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 Fd}<Uote3
@e={Wy+Vm(
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 {DS\!0T-X
L"9 Gc
原始数据 ,W8au"
X{s/``n
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 J5-rp|
$~TfL{$
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 taixBNv
X,&xhSzg?
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 B%y! aQep
h^v9|~ZJ'7
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 :SQLfOQ
w. vY(s
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 V-:`+&S{^
#B\B(y
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 9yDFHz w
SCI1bMf
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 7Qt2gf
1=ip,D
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 <
)Alb\Z
.oEFX8
原始数据 B'!PJj
OAY8,C=M
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 8 `o{b"l+
z6Fun
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 GU5W|bS
O<bDU0s{M
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 G1p43
v<%]XHN
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 tb:
bD d_}
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 v^;-@ddr
l~ CZW*/
工作.运输带速度允许误差为 5%。 exsQmbj* %
_qEWu Do
机械设计课程设计计算 AmgWj/>
ws.?cCTpt
说明书 #i@ACAgn;6
yW[L,N7d
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 KxGKA
)K8P+zn~
目录 P4i3y{$V
NYGmLbq
1. 设计任务书....................................3 C+T&O
CG CQa0
2. 系统传动方案分析与设计........................4 *O!T!J
bx;yHIRb
3. 电动机的选择..................................4 Al=(sHc'
~v^%ze
4. 传动装置总体设计..............................6 jC#`PA3m=
`Fz\wPd
5. 传动零件的设计计算............................7 x GwTk
C{DlcZ<
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 RfD{g"]y
Wk7L:uK
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 Gg'<Q.H
.MzOLv
3) 链传动的设计计算........................... ...15 wwo(n$!\
~6\& y
6. 轴系零件的设计计算............................17 G`9cd\^
'" ^ B&W
1) 轴一的设计.....................................17 =U=e?AOG2
|if~i;VKL
2) 轴二的设计.....................................23 B>{|'z?%>
nXv 7OEpTx
3) 轴三的设计.....................................25 )3BR[*u*
W^5<XX,ON
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 I/oIcQS!k
hN Z4v/
8. 键联接的强度较核..............................27 'bZMh9|
x{=[w`
9. 轴承的强度较核计算............................29 Pz5ebhgq
q"{Up
10. 参考文献......................................35 ?BWHr(J
<$RS*n
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 %'RI3gy
A2}Z
*U(;
一、课程设计任务书 #H'sZv
HXD*zv@ *6
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) t-.2+6"\
9(QU2QY
图一 9
Q0#We*
~AEqfIx*^&
2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 WF+bN#YJ
3I'M6WA
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 ,maAw}=
3g?MEM~
运输链的工作速度(m/s):0.8 >k$[hk*~
?l)}E
运输链节距(mm):60 C1ZFA![
r24\DvS
运输链链轮齿数Z:10 kA7~Yu5|
Paae-EmC
二、系统传动方案分析与设计 7V9%)%=h|
m1^dT_7Z
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。 WHlD%u
XV74Fl
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。 g\
8#:@at
&Iv\jhq
3. 系统总体方案图如图二: ki[;ZmQqY
y8<lp+
图二 x:f|3"\s
F'V+2,.
设计计算及说明 重要结果 2 ||KP|5@
]7#^])>
三、动力机的选择 _9}x2uO~
4FfwpO3,Ku
1.选择电动机的功率 iFAoAw(
}vXA`)Ns
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 "'Q" (S
H$k![K6Uj
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; C$N4
qB+:#Yrx/
Pw→工作机需要的输入功率,kW; az:~{f*-
%4|n-`:
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 (5f5P84x
'U|MM;(
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; MFc=B`/X
vSyi}5D
滚动轴承效率η2=0.98; .LeF|EQU\@
pO-s@"j]
链传动效率η3=0.96; oW
yN:Qh
H3p4,Y}'#
圆锥齿轮效率η4=0.98; N=O+X~
H#1*'e>
圆柱齿轮效率η5=0.99; ?1-n\ka
f{+LCMbC6
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 3/A[LL|
J{GFb
因此总效率 Rk437vQD,
(/9.+V_
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 %#S "~)
g|GvJ)VX
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 i(&6ys5
/JK-}E
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 Ru
vG1"
_Cv[`e.
2.选择电动机的转速 dCoi>PO
RAD4q"}k
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。 t9f4P^V`
c]g<XVI
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 , !SO$k%b}!
