^Rf6O^
I#GsEhi
原始数据 d>jRw
V>B*_J,z.
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 ZO!)G
R\>=}7
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 Jk=d5B
Fhbp,CX4p
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 ?KXgG'!!
4e9'yi
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 =y1/V'2E
M{M?#Q
工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 F(+dX4$
z9P;HGuZ
工作.运输带速度允许误差为 5%。 DX4"}w
XjV,wsZ=
机械设计课程设计计算 l@nG?l #
\:d|'r8OCM
说明书 uY*|bD`6&
pk2}]jx"
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 4
n\dh<uY
r d4\N2- 6
目录 62z"cFN
`DcZpd.n
1. 设计任务书....................................3 bF{14F$
DeL7sU
2. 系统传动方案分析与设计........................4 |h75S.UY
bx8|_K*^
3. 电动机的选择..................................4 <-m?l6
w`F4.e
4. 传动装置总体设计..............................6 RB `<Zw
d!]fou
5. 传动零件的设计计算............................7 K/+w6d
*O@uF4+!1
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 =#ls<Zo:
4'ymPPY
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 iPoDesp
jM DG
3) 链传动的设计计算........................... ...15 ;\N${YIn
X1{U''$
K
6. 轴系零件的设计计算............................17 >"q~9b
A
)./'`Mx?
1) 轴一的设计.....................................17 nkvkHh
X6lR?6u%|
2) 轴二的设计.....................................23 .ko}m{
6su^yt
3) 轴三的设计.....................................25 60u}iiC@
;wkoQ8FD9
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 auP6\kpMe
.|g67PH=
8. 键联接的强度较核..............................27 +8etCx
~Q)137u]P
9. 轴承的强度较核计算............................29 zHsWj^m"
4 9zOhG
|
10. 参考文献......................................35 t!"XQ$g'
h#iFp9N
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 Z>#MTxU(
CH/*MA
一、课程设计任务书 &\0V*5tI
|:?JSi0
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) v<qiu>sbz}
fm%1vM$[J
图一 W~&PGmRI
M;i4ss,}!
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%。 DlXthRM
}4n?k'_s?
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 {} 11U0
i+z;tF`
运输链的工作速度(m/s):0.8 ? <.U,
TdAHw
@(
运输链节距(mm):60 yb(zyGe
-bHfo%"^TT
运输链链轮齿数Z:10 68^5X"OGF
]EzX$T
二、系统传动方案分析与设计 JyBsOC3
8VwByk8
1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 <2Qh5umQ
`ju r`^S|
2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 1JU1XQi
nPj+mg
3. 系统总体方案图如图二: (HUGgX"=
z mxrz[
图二 v<`1z?dch
u/% 4WgA
设计计算及说明 重要结果 GoGo@5n(Z
nFn@Z'T$N
三、动力机的选择 3ee?B~Tun
I oz
rZ
1.选择电动机的功率 :X`Bc"
xCd9b:jG
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 @a1+
*Iu
.>nw
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; #egP*{F
c !ybz{L
Pw→工作机需要的输入功率,kW; 7x%0^~/n
]byj[Gd
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 "KY9MBzPD
7b_Ihv
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; A|BvRZd
J!QzF)$4J
滚动轴承效率η2=0.98; (BgO<
wNuS'P_(:T
链传动效率η3=0.96; !Z7
~Rsdm
a/.O,&3
圆锥齿轮效率η4=0.98; ms8PFu(f
NC 0H5
圆柱齿轮效率η5=0.99; SR#%gR_SC
>Hr0ScmN@"
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 }{^i*T5rl
;mXr])J
因此总效率 h-1eDxK6
9Q".166
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得,即 g5)f8k0+ t
'\:?FQ
C
式中F为工作阻力,N;V为工作机的线速度,m/s;ηw为工作机的效率。从而 P]Z}%
8^O
`A\
!Gn?
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 ^Slwg|t*~P
B
0%kq7>g
2.选择电动机的转速 :8;8-c
Pl=X<Bp
电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 ChLU(IPo6
Q:]F* p2
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , !U$ %Jz
63QSYn,t
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 xA nAW
K \}xb2s
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; 5Mb1==/R
%Gn(b1X
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; %ma1LN[
{y|y68y0+
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; EIl _QV6
O{rgZ/4Au
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 apUV6h-v
5:f}bW*
所以 l\5}\9yS
d]h[]Su/?
