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
>M2~BDZ
U,;a+z4\
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 :TPT]q
d@
*9XKkR<r
原始数据 [2WJ];FJ
NU]+ {7
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 #o>~@.S#:0
[UP-BX(
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 O_gr{L}
1KHFzx,
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 ][gr(-6 8
}jfOs(Q]
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 pm)kocG
V8C62X
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 <l#|I'hP
vZ&{
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 &1!T@^56
Bv=
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 ?QJS6i'k
` FJ2
?
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 nfj8z@!
z_;:6*l=:
原始数据 ryC7O'j_P
Zk={3Y
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 tz6N,4J?
\H^A@f
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 6I<^wS9j_
XABB6J]
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 D
,U#z
o0Z~9iF&
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 .kl.awT
VB}4#-dG?
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 $;J:kd;<
t.s;dlx[@
工作.运输带速度允许误差为 5%。 l KdY!j"
_nn\O3TB
机械设计课程设计计算 z1AYXW6F
2HX#:y{\l
说明书 ZUA%ZkX=F
ji&%'h
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 u/ Gk>F
#Wf9`
目录 3*v&6/K
E! s?amM4
1. 设计任务书....................................3 ?=FRnpU?
>V,i7v*?
2. 系统传动方案分析与设计........................4 `[(.Q
M^6!{c=MIi
3. 电动机的选择..................................4 5McOSy
<N~&Leh
4. 传动装置总体设计..............................6 9kO}054
[YTOrN
5. 传动零件的设计计算............................7 ^&|KuI+u
W3gBLotdg
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 `Lr I^9Z
R'z
-#*[
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 g'pB<?'E'
o3ZqPk]al
3) 链传动的设计计算........................... ...15 5*#3v:l/9
&OXWD]5$6
6. 轴系零件的设计计算............................17 Y+ Qm.
+\ZaVi
1) 轴一的设计.....................................17 `,7;2ZG~O
tsWzM9Yf
2) 轴二的设计.....................................23 !xRboPg
jTh^#Q
3) 轴三的设计.....................................25 aj|gt
>39\u&)
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 b]oPx8*'
xE"QX
N
8. 键联接的强度较核..............................27 +8zCol?j
T!ik"YZ@i
9. 轴承的强度较核计算............................29 B s {n
x9qoS)@CM
10. 参考文献......................................35 bkSI1m3
FG{45/0We
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 U8]BhJr$Q
BK[ YX)
一、课程设计任务书 Cu,#w3JR
9bb5?b/
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) vUD>+*D
Z]\IQDC
图一 Pf?zszvs
:L&d>Ii|'
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%。 B.ar!*X
a(|,KWHn
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 %{j)w{
LJ
[+_0y[~,tB
运输链的工作速度(m/s):0.8 rd0[(-
7eP3pg#
运输链节距(mm):60 0'nY
w"/RI#7.
运输链链轮齿数Z:10 Uoqt
=L F9im
二、系统传动方案分析与设计 :dM
eNM-
iO2%$Jw9\
1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 \|< 5zL
"<^]d~a_
2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 8^U+P%
jv5Os-
3. 系统总体方案图如图二: TD"w@jBA
\66j4?H#
图二 ,EuJ0]2
mvV5Xal
设计计算及说明 重要结果 p(`?y:.3
:,*{,^2q:
三、动力机的选择 1(*Pa
QmRE<i
1.选择电动机的功率 !^*-]p/z
etD8S KD
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 (Tbw@BFk
cpe/GvD5]
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; 7O^'?L<C'
o9 g0fC
Pw→工作机需要的输入功率,kW; r-]Hm Y x
*E1 v
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 rZSX fgfr
ye^l~
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; ?=^M(TA;
yw{;Qm2\7
滚动轴承效率η2=0.98; A"W}l)+X
0//B+.#
链传动效率η3=0.96; 0*umf.R
X GhV?
tA
圆锥齿轮效率η4=0.98; c=Y8R/G<
/:o (Ghc?
