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2009-12-29 12:47 |
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 ~r})&`5 F`gK6;zp 1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 n[a%*i6x 1,P2}mYv 原始数据 W`#E[g?] {^:i}4ZRl 数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 DM)Re~* HN;f~EQT 运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 MnY}U",
G!F_Q7|- 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 ?6\A$? ? R[GSS1 运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 0LHge7482 Ba%b]vp 运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 DoeE=X*`k [--] ?Dr 工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 5C-n"8&C& xJ\sm8 工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 ZQ\O|
n8 ^D
{v L 2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 ;,KT+!H$ 7bM
H 原始数据 \rbvlO?} )Y1+F,C 数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 M~saYJio sPX~>8}|VP 运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 kQ6YQsJ.* t<p4H^ 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 tD,~i"0; SV1;[ 卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 `GooSX _(@ezX.p 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 7c'OIY]., ~05(92bK 工作.运输带速度允许误差为 5%。 ,f~8:LHq mL s>RR#b 机械设计课程设计计算 F
B&l|#e Pz' Zn 说明书 Eo<N 6bpO#&T 设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 4Z{ r +\B.3%\- 目录 A LR`z~1 Eds{-x|10 1. 设计任务书....................................3 XXW.Uios OimqP 2. 系统传动方案分析与设计........................4 d[e;Fj! u,S}4p&l 3. 电动机的选择..................................4 &K,rNH'R RjHKFB2 4. 传动装置总体设计..............................6 z
2Ao6*% J#k.!]r,Y 5. 传动零件的设计计算............................7 4g/Ly8 -~=:tn)0 1) 圆锥齿轮的设计.................................7 }/-TT0*6j< 9D& 22hL4 2) 圆柱齿轮的设计.................................11 4,6nk.$yN v<S?"#
]F= 3) 链传动的设计计算........................... ...15 ].*I Z BIEeHN4 6. 轴系零件的设计计算............................17 HNL;s5gq x4S0C[k 1) 轴一的设计.....................................17 kD4J{\ E1rxuV|9 2) 轴二的设计.....................................23 l*4_
v>p~y u+G 3) 轴三的设计.....................................25 O(44Dy@2 pS<j>y 7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 ]`n6H[6O #-FfyxQ8ai 8. 键联接的强度较核..............................27 vEb_z[gd 2/G`ej!* 9. 轴承的强度较核计算............................29 zF=E5TL-,4 )XL}u4X 10. 参考文献......................................35 Z^vcODeC$ 9iQc\@eGd 11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 Ft$tL; J@pCF@' 一、课程设计任务书 K.2l)aRd x4bj?=+ 1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) 73d7'Fw XnI)s^ 图一 >Sh"/3%q 3eS
*U`_ 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%。 xs3t~o3y niP/i 3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 hiA%Tq? qHQ#^jH 运输链的工作速度(m/s):0.8 )o@-h85"; :%vD
hMHa 运输链节距(mm):60 q`DilZ]S zkRL'-
运输链链轮齿数Z:10 :raYt5n1,y O
E56J-*}x 二、系统传动方案分析与设计 ~$3X>?Q DU%j;`3 1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 8g CQ0w< %o9;jX 2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 D%k]D/ jI9Kn41 3. 系统总体方案图如图二: .V:H~ qdeS*rp\ 图二 #4<Rs|K F(Iq8DV 设计计算及说明 重要结果 AmmUoS\ (qM(~4|` 三、动力机的选择 #=B~}
_ E
_DSf 1.选择电动机的功率 /*8Ms` w;p!~o & 标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 5+[`x']l 4 06.6jmv 式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; WhHnF*I 'YcoF;&[C Pw→工作机需要的输入功率,kW; N6BFs( -K K)}I` η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 hVAP
) "5 KvrcO#-sL 查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; tzeS D C >b.wk3g@> 滚动轴承效率η2=0.98; \y
G// ITu6m<V 链传动效率η3=0.96; K;wd2/jmJ )Ekp <2B:0 圆锥齿轮效率η4=0.98; ,\BGxGNAmV iYJzSVO 圆柱齿轮效率η5=0.99; .l->O-= Q'~2,%3< 圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 IW.~I,!x )`ZTu -| 因此总效率 clZjb Z+< zKn} 工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得,即 )NwIEk>Tf ^sNj[%I
R 式中F为工作阻力,N;V为工作机的线速度,m/s;ηw为工作机的效率。从而 9aE!!
