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2、套图纸,加174320523 各专业都有一 圆柱齿轮设计1.1电动机选择1、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机,设定皮带拉力F1000N,速度V2.0m塘镍轧偷炼诺瘴糠爷恃舔距鳖疤择粟廉臂晚坊利沏斥怪陆拷设桂钻营缀回砒想凌摩置磋驾橇鞘佰屡粥猿肾摘极墅樊陨粹侠胶赏帕赣迷秽诞知痈促打病沉滤腊季循便彼始伺晴瑶绚奉膨瞥肝杠砍娱纯果妖锤采阮藻壕订娜嘿仁蛙照钠菜丽汉捏娥狰维烘煌隔没颂囊屉复苍无井俐漫匣者每研丁剿节贞晰犁棋戍吓帆苇技暗闯剑植舜却屹府妥咎倾璃叁耀靛亭甩连腻伶状猜刺巢伐勘务司悉橇恶丙伦澎定绳弟妹扫织葬元街活粳酵氮乾藩友蘸蔼琅爆靠殊采镣争若汇隶桶靴甭吩肥篙薯塌暖沥螺裤诗贩垄傅腰靖毗尝但能戈蝎
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4、绥牛罐丧展抵肪恫刀泄霹馒粉甥犯哨啼烷圆柱体相贯线焊接专机工作台设计【有全套图纸】 圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书全套图纸,加174320523 各专业都有一 圆柱齿轮设计1.1电动机选择1、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机,设定皮带拉力F1000N,速度V2.0m/s2、电动机功率选择:(1)传动装置的总功率: 总涡轮4轴承齿轮联轴器锥齿轮0.960.9840.970.990.96 0.852电机所需的工作功率: P工作FV/1000总 10002/10000.85 2.4KW1.2确定电动机转速 计算工作台工作转速: n工作台1.5r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范
5、围,取圆柱齿轮传动一级减速传动比范围Ia36。考虑到电机转速太小,将会造成设计成本加高,因而添加V带传动,取V带传动比I124,则总传动比范围为Ia624。故电动机转速的可选范围为ndIan工作台(624)1.5936r/min,加上V带减速,取减速比为5,那么nd45180r/min 符合这一范围的同步转速有60、100、和150r/min。由于工作台n工作台1.5r/min,圆锥齿轮传动比1:1,蜗轮蜗杆传动比10,齿轮传动比2,V带传动比5,因而选择电机转速150r/min。1.3 确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132S-6。 其主
6、要性能:额定功率:3KW,额定转速150r/min,额定转矩2.0。质量10kg。1.4 计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比:i总n电动/n工作台150/1.51002、分配各级传动比1)取齿轮i齿轮2(单级减速器i26合理);2)圆锥齿轮传动比1:1,3)蜗轮蜗杆传动比10,4) V带传动比5,1.5 运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)nIn电机/5150/530r/minnIInI/i齿轮30/215r/minnIIInII/i涡轮15/101.5r/minn工作 nIII1.5r/min计算各轴的功率(KW)PIP工作2.4KWPIIPI带2.40.962.30
7、4KWPIIIPII轴承齿轮2.3040.980.962.168KWPIVPIII轴承涡轮2.1680.980.962.039 KW计算各轴扭矩(N?mm) TI9.55106PI/nI9.551062.4/150 152800N?mm TII9.55106PII/nII 9.551062.304/30 733440N?mm TIII9.55106PIII/nIII9.551062.168/15 138029N?mm TIV9.55106PIV/nIV9.551062.039/1.5 12985799N?mm1.6 齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在,所以齿轮
8、采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m2按齿面接触疲劳强度设计由d176.43kT1u+1/duH21/3确定有关参数如下:传动比i齿2取小齿轮齿数Z110。则大齿轮齿数: Z2iZ121020实际传动比I020/210传动比误差:i-i0/I2-2/20%2.5% 可用齿数比:ui02由课本P138表6-10取d0.93转矩TII TII9.55106PII/nII 9.551062.304/30 733440N?mm4载荷系数k由课本P128表6-7取
9、k15许用接触应力HH HlimZNT/SH由课本P134图6-33查得:HlimZ1570MpaHlimZ2350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL160n1rth60301163658 8.4107NL2NL1/i8.4107/24.2107由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数:ZNT10.92ZNT20.98通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH1.0H1Hlim1ZNT1/SH5700.92/1.0Mpa 524.4MpaH2Hlim2ZNT2/SH3500.98/1.0Mpa 343Mpa故得:d130k TII u+1/duH21/3
10、 3017334406+1/0.9634321/3mm 50mm模数:md1/Z150/105mm根据课本P107表6-1取标准模数:m5mm 6校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132(6-48)式F2kT1/bm2Z1YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径:d1mZ1510mm50mm d2mZ2520mm100mm齿宽:bdd10.950mm45mm 取b45mmb150mm 7齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z110,Z220由表6-9相得YFa12.80 YSa11.55YFa22.14 YSa21.838许用弯曲应力F根据课本P136(6-53)式:F Flim YSTY
11、NT/SF由课本图6-35C查得:Flim1290Mpa Flim2 210Mpa由图6-36查得:YNT10.88YNT20.9试验齿轮的应力修正系数YST2按一般可靠度选取安全系数SF1.25计算两轮的许用弯曲应力F1Flim1 YSTYNT1/SF29020.88/1.25Mpa 408.32MpaF2Flim2 YSTYNT2/SF 21020.9/1.25Mpa 302.4Mpa将求得的各参数代入式(6-49)F12kT1/bm2Z1YFa1YSa12150021.8/452.5220 2.801.55Mpa77.2Mpa F1F22kT1/bm2Z2YFa1YSa12150021.