圆柱齿轮效率η5=0.99; >~)IsQ*%
SeX:A)*ez%
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 q(YFt*(;w
@c{rqa
v
因此总效率 wNt-mgir-Q
InCo[ 8SI
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得,即 QZ:xG:qyk;
m=.}}DcSs
式中F为工作阻力,N;V为工作机的线速度,m/s;ηw为工作机的效率。从而 n>-"\cjV
!v`C-1}70
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 Wgr`)D
ZUiInO
2.选择电动机的转速 2B<0|EGtzw
Y#[>j4<T
电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 xO nW~Z
Z.v2!u
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , <z+b88D
eo~>|0A*V
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 ,*}5xpX
1E'/! |
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; O"Ua|8
:lGH31GG
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; <Z6tRf;B
jh|4Y(
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; nL[zXl
?*ni5\y5o
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 K0bh;I
7vf?#^RlV
所以 5f'<0D;K
=Lyo]8>,X
因此 acdWU"<
_o-lNt+
3.选择电动机的类型 4EB&Zmg[K
*gxo!F}
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 i8Y$cac!
buv*qPO
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。 EDkxRfY2/
QxjX:O
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。 S5$sB{\R
3>I
四、传动装置总体设计 QaMB=wVr
v1E=P7}\{s
1.计算总传动比及分配各级传动比 ]|y]?7
dU4G!
传动装置的传动比要求应为 xO<$xx
E*F)jP,yo
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 DIU9Le
nfV32D|3
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。 d'yA"b]
az=(6PX
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。 I
)LO@
?(!<m'jEy
2.计算传动装置的运动和动力参数 0B;cQSH!q
H"g$qSx
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。 q:9#Vcw
clwJ+kku@
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 {#c**' 4
Rt{`v<
1) 各轴转速计算如下 3w
B 03\P
ca!=D $
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。 =`l).GnN2`
27NhYDo
2)各轴功率 $YM6}D@
y+PiH
式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 { fmY_T[Q8
{0#p, l
3) 各轴转矩 ]-D;t~
f~3_Rv!
电动机轴的输出转矩 j9=QOq
x\
pC&
五、传动零件的设计计算 nv9kl Q@
>+ZD 6l/
1、直齿锥齿轮的设计 ( _{\tgSm
onuhNn_=>
1)设计已知:齿数比(传动比)u=2.4;小齿轮转速 输入功率P=3.96k W;传递的转矩T=26.26N?m。 MR/8
bLfbzkNV\1
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: c
QjzI#
KvM}g2"
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 pzMli^
B`/cKfg
对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 +P&;cCV`S3
dtdz!'q)Y
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; K`9ph"(Z
_l`s}yC
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; 9\|n2$H:
u,d@oF(=
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 -}Jf4k#G
;!CYp;_
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; ;(kU:b|j
Y2DR
oQ
b、 小齿轮传递的转矩 ; 4I>I
\gh`PS-B
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; {&'u1y R
v;9VX
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 s^/<6kwO
^XV=(k;~bX
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; M.Fu>Xi
QPi]5z?
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 Lmy ^/P%
dnby &-+T
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 FuZ7xM,
tNskB`541
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 y:0j$%^
rKDMIECrm
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 %}U-g"I
x+}6qfc$9k
h、 小齿轮分度圆周速度v !!=%ty
J^@0Ff;=5^
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; DcN s`2
lg0iNc!
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; u3 mTsq!
3
;F=EMz{
齿间载荷系数取 ; pcM'j#;
ndkV(#wQS
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 [TPr
Wmp,,H
故载荷系数 ; silTL_$
QD0upYG
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 Z6}B}5@y
[~;#]az
模数 (mvAEN+y
V`KXfY
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 1;p'2-x
4c2*)x$@
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; .[1"Med J
~M 6^%
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; &Bbs\
;
Efsfuv
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 *`:zSnu
eu(1bAfS&T
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 /@5X0m
l>RW&C&T
载荷系数K=2.742; R$@|t?