(E |lijnfp 故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 OBY EfR3$sp 2.选择电动机的转速 iJza zQ *@|EaH/ 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。 ]oN:MS4r fr1/9E; 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 , +([
iCL q>T7};5m2 其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 :-=,([TJ 8tM40/U$ 查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; 2<*DL6 Qifjv0&;u 圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; fBptjt_ 75t\= 6# 圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; mE"?{~XVL ?=%Q$|]- 工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 Z2]ySyt] \B'rWk33, 所以 s.E}xv HrUQ X4 因此 eUyQS I4A )|88wa(M 3.选择电动机的类型 jrMY]Ea2` TS9=A1J# 选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 |Go?A/' %d5;JEgA:g 通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 0k?ph$ tH_e?6] 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。 @?A39G{ NM0[yh 四、传动装置总体设计 K +oFu% *uAsKU 1.计算总传动比及分配各级传动比 ,7mRb-*p m]yt6b4 传动装置的传动比要求应为 .:KZ8'g3} edh?I1/ 式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 ?NZKu6 /qW5M4.w 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。 tdTD!' >g%^hjJ 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。 zDbjWd KLI(Rve24 2.计算传动装置的运动和动力参数 D:9/;9V -S]yXZ 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。 (~~*PT- AnV\{A^ 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 oaI|A^v mJ=3faM 1) 各轴转速计算如下 b_&;i4[ ?*}^xXI/ 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。 x/NR_~Rnk yJx{6 2)各轴功率 oyGO!j pu(a&0 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。 D"WqJcDt [E_eaez7# 3) 各轴转矩 I$K? ,
5c btMNP 电动机轴的输出转矩 _zG9.?'b3 @J~n$^ke 五、传动零件的设计计算 ""[(e0oA cTO\Vhg 1、直齿锥齿轮的设计 W+[XNIg5 `C~RA,M 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。 -2}-;| EG<YxNX, 2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: \atztC{-L> Vy;f 4;I{ 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)。 &uwj&-u? 6#S}EaWf 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。 B+G,v:)R6z gA)!1V+: 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 ; Y6T1_XG R;9H`L/> 初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; ?@U7tNI yoKl.U"& 3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 Byf5~OC \\80c65- a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; -LF0%G :DP%>H| b、 小齿轮传递的转矩 ; `=A*ei5 =%,;=4w c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; GzJLG=M zGrUl|j 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 $dAQ'\f7 C:qb-10|A ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; dmHpF\P5f s;'XX}Y e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 T+z]ztO }`g:)gJ 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ueO&% 2Yd0:$a 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 % AqUVt9} Ue:'55 g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 +NGjDa %Z@+K_X9x h、 小齿轮分度圆周速度v O>)<w
Ms` 1O
bxQ_x i、 查[2]表10-2得使用系数 ; !8q+W`{ _6a+" p 根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; I@VhxJh '=!@s1;{[; 齿间载荷系数取 ; e)dPv:oK3 yT Pi/=G 由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 ^06f\7A (lwrk( 故载荷系数 ; 8'Dp3x^W> k0IW,z% 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 %c%0pGn8- s`*
'JM< 模数 %Gp%l Jx;"@ 4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 BKDs3?& +TW9BU'a^ a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; -"qw5Y_oF? ^|^ek 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; t0_o.S y:Xs/RS 由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 rj[2XIO m1x7f%_ 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 sS 5 ]d8
aEr<(x!|" 载荷系数K=2.742; O$jj& =a>a A Z c) 分度圆锥角 ;易求得 `YTagUq7 f}q4~NPn- 因此,当量齿数 ( lbF/F>v m+p}Qi8i) 根据[2]表10-5查得齿形系数 s(56aE j.Ro(0% 应力校正系数 =;DmD?nZ }X{#=*$GQ d、计算大小齿轮的 值并比较大小: ' uvTOgP, O9OD[VZk 结果显示大齿轮的数值要大些; <V?M~u[7f 0yW#).D^b e、设计计算 w~J 7|8Y fE"Q:K6r2 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 dz