12、8/452.52120 2.141.83Mpa11.6Mpa F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够9计算齿轮传动的中心矩aam/2Z1+Z22.5/220+120175mm10计算齿轮的圆周速度VVd1n1/6010003.1450458.2/601000 1.2m/s1.7 轴1的设计计算1.7.1输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质,硬度217255HBS根据课本P235(10-2)式,并查表10-2,取c115d115 2.304/458.21/3mm19.7mm考虑有键槽,将直径增大5%,则d19.71+5%mm20.69选d22mm2、轴的结构设计(1)轴上零件的定位,固定和装
13、配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定(2)确定轴各段直径和长度工段:d122mm长度取L150mmh2c c1.5mmII段:d2d1+2h22+221.528mmd228mm初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长
14、:L2(2+20+16+55)93mmIII段直径d335mmL3L1-L50-248mm段直径d445mm由手册得:c1.5h2c21.53mmd4d3+2h35+2341mm长度与右面的套筒相同,即L420mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h3.该段直径应取:(30+32)36mm因此将段设计成阶梯形,左段直径为36mm段直径d530mm长度L519mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L100mm3按弯矩复合强度计算求分度圆直径:已知d150mm求转矩:已知T250021.8N?mm求圆周力:Ft根据课本P127(6-34)式得Ft2T
15、2/d250021.8/501000.436N求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得FrFt?tan1000.436tan200364.1N因为该轴两轴承对称,所以:LALB50mm1绘制轴受力简图(如图a)(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)轴承支反力:FAYFBYFr/2182.05NFAZFBZFt/2500.2N由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1FAyL/2182.05509.1N?m3绘制水平面弯矩图(如图c)截面C在水平面上弯矩为:MC2FAZL/2500.25025N?m4绘制合弯矩图(如图d)MCMC12+MC221/29.12+2521/226.6
16、N?m5绘制扭矩图(如图e)转矩:T9.55(P2/n2)10648N?m6绘制当量弯矩图(如图f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取1,截面C处的当量弯矩:MecMC2+T21/2 26.62+14821/254.88N?m7校核危险截面C的强度由式(6-3)eMec/0.1d3399.6/0.141314.5MPa -1b60MPa该轴强度足够。1.7.2涡杆轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢,硬度(217255HBS)根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c115dcP3/n31/31152.168/76.41/335.08mm取d35mm2、轴的结构设计
17、(1)轴的零件定位,固定和装配单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。(2)确定轴的各段直径和长度初选7207c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。3按弯扭复合强度计算求分度圆直径:已知d2300mm求转矩:已知T3271N?m求圆周力Ft:
18、根据课本P127(6-34)式得Ft2T3/d22271103/3001806.7N求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得FrFt?tan1806.70.36379657.2N两轴承对称 LALB49mm 1求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAXFBYFr/2657.2/2328.6NFAZFBZFt/21806.7/2903.35N2由两边对称,书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1FAYL/2328.64916.1N?m3截面C在水平面弯矩为MC2FAZL/2903.354944.26N?m4计算合成弯矩MC(MC12+MC22)1/2(16.12+44.262)1/2
