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 I>8Bc
C!I\Gh
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 L7[X|zmy*x
aeQ{_SK
原始数据 ),z,LU Yf
00R%
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 2voNgY
gZ~y}@Ly
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 W|FNDP0
5@""_n&FV
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 t>=GVu^
kv[OW"8t
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 EsS!07fAM:
xDNw/'
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 1.xw'i
x%ZiE5#
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 mfUKHX5
>E{#HPpBi
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 V}p*HB@:
RNsJ!or
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 sCuQB Z h
X6n|Xq3k
原始数据 $K;_Wf
if\k[O 1T6
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 A/r;;S)%2
T9,lblUQ
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 ;o&_:]S
P2s^=J0@
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 !<JG&9ODP
O7E;W| ]
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 ^S>!kt7io
^2(";.m
工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 tauP1&%oH{
ZzSJm+&'
工作.运输带速度允许误差为 5%。 )3d:S*ly
`V$cz88b
机械设计课程设计计算 47$-5k30
a2IV!0x
说明书 h?M'7Lti
-uS7~Ww.a
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 fte!Ll'
o%QhV6(F
目录 rGP?
E3
"dFdOb"O-
1. 设计任务书....................................3 rQAbN6
K'ed5J
2. 系统传动方案分析与设计........................4 Q|zE@nLS
xNkwTDN5
3. 电动机的选择..................................4 _~(MA-l
*&~sr
4. 传动装置总体设计..............................6 s7X~OF(#
$]`'Mi
5. 传动零件的设计计算............................7 `RL(N4H
JRcuw'8+q
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 %u<&^8EL+#
UwzE'#Q-
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 8=b{'s^^F
#m[w=Pu}
3) 链传动的设计计算........................... ...15 GHJQ d&G8G
Ynt&cdK9
6. 轴系零件的设计计算............................17 *+zy\AhkP
S(YHwH":
1) 轴一的设计.....................................17 ^.B `Z{Jb
gs<qi'B
2) 轴二的设计.....................................23 +"fM &F]
Ve')LY<
3) 轴三的设计.....................................25 )PanJHtU
5Rt0h$_J
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 Uz m[e%/`
E2ayK> ,
8. 键联接的强度较核..............................27 /s-jR]#VA
cC(ubUR
9. 轴承的强度较核计算............................29 Q?I"J$]&L
"|~B};|MFF
10. 参考文献......................................35 U_=wL
FcbA)7dD
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 {?kKpMNNn
WhVmycdv
一、课程设计任务书 R*c0NJF
M<|~MR
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) eUUD|U*b
vVvt
]h
图一 |4 d{X@`&
*<h
2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 E.G h@i
uk>/Il
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 Aj)<8
2+G:04eS,e
运输链的工作速度(m/s):0.8 Qe=Q8cT
|SXMu_w
运输链节距(mm):60 ;V}FbWz^v6
7;#dX~>@{
运输链链轮齿数Z:10 9"u@<]
;@ ! d!&
二、系统传动方案分析与设计 h0EGhJs
H:nu>pzt
1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 @|*Z0bn'
G5e Ls
2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 0m|
Gp
"x) pp
3. 系统总体方案图如图二: yK2*~T,6@
E'kQ
图二 3B_} :
Y.hH
fSp
设计计算及说明 重要结果 RAkFgC~
eG)/&zQ8
三、动力机的选择 .f!eRV.&
<t|9`l_XW
1.选择电动机的功率 cX]{RVZo-/
#5"<.z
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为
!NY^(^
PQI,vr'R
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; Q*J ~wuE2
NS/L! "g
Pw→工作机需要的输入功率,kW; QvQf@o
QbKYB
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 X52jqXjg
,Vn]Ft?n
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; ,/?V+3l
KD3To%
滚动轴承效率η2=0.98; !Z2n;.w
";Xbr;N
链传动效率η3=0.96; b2@x(5#
=$z$VbBv
圆锥齿轮效率η4=0.98; gB{R6
\<O
<rI$"=7
圆柱齿轮效率η5=0.99; ?g*T3S"
Da[X
HUk
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 PY:#F|uHS`
=}o>_+"
因此总效率 21EUP6}8j
5pyvs ;As
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 5J#gJFA
{%k;V ~