因此 -t
%.I=|
W K#lE&V3
3.选择电动机的类型 H7)(<6b,z
vKDPg p<j
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。 io:?JnQSA
?x]T&S{
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。 Z{RgpVt
;W#G<M&n'
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。 +bd/*^
J6Mm=bO5
四、传动装置总体设计 *Yov>lO
ltHC+8aZ
1.计算总传动比及分配各级传动比 ?S!lX[#v
D?]aYCT
传动装置的传动比要求应为 A1\;6W:
6R@
v>}
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 ~@R=]l"
/NLpk7r[\q
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。 9 VkuYm,3
,Mc}U9)F
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。 eUqsvF}l!
av
wU)6L
2.计算传动装置的运动和动力参数 +YhTb
Oa7`Y`6
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。 k$o6~u 2&
p=9G)VO
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 Old5E&
L<QqQ"`
1) 各轴转速计算如下 GS$OrUA
j/wNPB/NM
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。 Ik=KEOz
yYWGM
2)各轴功率 s<z{ (a
Cb.~Dv
!
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。 :?jOts>uP
X"8Jk4y
3) 各轴转矩 u-j$4\'
sh}=#eb
电动机轴的输出转矩 PWL Mux
)F]E[sga
五、传动零件的设计计算 D4n~2]
R$(,~~MH
1、直齿锥齿轮的设计 6P?
.'+Tnu(5q
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。 )#Y*]
5@Ot@o
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: ^7TM.lE
y| @[?B
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)。 .yQDW]q81G
6!Ji-'\"
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。 n`0}g_\q
-UPdgZ_Vxz
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 ; 69r<Z
tQz-tQg
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; aQ]C`9k
7qgHH p
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 |53Zg"!
E;D9S
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; ~;il{ym
cL<
b、 小齿轮传递的转矩 ; QF'N8Kla
LurBqr
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; io$AGi
?J6J#{LRd
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 J03yFT,dF
0j7\.aaK
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; >=6tfLQ
EmVE<kY.
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 kVy%y"/
ggJn oL
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ~WehG<p v[
z[}[:H8
f、 取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 aJOhji<b#L
6*GY%~JbD
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 -+#\WB{AI
F^3Q0KsT
h、 小齿轮分度圆周速度v <i%.bfQ/-
.1[K\t)2
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; M7fw/i
M{3He)&
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; tO)mKN+
(
NK$k9,
齿间载荷系数取 ; #fRhG^QKp
xWU0Ev)4U
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 nRPy)L{
@i$9c)D
故载荷系数 ; loLQ@?E
+I;b,p
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a 1ePZs$
b{b2L.
模数 !WR(H&uBr\
iLws;3UX;x
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 506B=
F(Pe@ #)A
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; #78p#E
K;sH0*
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; cX>
a>U
V ;
Yl:*
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 9.!6wd4mw
_b&Mrd
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 nz3j";d
}f+If{
载荷系数K=2.742; | -e*^|
&<_*yl p
c) 分度圆锥角 ;易求得 <_dyUiT$J
4askQV &hj
因此,当量齿数 D}>pl8ke~g
1j`-lD
根据[2]表10-5查得齿形系数 SsIy ;l
E!8FZv8
应力校正系数 =!*e; L
C},;M@xV
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: +?w 7Nm`
&BY%<h0c
结果显示大齿轮的数值要大些; rr>QG<i;G
X};m \Bz
e、设计计算 X|TEeE c[L
pEuZsQ
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 ms{:=L2$$
L'BDS*
大齿轮齿数 ; yM}}mypS
GbFLu`I u
5) 其他几何尺寸的计算 W2D^%;mw
+iz5%Qe<f
分度圆直径 gPSUxE`O.
?l!L
)!2
锥距 y>Zvos e
I= G%r/3
分度圆锥角 Dd-;;Y1C
Nwr.mtvh
齿顶圆直径 m2E$[g
|NJe4lw+?
齿根圆直径 SpPG
>@KQ )p' `
齿顶角 *Z>Yv37P
]( V+ qj
齿根角 M#LQz~E
WPygmti}Be
当量齿数 ,d(F|5M:
(~:k70V5
分度圆齿厚 rlT[tOVAY
l=8)_z;~D
齿宽 "u~l+aW0
QZB2yK3]h
6) 结构设计及零件图的绘制 (#Z2
QWH1xId
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. '(mJ*Eb
Fh9%5-t:J
零件图见附图二. c9-$td&
e4p:Zb:
2、直齿圆柱齿轮的设计 )8kcOBG^L
]:i
:QiYD
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 ; ,Xs%Cg_Ig
)f1<-a"D|
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。 _QbLg"O
;
Xrx>( n
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。 !8yw!hA
|:$D[=
4)材料及精度等级的选择 vpcHJ^19
cTu7U=%
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 R$'4 d
S8*VjG?T\
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。 ,B%M P<Rz1
5tT-[mQ*
5) 压力角和齿数的选择 F@Y)yi?z
:*gYzk8
选用标准齿轮的压力角,即 。 k@JDG]R<{
qg#TE-Y`
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? }M'h5x
5W"nn
取 。 b}S}OW2
.yE!,^j.gB
6) 按齿面接触强度设计 j2# nCU54Z
L@2%a'
由[2]设计计算公式10-9a,即 FL% GW:
>8Wvz.Nq/
a. 试选载荷系数 ; }$!bD
Oe4 l`
=2
b. 计算小齿轮传递的转矩 : p.^mOkpt
^ j;HYs_
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; Gc>bli<-
:VP4|H#SP
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; Yr5A,-s
/tl/%:U*.