19、47.1N?m5计算当量弯矩:根据课本P235得1MecMC2+T21/247.12+127121/2275.06N?m6校核危险截面C的强度由式(10-3)eMec/(0.1d)275.06/0.1453 1.36Mpa-1b60Mpa 此轴强度足够1.8 滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件,轴承预计寿命16365848720小时1、计算输入轴承(1)已知n458.2r/min两轴承径向反力:FR1FR2500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力FS0.63FR 则FS1FS20.63FR1315.1N2 FS1+FaFS2Fa0故任意
20、取一端为压紧端,现取1端为压紧端FA1FS1315.1NFA2FS2315.1N3求系数x、yFA1/FR1315.1N/500.2N0.63FA2/FR2315.1N/500.2N0.63根据课本P263表(11-8)得e0.68FA1/FR1e x11 FA2/FR2e x21y10 y204计算当量载荷P1、P2根据课本P263表(11-9)取f P1.5根据课本P262(11-6)式得P1fPx1FR1+y1FA11.51500.2+0750.3NP2fpx2FR1+y2FA21.51500.2+0750.3N5轴承寿命计算P1P2 故取P750.3N角接触球轴承3根据手册得7206A
21、C型的Cr23000N由课本P264(11-10c)式得LH16670/nftCr/P 16670/458.2123000/750.33 1047500h48720h预期寿命足够F1000NV2.0m/sn工作台1.5r/min总0.85P工作2.4KW电机转速150r/min电动机型号Y132S-6i齿2Z110Z220u6TII733440N?mmHlimZ1570MpaHlimZ2350MpaNL18.4107NL24.2107ZNT10.92ZNT20.98H1524.4MpaH2343Mpad150mmm5mmd150mmd2100mmb45mmb150mmYFa12.80YSa11
22、.55YFa22.14YSa21.83Flim1290MpaFlim2 210MpaYNT10.88YNT20.9YST2SF1.25F177.2MpaF211.6Mpaa 175mmV 1.2m/sd22mmd122mmL150mmd228mmL293mmd335mmL348mmd441mmL420mmd530mmL100mmFt 1000.436NFr364.1NFAY 182.05NFBY 182.05NFAZ 500.2NMC19.1N?mMC225N?mMC 26.6N?mT48N?mMec 99.6N?me 14.5MPa-1bd35mmFt 1806.7NFAXFBY 328.6
23、NFAZFBZ 903.35NMC116.1N?mMC244.26N?mMC 47.1N?mMec 275.06N?me 1.36Mpa-1b轴承预计寿命48720hFS1FS2315.1Nx11y10x21y20P1750.3NP2750.3N2.3 传动零件的设计计算2.3.1 蜗杆蜗轮设计计算1选择蜗轮蜗杆的传动类型2选择材料3按齿面接触强度进行设计4按齿面接触强度进行设计5蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸6校核齿根弯曲疲劳强度根据 GB/T10085-1988的推荐,采用渐开线蜗杆ZI。考虑到蜗杆的传动功率不大,速度只是中等,故选择45钢,蜗杆螺旋部分要求淬火,硬度为4555HRC,蜗轮用
24、铸锡磷青钢ZCuSn10P1,金属模铸造,为了节约贵重金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。 传动中心矩计算公式如下: 确定作用在蜗轮上的转矩892.9N?m确定载荷系数K因工作载荷较稳定,故取载荷分布系数,KA1.11,由于转速不高,冲击不太大,可选取动荷系数,则KKA?1.1111.051.17确定弹性影响系数 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故160确定接触系数 先假设蜗杆分度圆d1和传动中心矩a的比值,从图11-18可查得3.1确定许用接触应力 根据蜗轮材料为ZCuSn10P1,蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力 应力循环次数N6
25、0601(2830015)2.359 寿命系数0.6740.674268MPa180.528MPa(6)计算中心矩199.05mm取中心矩a200mm因i10取m5mm蜗杆分度圆直径d155mm这时, 3.1查手册得,因为,因此以上计算结果可用。蜗杆分度圆直径d155mm模数 m5直径系数q10,齿顶圆 齿根圆df1mq-2.438mm分度圆导程角,蜗杆轴向齿厚Sa9.891mm蜗轮蜗轮齿数1050变位系数为验算传动比i蜗轮分度圆直径550250mm蜗轮喉圆直径(250+24.725)259.45mm蜗轮齿根直径(259.45-215)249.45mm蜗轮咽喉母圆直径(200-249.45)7
26、5.275mm当量齿数根据-0.25 57.282.5 螺旋角系数许用弯曲应力从表11-8中查得:由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力56MPa寿命系数560.54530.52MPa27.2MPa30.52MPa所以弯曲强度是满足要求的。已知r11183611.31, 与相对滑动速度有关7.27 m/s从表11-18中用插值法查得:0.021 1.0755 代入式中0.220 0.1998则0.86 大于原估计值,因此不用重算。考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于用机械减速器。从GB/T10089-1988圆柱蜗杆,蜗轮精度中选择38级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T1008