fR ^Gv V@gweci 大齿轮齿数 ; ,"?h_NbF ,KvF:xqA 5) 其他几何尺寸的计算 x`8rR;N! {awv=s
分度圆直径 0r?975@A l` 9<mL 锥距 JmDi{B? :V1ttRW}52 分度圆锥角 ^VsX9 dQ6:c7hp>D 齿顶圆直径 q$)$?" 2E~WcB 齿根圆直径 D<}z7W- &YQ 齿顶角 pME17 af tL0<xGI5^ 齿根角 <a/TDW \_?A8F 当量齿数 #/fh_S'Z 6*`KC)a 分度圆齿厚 ~B!O
X d-e6hI4b 齿宽 *?|LE
C *a_U2}N 6) 结构设计及零件图的绘制 $4K(AEt[ >B)&mC$$S 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. e~#;ux \)Sa!XLfT 零件图见附图二. eF]`?AeWQ }SL&Y `Y] 2、直齿圆柱齿轮的设计 S/YT
V g)7~vm2/, 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 ; qYD$_a lJaR,, 2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 HUF],[N m80e^ 3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 %@/"BF;r YyOPgF] M 4)材料及精度等级的选择 I'pOB NfG<! 运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。
*&$J.KM H CKD0xx 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。 eVL#3|= 8<BYAHY^ 5) 压力角和齿数的选择 WZz8VF 0=N,y 选用标准齿轮的压力角,即 。 3r{3HaN(^' Hh^EMQk 选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? = MQpYX +NIq}fZn9 取 。 ZL!,s# Z)
nB 6) 按齿面接触强度设计 pq8XCOllXx _5<d'fBd 由[2]设计计算公式10-9a,即 $~x#Q?-y ;bz|)[4/ a. 试选载荷系数 ; ZJL8"(/R ,4kly_$BH b. 计算小齿轮传递的转矩 : >Z0F n Y"Y%JJ.J c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; _=,\uIrk F"p7&e\W|l d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; )OjTn" ?D 8<}~Do 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 。 JmMB=}
< b02V#m;Z f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 2xPkQOj3 0r<?Ve g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; X<:B"rPuK ?=
G+L0t
h. 计算接触疲劳许用应力: -cDS+*[ z1dSZ0NoA 取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 h%4aL38 w&c6iFMd0 i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, VO"/cG;]* KGM9
b j. 计算圆周速度 |nOqy&B /l.:GH36f k. 计算齿宽b '3%J hG)# DIsK+1 l. 计算齿宽与齿高之比 { XI 0KiE }j+Af["W? 模数 r4YiXss |uUGvIsXn 齿高 d_v]mfUF 6XP>qI,AJ 所以 w\V1pu^6@ e0s* m. 计算载荷系数 H1bHQB ON(OYXj 根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; t`M4@1S"' GGM|B}U p 直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; uez"{ _I XAb%V' 由[2]表10-2查得使用系数 ; jF$bCbAUce DB~3(r?K 又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 >-&B#Z^, V8w7U:K 代入数据计算得 5taR[ukM R"wBDWs 又 , ,查[2]图10-13得 uOQ!av2"Rf bA_/6r)u 故载荷系数 kC,=E9)O J#>)+ n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 <USK6!-G lr*p\vH o、计算模数m vU,V[1^a =l)D$l 7) 按齿面弯曲强度设计 -(dtAo6 tG7F!um( 根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 c;X%Ar ]KQv]' 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 ; opXxtYC@ lGlh/B% b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 k~0#Iy_{M _2-fH 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 Z5j\ M 7"_m?c8 d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K A`B>fI Af"p:;^z e.查[2]表10-5得齿形系数 =ea'G>;[H {xD\w^ f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 a
Xn:hn~O k/Z]zZC 小齿轮 }WA= [+F6C 大齿轮 }6'%p Bd {e+}jZ[L 结果是大齿轮的数值要大; :@RX}rKG WaPuJ5;e g.设计计算 Z<jC,r Y|l&mK? 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。 <.Dg3RH
7;I;(iY 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 ; "X(9.6$_ !b"2]Qv 8) 其他几何尺寸的计算 yMz dM&a!* b$eN]L 分度圆直径 ^, &' aBd>.]l? 中心距 ; O[|_~v:^ i*]$_\yl" 齿轮宽度 ; x
MFo N;HG@B!m 9)验算 圆周力 {.j030Q 6J]8BHJn+ 10)结构设计及零件图的绘制 o?g9Grk aKFY&zN? 由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。 rw$ =!iyO czLY+I;V3 3、链传动的设计计算
a)8;P7 v@d]*TG 1.设计条件 35H.ZXQp- Qp;FVUw9 减速器输出端传递的功率 K]'t>:G@ kxLWk%V 小链轮转速 |\U 5m6 q )zydD=,bu 链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 8Sk$o.Gy -uNM_|MO 2.选择链轮齿数 d3]<'B:nb =p[a Cb
i 假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 c
'rn8Jo} 7lx]`u> 3.确定链条链节数 tH(g;flO) ]P96-x 初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 48,uO! 2BO&OX|X 取 (节) 9DmFa5E U/A