}<}`Q^Mlk
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 Pt PGi^
Ul$X%
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; lt2Nwt0bv
G+ $)W
u
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; !"Oj$c
-
5ykk11!p$
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; %/6e"o
Gw\G+T?M-
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 J1c&"Oh
\ ]kb&Qw
所以 DiYJlD&
lE2wkY9^/
因此 ~ ];6hxv
jnU*l\,
3.选择电动机的类型 iZkW+5(
.Kh(F6
s
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。 H(%] Os
}VGI Y>v
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。 02# b:
+EiUAs~H
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。 :,}:c%-^"
LDi ezi
四、传动装置总体设计 TReM8Vd
yZ?_q$4kEI
1.计算总传动比及分配各级传动比 p^zEfLTU
:)J~FVLy
传动装置的传动比要求应为 }ygbgyLa
zfr (dQ
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 _Okn P2E
1<qVN'[
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 Cs1%g
tO+ %b=Z^
综合考虑各项因素,查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3;圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5;圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 j]F#p R}p
X_tW#`
2.计算传动装置的运动和动力参数 >;' 1k'
m[xf./@f{
设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 U+RCQTo
A^r
[_dyZ
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 /nMqEHCyg
7AtXG^lK
1) 各轴转速计算如下 ^?^|Y?f2P?
HDW\S#
式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 3]kAb`9[K2
G$x["
2)各轴功率 `.sIZku
X $9D0;L
式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 Ng;b!S
O'& \-j 1
3) 各轴转矩 k0e|8g X
++{+
#s6
电动机轴的输出转矩 _9O }d
b1>$sPJ+
五、传动零件的设计计算 x4m_(CtK
Aya;ycsgE
1、直齿锥齿轮的设计 %wjU^Urya
seD+~Y\z
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。 #u=O 5%.
CQuvbAo
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: -_4jJxh=OB
tv=FFfQ
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)。 _Fh0^O@
n,Mw#
r?y
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/F6
X;o.
f?<M3P
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 ; +$m skj0s
L pi_uK
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; z#E,96R
O"-PNF,J
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 em9]WSfZ@`
?L#SnnE
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; zQ|x>3
eNC5' Z
b、 小齿轮传递的转矩 ; (_n8$3T75
cSs/XJZ
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; mlw BATi
B3+WOf5W
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 U#1yl6e\I
cCbr-Z&
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; 0?L$)T-B
Tx?@*Q
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 {e
!/(}meZj
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 2Ku#j
('
|b;M5w?
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 ieF 0<'iF
Rw=E_q{
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 =$zr
t
.6/p4OR|
h、 小齿轮分度圆周速度v +#db_k
8}0y)aJ
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; np>!lF:
WI4_4
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; kuud0VWJ
HY| SLk/E
齿间载荷系数取 ; -Jrc'e4K
sF3
l##Wv
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 &+{xR79+&
MmX[xk
故载荷系数 ; ziGL4c0p
<:7e4#
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 \*"0wR;[K
9/KQAc*
模数 cWy0N
N)y;owgo
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 ~HI0<;r=eL
vlyNQ7"%
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; cCKda3v!O
<4HuV.K
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; G8-d%O p
daJ-H
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 m/B9)JzY
';!UJWYl
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 J
2~B<=V
I}0-
载荷系数K=2.742; p
8Hv7*
AG%es0D[H
c) 分度圆锥角 ;易求得 |-Klh
)4~XZt1r
因此,当量齿数 s/^=WV
*<5lx[:4/x
根据[2]表10-5查得齿形系数 d}CMX$1
XxQ2g&USk
应力校正系数 F+-MafN7Y
uHh2>Px
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: (P]^5D
93b5S>&r
结果显示大齿轮的数值要大些; ]>!_OCe&
|8+rUFkU8
e、设计计算 b|'LtL$Y
n{* [Y
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 yG_.|%e
;G&O"S><]c
大齿轮齿数 ; LYKm2C*d
Du4?n8 o
5) 其他几何尺寸的计算 ~%q e,
"d*
分度圆直径 Ase 1 R=0
[vJosbU;
锥距 }E_zW.{!
~z"->.u
分度圆锥角 N.J:Qn`(
j}Mpc;XOc
齿顶圆直径 Qd=/e pkm
:9>nY
齿根圆直径
t/c^hTT
2)H|/
齿顶角 ^U1+D^AJ
bJvRQrj*3
齿根角 wIPDeC4
D^4V"rq
当量齿数 3c"{Wu-}
v2SsfhT
分度圆齿厚 n6dg
5PySCGv
齿宽 KJ
|1zCM
{GY$J<5=
6) 结构设计及零件图的绘制 P|4a}SWU
Cq'r
'cBZ
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. _z<q9:
A-5%_M3\G
零件图见附图二. HxAa,+k
ijT^gsLL
2、直齿圆柱齿轮的设计 }\*|b@)]
-rrg?4
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 ; 6
>2!