3S-n sMs.
c) 分度圆锥角 ;易求得 <_@ S@t)
+_gPZFpbx
因此,当量齿数 f i-E_
+Io[o6*
根据[2]表10-5查得齿形系数 hlxZq
d ,| W
应力校正系数 odPq<'V|AY
NZ`( d
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: A]2zK?|s
vcsi@!
结果显示大齿轮的数值要大些; lHwQ'/r
T<\Q4Coth
e、设计计算 {Slc6$
I\O<XJO)_
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 q<rB(j-(
C8%Io l
大齿轮齿数 ; Z
4uft
B98&JoS
5) 其他几何尺寸的计算 A-vK0l+
95;q] =U
分度圆直径 ~xqRCf{8
q9w6 6R
锥距 UBp0;)-
/#M|)V*wn
分度圆锥角 fr8:L!9
K
oPTY^
齿顶圆直径 GMLq3_'
89:Y s=
齿根圆直径 m M!H}|
R=~+- ^O!
齿顶角 "gXz{$q
k/W$)b:Of`
齿根角 L2[|g~
X62h7?'Pd
当量齿数 +]/_gz
|D
u.aN
分度圆齿厚 |a#4
CRvUD.D
齿宽 ? &ew$%
M@S6V7
6) 结构设计及零件图的绘制 ]?tsYXU j
O:3pp8
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. ;JMd(\+-
KFBo1^9N
零件图见附图二. Af5O;v\
QIVpO /@
2、直齿圆柱齿轮的设计 Esw#D90q
#r;
'AG
1)设计已知:齿数比u=2.5;小齿轮转速 ;输入功率 ;传递的转矩 ; Fxy-_%a
k2l(!0o|;
2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 =NwmhV
vRYQ4B4o
3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 4lH$BIAW
K:fK!/
4)材料及精度等级的选择 >I AwNr
$QmP'
<
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 :^FOh*H
ipnvw4+
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 -Y%#z'^-
O.CRF-`t
5) 压力角和齿数的选择 K~OfC
,Khhu%$
选用标准齿轮的压力角,即 。 $A)i}M;uK
|U%S<X
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? nY"9"R\.=
{.OBcx
取 。 a(s}Ec${Z
_|rrl
6) 按齿面接触强度设计 (Y\aV+9[
IF%^HK@
由[2]设计计算公式10-9a,即 4UmTA_& Io
\Rop~gD
a. 试选载荷系数 ; Zso&.IATng
4A.ZMH
b. 计算小齿轮传递的转矩 : 8;/`uB:zV
7!.%HhU0
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; X6%w6%su5
o&)O&bNJ
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; lG,/tMy
\^vf`-uG
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 。 Fy5xIRyI\F
ww82)m8
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 $/5<f<%u&)
/`#sp
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; ^%wj6
{ecmOxKP}
h. 计算接触疲劳许用应力: R X:wt
!xyO
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 >lQ&^9EI%
h[72iVn
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, ork/:y9*y
R4GmUCKB=
j. 计算圆周速度 WJCEiH
z.n`0`^
k. 计算齿宽b q/~U[.C
ik02Q,J
l. 计算齿宽与齿高之比 N#'+p5|>
Y ::\;s
模数 @=q,,t$r
5"Q3,4f
齿高 DG}YQr.L
cy8+@77
所以 #<|5<U
FU/yJy
m. 计算载荷系数 \)859x&(
"|w..%Wc
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; B8-v!4b0`
zvB!=
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; H S/1z
CLU !/J$!