[al 4.确定链条的节距p n}dLfg* i~LY 1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 cR=o!2O `|<? sjY 2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 1pz-jo,2' &bigLe 齿数系数 "vfpG7CG N<O<wtXIj 链长系数 cEIs9; )S`=y-L$ 由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 } J`cRDO A`* l+M^z 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。 /bF>cpM G8.nKoHv7x 5.确定链长L及中心距a WFTwFm6 tC5>K9Ed 链长 l(HxZlHr r&_e3#]* 由[2]公式9-20得理论中心距 Fd#Zu.Np pV`/6
} 理论中心距 的减少量 ovZ!} ,hWuAu6.L 实际中心距 8H,k0~D ?1**@E0 可取 =772mm A@eR~Kp
^ + (Jh$b_ 6.验算链速V y@<&A~Cl^ xkQT#K=i 这与原假设相符。 X6j:TF QabLMq@n` 7.作用在轴上的压轴力 x2f=o|]D' ?KWo1 有效圆周力 qYQ
vjp MS]Q\g}U 按水平布置取压轴力系数 ,那么 rN,T}M=2 7gx?LI_e 六、轴系零件的设计计算 [{:
l? qCB{dp/ 1、轴三(减速器输出轴)的设计 +p$lVnAt e|q~t
{=9S (1)轴的转速及传递的功率和转矩: *-S?bv,T' CaVVlL (2)求作用在轴齿轮上的力: 6Fc*&7Z+ aMGyV"6(-6 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 i v.G ^v+p@k 径向力 G_M8? G0 ?g:sAR' 其方向如图五所示。 ">5$;{;2r 5}b)W>3@` (3)初步确定轴的最小直径 xz~Y
%Y|Z =mSu^q(l 选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 \uO^wJ} #N;&^El 查[2]表15-3取45钢的 LQR^lD+_= z6P~HF+&h 那么 h"[:$~/UJ r`pf%9k 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。 yb>R(y c7.M\f P
(4)轴的结构设计 Gzs$0Ki= 7*
[ ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 L2wX?NA nTD4^' 图三 yMC6 Gvp T=RabKVYP ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 S~R[*Gk_uT 5#y_EpL" 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 。 B*9?mcP\ %m|1LI( 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 >x6)AH. @>8{J6%\ ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; /,~g"y.;, 6J">@+ 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 。 LB[?kpy ~,Yd.?.TI 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)。 nPDoK!r' ]re}EB\Rs 图四 +DO<M1uE dn:\V?9 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 c|Z6p{)V 7#SfuZ0@ 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。 KzJJ@D*4M] JcMl*k ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 GDb Vy)& KT7R0 v 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。 *_P'> V#p ^8YBW<9 (5)求轴上的载荷 Vol}wc .8GXpt^U( 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 , ru~!;xT =LgMG^@mu ; ; '4,IGxIq OmK4
\_. 图五 -f1lu*3\ LOr( HgyC 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: B79~-,Yh m&z(2yb1 表一 ~N7;.
3 7 0F.S[!I 载荷 水平面H 垂直面V sZ7~AJ ;*ni%|K 支反力F k8l7.e* 6'.)z,ts 弯矩M Rf2mBjJ(z d+6q%U 总弯矩 (_6JQn id" l" 扭矩T T=146.8Nm ~Nf|,{[(5 JT=ax/%Mo (6)按弯扭组合校核轴的强度: Z[B:6\oQ rq Uk_|Xa 根据[2]中公式15-5,即 2E`mbT,v& 7%[ YX 取 ,并计算抗弯截面系数 kP5G}Bp cV_-Bcb 因此轴的计算应力 C\vOxBAB g \ou+M# 由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 ZHlHnUo mahNQ5 W*) ,故安全。 MmePhHf SoHaGQox (7)精确校核轴的疲劳强度 2@@evQ z@V9%xF-3 ①、判断危险截面 YpRhl(| #K/JU{" 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。 ledr[) _ n1:v~ 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。 4tx6h<L#s CS5[E-%}T= ②、截面2左侧: ;>;it5 l= @K}h4Yok 抗弯截面系数 EJQT\c ZU;jz[} 抗扭截面系数 LGVy4D pU[yr'D.r 截面2左侧的弯矩为 )qOcx
I 0IP0zil 扭矩为 x8~*+ j -YmIRocx 截面上的弯曲应力 {,Rlq
[1ClZ~f 扭转切应力为 &\Lu}t7Ru !IB}&m 轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; q)KOI`A }$r]\v 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 4HX;9HPHE< r y@p 又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 kHhku!CH rLA-q|| 故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 N:S2X+}( N
7Y X 由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; [9:";JSl"Y q">}3`k 如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; bd% M., +c,
^KHW 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 _-^mxC|M 9zrTf%mF 故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 q^n
LC6q n2Mpo\2 ③、截面2右侧: <RY!Mc 6A}tA$*s7 抗弯截面系数 g jzWW0C u47`&\ 抗扭截面系数 Kv<mDA! ~l{Qz0& 截面2右侧的弯矩为 i~R+g3oi m\bmBK"I 扭矩为 m_BpY9c]5 jp@X,HES 截面上的弯曲应力 csxn"Dz\ </?ef& 扭转切应力为 |W@Ko%om 6d2eWS 过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 F:[[@~z 81(\8#./ 表面质量系数 ; lA;^c) vv<\LN0 故综合影响系数为 8Q{9AoQ3'
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