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 cj_?*
'\mZ7.Jj
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 7T;RXrT
\gQ+@O&+
2.选择电动机的转速 iOXP\:mPo
Zdg{{|mm
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。 2o5<nGn
9i[2z:4HJ
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 , P FFw$\j
>!p K94
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 9i)mv/i
.W.U:C1
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; a^/20UFq
@"7dk.|
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; P87Fg
{:8[Mdf
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; Q&'Nr3H#tZ
n#'',4f
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 3Qr!?=nf
#]HjP\C
所以 nhhJUN?8
KgAX0dM
因此 Y6DiISl
s1apHwJ -
3.选择电动机的类型 uM<+2S
3VBV_/i;
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 b!P;xLcb
&t:MWb;
通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 7B2Og{P
F5q1VEe
查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 Vta;ibdeqW
o=2`N2AL
四、传动装置总体设计 kYa'
] m
UVU*5U~
1.计算总传动比及分配各级传动比 g*AqFY7|
LtIZgOd<
传动装置的传动比要求应为 Mxp4 YQl
_)"
5
gv
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 iW$i%`>
G ~\$Oq8
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。 \$UU/\
nu-wQr
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。 DcDGrRuh
7U0):11X#
2.计算传动装置的运动和动力参数 =S +:qk
#!@
]%4
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。 lv&w p@
#Og_q$})f
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 sB!A:
Q:|E
1) 各轴转速计算如下 |(g2fByDf
zwHsdB=v
式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 cIkLdh
UG$i5PV%i
2)各轴功率 ]F#kM21 1
T^>cT"ux_
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。 >s~`K^zS
gE(03SX
3) 各轴转矩 ^jA^~h3(W
$OuA<-
电动机轴的输出转矩
/n=/WGl
Z)0R$j`2
五、传动零件的设计计算 ?2c:|FD
d|lzkY~
1、直齿锥齿轮的设计 8t; nU;E*
J],BO\ECH
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。 0\A[a4crj
hNfL /^w
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: >MLqOUr#
\t3i9#Q
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)。 07&S^ X^/
S8t9Ms:
k
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。 !).dc.P
C5FtJquGN)
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 ; EA72%Y9F
I115Rp0
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; \!Pm^FD
.
S5M t?v|K
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 XZJx3!~fm
VPzdT*g]
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; K[Kc'6G
?:c hAN@
b、 小齿轮传递的转矩 ; oizoKwp%
w}?\Q,
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; jkd8M;Jw
eS M!_2
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 Z~<V>b
/);6 j,x
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; J<D =\
M_DkjuR
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 XCY4[2*a>
!+U.)u9 '
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 7P]pk=mo
L;;x%>
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 ZO}*^
z> SCv;Q
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 <KC gtO
|tkmO:
h、 小齿轮分度圆周速度v [iz
D!CGbP(
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; BL7%MvDQ
dBkB9nz
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; 1Y_fX
x.aUuC,$x
齿间载荷系数取 ; Mmn[ol
`*B8IT)
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 j"]%6RwM]
;6Z?O_zp4
故载荷系数 ; |?8wyP
BC^WPr
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a =KMck=#B
7G(X:!
模数 K4~dEZ
LcXrD+
1
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 =0A{z#6
am=56J$ig
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; x!J L9
'5IJ;4k
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; &b%6pVj
mcvTz, ;=
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 B{Rig5Sc
Zn/1uWO
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 9Rpj&0Is
=1D*K%
载荷系数K=2.742; d-4u*>
8w$cj'
c) 分度圆锥角 ;易求得
/YHeO
m1TPy-|1
因此,当量齿数 }k%>%xQ.