kM7
x6]?}Q>>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。 ENr&k(>0HQ
f:>jH+o.S
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。 Il[WXt<S
7hQl,v< 5
4)材料及精度等级的选择 gnec#j
;* Jd#O
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)。 o
qTh )
\>Q,AyL
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。 "^%Il
LPClE5
5) 压力角和齿数的选择 P=GM7
:I8t}Wg
选用标准齿轮的压力角,即 。 owB)+
NiF*h~q
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? uW|y8 BP $
Obm\h*$
取 。 `W=JX2I
$$w 1%#F=
6) 按齿面接触强度设计 >U].k8a)
e78}
由[2]设计计算公式10-9a,即 x3
<Lx^;
Yy5F'RY
a. 试选载荷系数 ; o@-cT`HP
HvU)GJ u b
b. 计算小齿轮传递的转矩 : *HUqW}_r
j@f(cRAf#
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; N~_gT
Jr~P
>3/<goXk7
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; :/08}!_:
p_D)=Ef|&
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 。 ]H*=Z:riu
4ai3@f5
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 "=)`*"rr
F$v
G=3
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; 7Udr~0_)
%vI]"a@
h. 计算接触疲劳许用应力: |gNOv;l
d p].FS
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 nN:i{t4f
W0Vjs|/
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, U-d&q>_@A
}#1g;
j. 计算圆周速度 c|XnPqo;f
:\Dm=Q\
k. 计算齿宽b uu:BN0
Y\\&~g42R2
l. 计算齿宽与齿高之比 ftbu:RtK^^
QGa"HG5NF
模数 \4DH&gZ[
00ho*p!E'
齿高 W# $rC<Jh]
;C3](
所以 KR63W:Z\'
4f+Ke*^[RA
m. 计算载荷系数 pAYuOk9n
6N^FJCs
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; 4^
A\w
6mZFsB
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; y}8j_r
L))(g][;
由[2]表10-2查得使用系数 ; on~rrSK
is,_r(S
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 Xg"=,j2
%~@}wHMB
代入数据计算得 3Dy.mt P
`R\0g\
又 , ,查[2]图10-13得 5_PD?lg
z`W$/tw"
故载荷系数 D0~mu{;c$
'<O&
:
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 @jfd.? RK!
9
HuE'(wQ
o、计算模数m K.k=\N
!,]_tw>R
7) 按齿面弯曲强度设计 {Q0"uE)-.
crUXpD
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 Tg[+K+ b
%NKf@If)
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 ; N:0mjHG
m]85F^R0
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 $WDa}~j~^
z}Q54,9m
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 hTF]-&
hZ
TMbj]Mso
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K FQ_4a}UOjX
[/I4Pe1Yj%
e.查[2]表10-5得齿形系数 N(Cfv3{
,+f'%)s_x
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 Bb
m 1&d#
1L3L!@
小齿轮 S%'t
)tt,
y'{0|Xj
大齿轮 wzF"^CJ
R/iXO~/"J
结果是大齿轮的数值要大; +<I>]J2
A@GyKx%x$
g.设计计算 P9gIKOOx#4
|]V0sgpoZ
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。 60*=Bs%b
m)&2zV/Q
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 ; r'"H8>UZ%
lbMb
8) 其他几何尺寸的计算 a
*>$6H;
?EdF&^[3rD
分度圆直径 ^+I{*0{/[
,
j7&(V~
中心距 ;
EP*"=_
+as(m
齿轮宽度 ; *?cE]U6;
Fq:BRgCE
9)验算 圆周力 @xR=bWY
M,zUg_ @
10)结构设计及零件图的绘制 b8(94t|;U
oJEind>8O
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。 SD |5v*
Ahm*_E2E
3、链传动的设计计算 aVEg%8
a(QYc?u
1.设计条件 EHmw(%a|+
!A qSG-
减速器输出端传递的功率 j8P=8w{
~0eJ6i
小链轮转速 *Mk5*_
!{jDZ?z{h
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 MqRpG5 .
D}OvD |<-
2.选择链轮齿数 @-)jU!