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 fN~kdm.
jK/2n}q&]
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 s|rlpd4y
e`zEsLs@
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; }1]/dCv
!|_b}/
h. 计算接触疲劳许用应力: .w/#S-at
>C y
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 r`XIn#o
9)0AwLlv
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, s^ rO I~
<$wh@$PK
j. 计算圆周速度 UMwB. *
7)$U>|=
k. 计算齿宽b 0cZyO$.
;l>
xXSB7$
l. 计算齿宽与齿高之比 $fhrGe
Dww]D|M
模数 @;kw6f:{d
7Ipt~K}
齿高 3xef>Xv=
C\Q3vG
所以 H `y.jSNi
2
P+RfE`o
m. 计算载荷系数 ;Q&38qI
u8qL?Aj^
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; O-Hu:KuIf
{9U<!
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; /Y5I0Ko Uw
E0[!jZ:c
由[2]表10-2查得使用系数 ; ;'l Hw]}O*
J9S9rir&
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 44FK%TmtF
jm&?;~>O
代入数据计算得 .z&V!2zp
E9pKR+P
又 , ,查[2]图10-13得 KK4>8zGR
(q`Jef
故载荷系数 ~r;da 9
{dvrj<?
n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 ^;+lsEW
~K% ]9
o、计算模数m XRXKO>4q
=o\:@I[
7) 按齿面弯曲强度设计 !3U1HS-i62
b\NWDH7}
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 J0zudbP
yveyAsN`B
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; hPr*<2mp
N[X%tf\L]F
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 9qD/q?Hh$
hj64ES#x
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 aGVzg$
>"?HbR9
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K 8+Al+6d|!
;5^grr@,4
e.查[2]表10-5得齿形系数 `%;nHQ"
F7a &-
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 `%AFKmc^;
84L!r
小齿轮 f^](D'L?D
^y'xcq
大齿轮 g!~&PT)*
;OQ-T+(T
结果是大齿轮的数值要大; )|,-l^lC
Ht?
u{\p@
g.设计计算 +4\JY"oi
3~6F`G
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。 ^k &zX!W
s([9/ED
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 ; *E:w377<}
_Ptf^+
8) 其他几何尺寸的计算 +JZ<9,4
]_I<-}?;
分度圆直径 V\ch0i
1
q_>DX,A
中心距 ; 7p3 ;b"'
AKx\U?ei7
齿轮宽度 ; Ek_k_!
WIO V
9)验算 圆周力 Lv,~M f1|
a<tUpI$
10)结构设计及零件图的绘制 F`8A!|cIy
S;NChu?8
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。 wJ!
9F0B-aZ
3、链传动的设计计算 KQi9qj
OH5
kT$
1.设计条件 ~c
;7me.
efMv1>{
减速器输出端传递的功率 %r6LU<;1@
%#Wg>6
小链轮转速 vq$%Ug/B
,iCd6M{
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 8"wA8l.
Gcg`Knr
2.选择链轮齿数 ERL(>)
y[qW>
假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 M<7<L
#:T5_9p
3.确定链条链节数 l*_b)&CH
L"zOa90ig
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 *-Lnsi^7v
gb@Rx
取 (节) R- `{W:S
5gF}7D@
4.确定链条的节距p [HF)d#A
la)f\Nk
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 r-]R4#z>
C,]Q/6'>
2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 -iBu:WyY$
qfC9 {gu
齿数系数 'BAe>r_Pn
4TG|
链长系数 ;}f%b E
/qI80KVnN
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 \'E _
G2a fHL<
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。 @pytHN8( $
7 bsW7;C
5.确定链长L及中心距a XIBw&mWf
]*i>KR@G
链长 Tj0eW(<!s
}C"#b\A2
由[2]公式9-20得理论中心距 \_x)E]D
b%$S6.