6eb5 q/
根据[2]表10-5查得齿形系数 ^T"A9uaG
{)G3*>sG3
应力校正系数 RGcT
$iV3>>;eh
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: Mc.KLz&,FC
u%2u%-w
结果显示大齿轮的数值要大些; v / a/
i''dY!2
e、设计计算 4h|D[Cb]
hPl;2r
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 0-QkRr_I
HtMlSgx,8>
大齿轮齿数 ; ;@sxE}`?g
SU*P@?:/}
5) 其他几何尺寸的计算 <ioX|.7ZX
4VK5TWg
分度圆直径 Q)v8hNyUmA
/(Y\ <
锥距 C~
>'pS6%5
Re=bJ|wo
分度圆锥角 Z:'2puU+?
u*"tZ+|m
齿顶圆直径 S_^ "$j
r/PsFv{8
齿根圆直径 Ros5]5=dP
:QN,T3i'/3
齿顶角 eudPp"Km
W2REwUps
齿根角 [QeKT8
H~
(I
当量齿数 7FWf,IjcGY
X!&=S!}
分度圆齿厚 ImgKqp0Z
1cUC>_%?
齿宽 n6oVx5/
p/@z4TCNX
6) 结构设计及零件图的绘制 O'(qeN<^w
b\}`L"
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#T'=f[r~
i`E]gJ$
零件图见附图二. 9~a_^m/
5^pQ=Sgt
2、直齿圆柱齿轮的设计 d8|:)7PSt
yp8 .\.
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 ; ao
32n
k/Cr ^J"
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。 ^E>}A
=#8J9
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。 (RGl, x:
brZ3T`p+.P
4)材料及精度等级的选择 <OpiD%Ctx
hd+JKh!u
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)。 k~Gjfo
gJ2R(YMF
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。 #~(@Ka.eA0
5C/u`{4]Hg
5) 压力角和齿数的选择 i;yz%Ug
N+h|Ffnp
选用标准齿轮的压力角,即 。 Ie` `Wb=
bvZmozbD
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? t,+p!"MRY
\}Hk`n)Aq
取 。 2_U H, n
UT"L5{c
6) 按齿面接触强度设计 Zuwd(q
3"%:S_[
由[2]设计计算公式10-9a,即 %o.+B~r
hX_;gR&R
a. 试选载荷系数 ; ,v(G2`Z
C!v0*^i
b. 计算小齿轮传递的转矩 : fyT! /
<PXA`]x~
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; N/]TZu~k z
y=-d*E
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; ))u$j4V
;sb0,2YyP
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 lkBab$S)
IC7n;n9
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 >KC*xa"
h1J-AfV
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; eF!c<
Kcr
#kk_iS>8
h. 计算接触疲劳许用应力: BYP,}yzA
?^0#:QevC
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 -H{c@hl
m&b!\"0
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, ptYQP^6S[
vBq2JJAl
j. 计算圆周速度 o
KX!{
(]'4_~e
k. 计算齿宽b zaR~ fO
j @sd x)1+
l. 计算齿宽与齿高之比 IN),Lu0K
kVZ>Dc2M
模数 B
+_D*a
NcRY
Ch
齿高 KG)Y{-Ao
oQFpIX;\m
所以 j =[Td
4LKOBiEM
m. 计算载荷系数 znX2W0V
4e1Zyi!
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; %;9wToyK>
%q(n'^#Z.y
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; Qq^>7OU>Co
866n{lyL
由[2]表10-2查得使用系数 ; &&TQ0w&T
b'uH4[zX%
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 <c^m|v
MX6;ww
代入数据计算得 >=[w{Vn'Mf
?ZE1>L7e
又 , ,查[2]图10-13得 *}A J7]
jcv3ES^
故载荷系数 cMIQbBM
E.4`aJ@>d
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 D@FJVF7c
4: 5 CnK
o、计算模数m :W 8DgL>l
|Zncr9b
7) 按齿面弯曲强度设计 sR
~1J4
@y{Whun~
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 !$f@j6.