U,\3 !D0jt
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 。 [BWA$5D)Ny
*>I4X=
3.确定链条链节数 bkTk:-L5:
Z$"E|nRN
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 /SO
4O|b
Jsde+G,N
取 (节) _XvSe]`f`
RG4T9eZq
4.确定链条的节距p `ZhDoLpH<
DAa??/,x7
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 yz.a Z
7,X5]U&A<x
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 'W(!N%u
8cI<~|4_
齿数系数 >UlAae44
=wEU+R_#o
链长系数 TL'^@Y7X5
\iVb;7r)9:
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 :@K1pAh 4
|L wn<y
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。 Q*&k6A"jx
:%!`R72
5.确定链长L及中心距a cHP~J%&L
`3GYV|LeQ
链长 vf^`'
O(pa;&"
由[2]公式9-20得理论中心距 ?o$ hlX
,X^I]]
理论中心距 的减少量 Qx<86aKkF
`,~8(rIM
实际中心距 x`9IQQ
H+lBb$
可取 =772mm rW),xfo0
[ H|ifi
6.验算链速V jxeZ,w o
O S?S$y
这与原假设相符。 @
(4$<><
t:$^iUrx
7.作用在轴上的压轴力 B\*"rSP\
!I)wI~XF)5
有效圆周力 so=Ux2
T'8d|$X
按水平布置取压轴力系数 ,那么 2d:IYCl4q
$Jc>B#1
六、轴系零件的设计计算 Q&\(m[:)
q/qJkr^2
1、轴三(减速器输出轴)的设计 Wy:xiP
.0=VQU
(1)轴的转速及传递的功率和转矩: u"hv
_ml
g._`"c
(2)求作用在轴齿轮上的力: wg.TCT2
xZ84q'i"
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
Fm-D>PR
v#Xl
径向力 i(qPD_
nA1059B
其方向如图五所示。 p Xap<T
QY7Thnp1
(3)初步确定轴的最小直径 QtSJ9;eP
vHmsS\\~9
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 fY|P+{BO2
H5,rp4H9
查[2]表15-3取45钢的 "~+?xke5z
=]F;{x
那么 fg?4/]*T6
-5X*y4#
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。 #^i.[7p
=CqZ $
(4)轴的结构设计 =wcqCW,]
,'}qLor
①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 7%`
\E9t
W`k||U9
图三 "o{o9.w
P;' xa^Y
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 n,l{1 q
0r/pZ3/
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 。 5`tMHgQO
1&2X*$]y
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 DMXm$PU4V
qZ=%ru
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; Gm1[PAj
a9%^Jvm"
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 。 w+_pq6\V
m ,|)$R
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)。 _(zPA4q8q
WAzn`xGxR"
图四 F Bk_LEcX
bf*VY&S-T
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 3*<?'O7I0
lO+6|oF0
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。 /9wmc2
ba`V`0p- (
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 @b]?Gg
}<7S%?TY
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。 dd>
qy
MpCK/eiC
(5)求轴上的载荷 V;-$k@$b.
+$SJ@IH[<
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 , 0; PV gO;9
9*b(\Z)N
; ; ]38{du
:GBM`f@
图五 TDY2
M
*Y\C5L]
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: L5{DWm~@
X8uAwHa6F
表一 $!q(-+(
">
]{t[Ib
载荷 水平面H 垂直面V }Kt1mmo:`
Ng 3r`S"_<
支反力F
|08'd5
7,BULs\g
弯矩M W[4 V#&Z
XcH_Y
总弯矩 +J;T= p
,)beK*Iw
扭矩T T=146.8Nm }\Ri:&?
/t=Fx94
(6)按弯扭组合校核轴的强度: 1Ht&;V
g*-%.fNA
根据[2]中公式15-5,即 XtP5IN\S
2zN"*Wkn
取 ,并计算抗弯截面系数 _7=LSf,9
hwj:$mR
因此轴的计算应力 q:a-tdv2
*{fL t
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 -qNun3
2M$^|j:[
,故安全。 E Z+L'
"x~su?KiA
(7)精确校核轴的疲劳强度 b2vCr F;
gF53[\w^v
①、判断危险截面 :rzq[J^
WT_4YM\bz
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。 UVz}"TRq.
XFmTr@\M
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。 S(
Vssi|y
{1Hs5bg@
②、截面2左侧: 7Bs:u
Ax{C ^u
抗弯截面系数 #Et%s8{
LZ-&qh
抗扭截面系数 yq<mE(hS?
:JD*uu
截面2左侧的弯矩为 6*r#m%|
;,7/> Vt
扭矩为 :ND e<6?u
ic=tVs
截面上的弯曲应力 rjWn>M
;t\oM7J|
扭转切应力为 ,(y6XUV~
u?%FD~l:uU
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; %k=c9ll@:
W\1V`\gF
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 ^=@`U_(,G
1a@b-V2
d&
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 oUNuM%g9Dy
<;P40jDL
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 Q4e+vBECkq
HF;$Wf+=J
由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; q<Z`<e
}BN!Xa
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; C.N#y`g
a%XF"*^v
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 N;mJHr3[F
G:4'')T
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 w:HRzU>
r$WBEt,B
③、截面2右侧: ?, m_q+
vlVHoF;&
抗弯截面系数 CAbR+y
Y{7)$'At
抗扭截面系数 s0\}Q=s[
S(#v<C,hd
截面2右侧的弯矩为 hEMS
5H}d\=z
扭矩为 EV[ BB;eb
HyYol*
截面上的弯曲应力 d
A>6
2ut)m\)/)
扭转切应力为 `b*x}HP$
pF<KhE*V
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 I''X\/|
5b$QXO
表面质量系数 ; TR'<D9kn
&1FyauH
故综合影响系数为 ;U[W $w[