由[2]表10-2查得使用系数 ; qG3 [5lti
t]LCe\#
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 x"h0Fe?J
r1&b#r>
代入数据计算得 ]bCeJE.+)
2T/C!^iJ)
又 , ,查[2]图10-13得 B~oSKM%8R
V0+D{|thh6
故载荷系数 hWpn~q
^/\OS@CT\
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 V_jVVy30Ji
nB2AmS
o、计算模数m z5IHcZ
LcCb[r
7) 按齿面弯曲强度设计 ^p(t*%LM
rks+\e}^Z
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 ~8~B VwZ_
$~c?qU
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; :"? boA#L
K_j$iHqLF
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 U*F|Z4{W
9frP`4<)
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 q+2yp&zF
opTDW)
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K o<P@:}K
Bmuf[-}QW
e.查[2]表10-5得齿形系数 Et~b^8$>
.{
^4I
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 M$g%kqa
f%9EZ+OP
小齿轮 -e7|DXj
7 y}b (q=
大齿轮 /9dV!u!;
epa)ctS9
结果是大齿轮的数值要大; *9)7.}uY
r4caIV
g.设计计算 p'1n'|$e
M>J8J*
结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 Im%|9g;P
jQ.]m
按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; G3&ES3L
9PhdoREb
8) 其他几何尺寸的计算 ut%t`Y(
]
=Run
分度圆直径 s`Fv!
:7%JD .;W
中心距 ; *)"U5A/v)
Yu=4j9e_mG
齿轮宽度 ; L^rtypkJ
quk~z};R>\
9)验算 圆周力 ]YkF^Pf!v
2#&9qGR
10)结构设计及零件图的绘制 D4'"GaCv
[^ck;4q
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。 FW&P`Iu
9x.vz
3、链传动的设计计算 {OP-9P=p
\@nmM&7C!4
1.设计条件 >1:s.[&
:xZ/c\
减速器输出端传递的功率 lqAU5K{wQ
pcNVtp'V
小链轮转速 #C|:]moe
7|PpAvMF
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 XG<J'3
d+~c$(M)
2.选择链轮齿数 D2|-\vJ>
pr>Qu:
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 。 a{Y:hrd:Z
!Jb?rSJ.h
3.确定链条链节数 ?
Ldw\
V S2p"0$3D
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 //KTEAYyy#
VA4vAF
取 (节) K @"m0
KrVF>bq+
4.确定链条的节距p is{I5IR\/
x(3E#7>1
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 VY<v?Of
i-
liFNJd`|o+
2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 aW %ulZ
Zb-TCS+3l
齿数系数 4nkH0dJQ
ttLChL
链长系数 a}`4BMi3
Svn|vH
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 ?yddr`?W
;3Fgy8T
根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 h+zJ"\
bj(U?$
5.确定链长L及中心距a >!A&@1[M
EiI3$y3;
链长 s['F?GWg
e`4OlM]
由[2]公式9-20得理论中心距 jnt0,y A
*La*j3|:
理论中心距 的减少量 .Xo, BEjE/
GhLgV
实际中心距 u%a2"G|
vuuID24:
可取 =772mm .qy._C2(
Nol',^)
6.验算链速V g63:WX-\
s7 O?)f f
这与原假设相符。 tbAN{pX
u%5B_<90V
7.作用在轴上的压轴力 a~OCo
B^U5=L[:p
有效圆周力 tNbCO+rZ
Xo(K*eIN
按水平布置取压轴力系数 ,那么 ,V)yOLApVj
g Gg8O? Z
六、轴系零件的设计计算 8_U*_I7(
y2\, L
1、轴三(减速器输出轴)的设计 (o{QSk\
P`[6IS#\S
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: P_hwa1~d
"6
dC
(2)求作用在轴齿轮上的力: KmEm
-DX|[70
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 dQ`ch~HVUW
`zC_?+
径向力 8iK>bp
y M , hF
其方向如图五所示。 T$GhE
Da_g3z
(3)初步确定轴的最小直径 @`$8rck`
qB3
SQ:y
选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 jFw?Ky2
0u
QqPF t
查[2]表15-3取45钢的 }_3<Q\j
zjM+F{P8
那么 5Tb93Q@c
1
W2AE?