$yHlkd`Y
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; YjoN:z`b
jo0p/5;
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 )nTOIfP2
R/A40i
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 >Ix)jSNLgo
ZSU;>&>%v
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K d* 7 Tjs{\
I(
G8cK
e.查[2]表10-5得齿形系数 rG}o!I`z
^1Y0JQ
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 ^+Ec}+ Q
gNo.&G [
小齿轮 gBf%9F
*GTCVxu
大齿轮 TCv}N0
5! NK
结果是大齿轮的数值要大; %koHTWT+
lX;2~iW{/
g.设计计算 7.hn@_
q_ykB8Ensa
结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 zl=RK
yv[s)c}
按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; d {T3
k#w[GL|T
8) 其他几何尺寸的计算 CT6a
th2a'y=0
分度圆直径 9=&LMjTQ
8m2-fuJz
中心距 ; v;80RjPy>
"P~0 7
齿轮宽度 ; 0' @^PzX
MrXhVZ"d*
9)验算 圆周力 x$cs_q]J
C;y3?+6P$
10)结构设计及零件图的绘制 3<AZ,gF1
N;9@-Tb
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。 d@8=%x:
Z1wN+Y.CA
3、链传动的设计计算 w<lHY=z E
x%jJvwb^|
1.设计条件 Sdy\s5
NgaX&m`
减速器输出端传递的功率 pkWzaf
k
?X
小链轮转速 -y1%c^36_J
a<B[~J 4i
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 l23_K7
"~jt0pp
2.选择链轮齿数 k+f!)7_
`i<;5s!rX
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 。 )F,H(LblH
)3V5P%Q
3.确定链条链节数 HW;,XzP=
DK}k||-
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数
}H&NR?Ax
Eb7qM.Q] &
取 (节) H-K,Q%;C@
559znM=
4.确定链条的节距p <(TTYf8lS
Yc/Nz(m
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 }xJ9EE*G/
5P9hm[
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 (30{:o&^
)q&=x2`
齿数系数 0zCe|s.S&
lX/6u
E_%
链长系数 *Em 9R
_%Sorr
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 .Wv2aJq
w4H3($
K
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。 L1D{LzlBti
-9Wx;u4]o
5.确定链长L及中心距a rR@ t5
sPYG?P(l
链长 >:!TfuU^R
wXIsc;
由[2]公式9-20得理论中心距 GJ edW
br*L|s\P\9
理论中心距 的减少量 v|C)Q %v
TMj(y{2
实际中心距 x48Y#"'
D *R F._
可取 =772mm dVmI.A'nbp
J)vP<.3:
6.验算链速V 55)!cw4
$m] ~d6
这与原假设相符。 <"Z]S^>$
b&f;p}C24
7.作用在轴上的压轴力 =PWh,lWS
?sWPx!tU
有效圆周力 ^o}!=aMr
?}\aG3_4
按水平布置取压轴力系数 ,那么 u0`~
|K
.<}(J#vC
六、轴系零件的设计计算 OiH
tobM
3YVG|Bc~_
1、轴三(减速器输出轴)的设计 h4N!zj[
uF_gfjR[m
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: 3&.?9
)F4H'
(2)求作用在轴齿轮上的力: /Aooh~
;A7HEx
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 Aq@_^mq1A
-bJht
径向力 xjB2?:/2
9kss)xy
其方向如图五所示。 pMnkh}Q#
L!s/0kBg
(3)初步确定轴的最小直径 _\waA^ F
9AK<<Mge.