理论中心距 的减少量 6J%SkuxR
68I4 MZK>4
实际中心距 dUb(C1h
6ap,XFRMh
可取 =772mm Z|8f7@k{|+
BD4.sd+H,
6.验算链速V Q2rZMK
= 1}-]ctVn
这与原假设相符。 /f%u_ 8pV%
apY m,_
7.作用在轴上的压轴力 &~E=T3
C
2oll-kN
有效圆周力 t"0~2R6i
vZ]gb$
按水平布置取压轴力系数 ,那么 B]*&lRR
OPKX&)SE-
六、轴系零件的设计计算
r.K4<ly-N
n1sH`C[c
1、轴三(减速器输出轴)的设计 X]1ep
"A/kL@ -C
(1)轴的转速及传递的功率和转矩:
zZiB`%
{'!D2y.7g
(2)求作用在轴齿轮上的力: "X]ufZ7
r<|\4zIo/
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 jC\R8_
x<ENN>mW1
径向力 /$9/,5|EA
DdSUB
其方向如图五所示。 p{-1%jQ}]
;m`I}h<
(3)初步确定轴的最小直径 ]iz5VI@
(|6qN
选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 (nE$};c<b2
zkd#vAY(A
查[2]表15-3取45钢的 fmSw%r|pT
/(}V!0\?
那么 TTOd0a
U|
N`X54
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。 6=')*_~/
(g4g-"rc
(4)轴的结构设计 pt0H*quwI
hD$U8~zK
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 8\a)}k~4
g|+G(~=e|
图三 M?\)&2f[Z
L>L4%?
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 r+lY9l
olYSr .Q`
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?7%q^;E
NA3yd^sr
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 ?%LD1 <ya
C$(t`G
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; !t_,x=
O]PfQ
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 。 n!N;WL3k
UfkRY<H
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)。 9m'[52{o
ivagS\Q
图四 @O3w4Zs
pDKJLa
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 E""/dC:B
#mM&CscE
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。 _*;cwMne-
We4 FR4`
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 q%y_<Fw#E
Ke/P[fo
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。 &x3"Rq_
57j:Lw~
(5)求轴上的载荷 '&9a%
DRzpV6s
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 ,
(dT!u8O e
KYl^{F
; ; 3jn@ [ m
JRiuU:=J~`
图五 0 /kbxpih
JZv]tJWq
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: 2h:f6=)r/u
>3kR~:;
表一 2+P3Sii
'^J/aV
载荷 水平面H 垂直面V HdLkof2i
$e;!nI;z
支反力F U'lD|R,g
?ykZY0{B
弯矩M feopO
j6~+
E:o:)h?$
总弯矩 i&30n#
^GAdl}
扭矩T T=146.8Nm SB'YV#--
bOFLI#p&
(6)按弯扭组合校核轴的强度: E*I]v
FEZ6X
根据[2]中公式15-5,即 F*w|/- e
_Pz3QsV9
取 ,并计算抗弯截面系数 '|/_='
5]Ra?rF
因此轴的计算应力 Dsua13 hF
=%u|8Ea*`
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 KALg6DZe:
qB39\j
,故安全。 a"DV`jn
B5cyX*! ?
(7)精确校核轴的疲劳强度 I>3]4mI*a
1;xw)65
①、判断危险截面 ]dK]a:S
aK&+p#4t
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。 B0
I?
]~.J@ 1?
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。 55cldo
YJ^ lM\/<
②、截面2左侧: =zjUd 5
g"&bX4uD)
抗弯截面系数 ,SM- Z`'
)ra66E
抗扭截面系数 (rG1_lUDu
j'i42-Lt/p
截面2左侧的弯矩为 QO7:iSZJ
LJ/qF0L!H
扭矩为 ^'fKey`
u#M)i30j
截面上的弯曲应力 sBb.Y
k
+.lWck
扭转切应力为 4ufLP DH
u,akEvH~a
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; y9L#@
uT/B}`md
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 D;I`k
L
T"H)g
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 IPVzV\o
8T)zB6ng
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 k2uiu
9xQ8` 7
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; =[K)<5,@
hu|hOr8
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; ]X~g@O{>_
!ix<|F5
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 ^B5cNEO
uK:-g,;
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 0Mu8ZVI{
1mJ_I|98
③、截面2右侧: !NYM(6!(
iL_F*iK5
抗弯截面系数 2]3HX3
n+qVT4o
抗扭截面系数 S%X\,N
5;
PXF
截面2右侧的弯矩为 WQ}!]$<"y
@pGlWw9*
扭矩为 -t6R!ZI
jN%p5nZ^EK
截面上的弯曲应力 2rCY&8
KKjxg7{K
扭转切应力为 ^dnz=FB
8RAeJ~e
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 o~x39
:pDY
表面质量系数 ; 6#)Jl
MpA;cw]cI/
故综合影响系数为 cvUut^CdK