该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 (J\"\#/d
l *yml
(4)轴的结构设计 MCe=R R
?*tpW75hR[
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 TTmNPp4q
h?bm1e5kE
图三 Jmf&&)p
rh${pHl
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 0>Z/3i&?<
vxZvK0b620
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 。 7>wSbAR<
KxGK`'E'r
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 ,;O+2TX
j*q]-$ 2E
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; #";(&|7
JdfjOlEb
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#6&t8;kTC
PD:"
SfV,G
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)。 _E:]qv
n_v|fxF1
图四 ?%iAkV
xdXt
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 CcLP/
i=o<\{iV:
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。 ;5q=/
g(,gg1mG
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 PE]jYyyHtU
Jf|J":S
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。 7 H.2]X
S)n~^q
(5)求轴上的载荷 elJLTG
]gQgNn?
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 , L@ql)Lc);
|bO}|X
; ; ZxwI< T:&
cmZ39pjBJ
图五 =eDVgOZ)
mG1=8{o^
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: L
V?- g
<FRYt-+
表一 3(}W=oI
?Sh]m/WZd[
载荷 水平面H 垂直面V GW]Ygf1t
# yAt `
支反力F 2Rc#{A
]pzf{8%
弯矩M 8)\ ?6C
}{n[_:[7
总弯矩 `$AX!,<!G
W+cmn )8
扭矩T T=146.8Nm }~:`9PV)Z%
MIsjTKE
(6)按弯扭组合校核轴的强度: Z7V1e<E
(ye1t96
根据[2]中公式15-5,即 fx_7X15
qdx(wGG
取 ,并计算抗弯截面系数 _Q t
2!QJa=
因此轴的计算应力 7ykpDl^ @
-S"YEH9
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 ^|5vmI'E
[O2xE037h`
,故安全。 fk<0~tE
rFh!&_
(7)精确校核轴的疲劳强度 &u&/t?
(OLj E]9;
①、判断危险截面 pi*cO
dzjp,c@
截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 'P0:1">
bg'Qq|<U
截面C处虽然所受载荷最大,即应力最大,但应力集中并不大,因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端;截面2和3处都有因过盈配合,键槽及轴肩引起的应力集中,但截面2比截面3直径要小,故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 \xlelsmB*
]o$aGrZ
②、截面2左侧: bX Q*d_]WT
<~X4&E]rT_
抗弯截面系数 <'>c`80@\*
-,)&?S
抗扭截面系数 _ho9}7 >
E z?O
gE{
截面2左侧的弯矩为 ZP
&q7HK\
F0qpJM,
扭矩为 [_Fj2nb*
$Ypt
/`
截面上的弯曲应力 RP9 #P&Qk
I<L
扭转切应力为 _ I"}3*
J&CA#Bg:w
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; 0/5
a3-3{
2w_[c.
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 ^hr^f;N
Gf_Je
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 >o9tlO)
?l/VCEZP
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 ~Ap.#VIc'
akATwSrU
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; q4=Gj`\43
6|:K1bI)
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; PvF3a`&r
?*cr|G$r[
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 WVyk?SBw
]s_,;PG U
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 N iw~0"-V
*lyy |3z
③、截面2右侧: /|Z_Dy
;O8'vp
抗弯截面系数 'tvX.aX2
0"}qND
抗扭截面系数 ZZq]I
7"Qj(N
截面2右侧的弯矩为 /M!b3bmA
XX&4OV,^%D
扭矩为 eFKF9m
.JCd:'-
截面上的弯曲应力 xnP@h
lldNIL6B%
扭转切应力为 RK)1@Tz7!
5<U:Yy
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 2(I S*idq
o-I:p$B -
表面质量系数 ; fVf
@Ngvu
K}|zKTh:?
故综合影响系数为 B703{k