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 2mN>7Tj:
Cg<:C?>!p
查[2]表15-3取45钢的 Mk9'
Y+75}]B
那么 01<~~6A
JYB"\VV
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。 L"6qS3 [=
W}p>jP}
(4)轴的结构设计 `p1szZD&
ZnSDq_Uk
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 3on]#/"1b
6KC.l}Y*
图三 Njsz=
ykcW>h
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 |!:ImX@
~`)`Ip
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 。 o"dX3jd
f(~xdR))eh
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`KA^ZI
D{g6M>,\
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; aZEi|\VU
Ht|No
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 。 l6Wa~ E
fWie fv[&
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)。 *X- 6]C
|;3Ru vX?+
图四 ?Iy$'am]L
PhL }V|W>
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm,锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm(参看图一),考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知深沟球轴承的宽度B=25mm,大锥齿轮轮长 ,那么 'X&sH/>r
lj0"2@z3"E
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 (PAkKY}
dx}) 1%
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 !wy
Qk
~Z-M?8:
根据轴端直径,参考[2]表15-2取轴端倒角为 ;各轴肩未注圆角半径为R1.6,如轴结构与装配图四。 rmXxid
)jkX&7x
(5)求轴上的载荷 1Q1NircJ
zvv<w@rX
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁,轴的支承跨度 , .w=( G
6vp\~J
; ; ^_W+
;mH O#
图五 |@#37
h?E[28QB
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: X+zFRL%
a9S0glbwf
表一 Pf&\2_H3s9
;|_aACina
载荷 水平面H 垂直面V ;Q"xXT`;:
Sc03vfmo"N
支反力F e0iE6:i
/Y$UJt
弯矩M W"
>[sn|
BoQLjS{kN
总弯矩 bH4'j/3
*Kj*| >)
扭矩T T=146.8Nm OUCLtn\
0kxo
(6)按弯扭组合校核轴的强度: ,#&\1Vxf
+vOlA#t%Z
根据[2]中公式15-5,即 Yd]y`J?#
#'5|$ug[
取 ,并计算抗弯截面系数 sb"z=4
I&JVY8'
因此轴的计算应力 A[lbBR
y+b4sFf
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 NA%M)u{|
$|+q9o\
,故安全。 #ra"(/)
]WlE9z7:8
(7)精确校核轴的疲劳强度 HKu? J
Q9,H0r-%
①、判断危险截面 k#mQLv
)I7~<$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。 I(LBc
kA3nhBH
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。 =`RogjbP
v4M1uJ8
②、截面2左侧: 05=
$Dnv
B \?We\y
抗弯截面系数 QTZfe<m0
)1 ]P4
抗扭截面系数 `/ ]Th&(5
.m--#r
截面2左侧的弯矩为 qKoD*cl)Za
tQ!p<Q=
$)
扭矩为 @J J,$?
#4hxbRN
截面上的弯曲应力 u!kC+0Y
G@s]HJ:
扭转切应力为 +?"N5%a%F
hf5yTs
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; `qP <S
Xvy3D@o
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 c6 O1Z\M@\
IE/F =Wr
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 SvR:tyF
*Uq1q
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 {NmpTb
uu08q<B5b)
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; b*C\0D
k^A17Nf`2
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; S
b0p?
"J51\8G@@
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 }M3f ?Jv
oWCy%76@
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 luA k$Es
Gyo[C98
③、截面2右侧: Af*e:}}
B 4s^X`?z
抗弯截面系数 cJb.@8^J
w5j6RQml
抗扭截面系数 f~U~f}Uw4
U5rcI6
截面2右侧的弯矩为 )-2sk@y
-)cau-(X
扭矩为 FE}!I
K7G|cZ/^
截面上的弯曲应力 K})=&<M0
N0Y$QWr_$
扭转切应力为 \BIa:}9O
a/})X[2
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 jZRf{
b=V"$(Q
表面质量系数 ; @UbH;m
YH_mWN\Wu
故综合影响系数为 JCL+uEX4S