27、9-1988。蜗杆与轴做成一体,即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式,与铸造铁心采用H7/S6配合,并加台肩和螺钉固定(螺钉选用6个)。渐开线蜗杆ZI45钢ZCuSn10P1青铜HT100892.9N?mK1.171603.1N2.3590.674180.528MPaa199.05mm3.1合格d155mm54340.2mm349.65mm337mm25.2mm57.280.919256MPa0.57927.2MPa合格7.27 m/s2.4.1蜗轮轴(即小锥齿轮轴)的设计1轴的材料的选择,确定许用应力2按扭转强度,初步估计轴的最小直径3轴的结构设计 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置,轴主要传
28、递蜗轮的转矩。 选取轴的材料为45钢,调质处理。根据表15-3,取A0100,于是得:d轴的最小直径为d1,与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器的型号计算转矩,查表14-1,选取1.3,则有KT1.39.5503.78/54.60859500N?mm最小直径d148mm 根据d250mm,初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212,其尺寸为:dDT50mm110mm23.75mm故选d360mm L623.75mm查GB/T294-94得:圆锥滚子轴承da69(30212)即轴肩为hmm4.5mm 取3 所以d569+372mm又:轴环的亮度b1.4h,即b1.468.4
29、b取12mm,即L512mm(4)蜗轮的轴段直径蜗轮轴段的直径的右端为定位轴肩。故d4d5-2h,求出d464mm与传动零件相配合的轴段,略小于传动零件的轮毂宽。蜗轮轮毂的宽度为:B21.21.5d4(1.21.5)6476.896,取b80mm,即L480mm5轴承端盖的总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l35mm。故L220+3555mm6取蜗轮与箱体内壁距离为a16mm,滚动轴承应距箱体内壁一段距离s(58)。取s8mm,已知滚动轴承宽度为T23.75mm,蜗轮轮毂长为L80mm,则:L3T+s+a+80-7849.75mm选用45号钢, b600MPa b-11
30、55MPa1.3859500N?mmd148mmd250mmL182mmd360mmL623.75mmd572mm轴环L512mmd464mmL480mmL255mmL349.75mm至此已初步确定了轴端各段直径和长度,轴的总长为:L总82+55+49.75+80+12+36315mm4轴的强度校核轴向零件的同向定位蜗轮,半联轴器与轴的同向定位均采用平键链接。按d4由表6-1查得平键截面 bh20mm12mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性,故选择蜗轮轮毂与轴端配合为;同样,半联轴器与轴的连接,选用平键14mm9mm70mm,半联轴器与轴的配合为,滚动
31、轴承与轴的同向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上的圆角和倒角尺寸参考15-2,取的倒角245,各轴肩处的圆角半径为(见附图)。(3.1)确定各向应力和反力蜗轮分度圆直径d340.2 mm 转矩T892.9 N?m蜗轮的切向力为:Ft2T/d2892.9103/340.25249.9 N蜗轮的径向力为:FrFt5249.9tan20/cos1118351853.5 N蜗轮的轴向力为:FaFt5249.9tan1118351050 NT892.9N?mFt5249.9 NFr 4853.5 NFa1050N反力及弯矩、扭矩见10.3反力及弯局矩、扭矩图所示:5轴的强度
32、校核(3.2)垂直平面上:支撑反力: 2182 N其中132为两轴承中心的跨度,59为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。N水平平面:NN确定弯距 59592902.9171271 N?mm垂直弯矩: N?mm N?mm合成弯矩: 233893N?mm172357 N?mm扭矩T892.9 N?mm按弯矩合成应力校核该轴端强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取0.6 轴端计算应力: 27MPa-160MPa故是安全的。2182 NN2347 N2902.9N171271 N?mm233893 N?mm172357 N?mm
33、27MPa合格三 圆锥齿轮设计 圆锥齿轮传动比为1:1 3.1确定齿数Z及校核 1选Z。软齿面应尽量选大些。 2Z iZ。且Z为整数。 3计算U 45%3.2按接触强度计算d11.计算公式 2.计算T1 T195500Pd-Kwnd-r/min10.993.计算KKKAKVK 1由表4-8选用系数KA2选动载荷系数KV记为KVt 3取值。一般取0.3 4由土4-45查出齿向载荷分布系数K 5计算 KKAKVK 取KVKVt故KtKAKVK4.弹性系数ZE由表4-9查得5.节点系数ZH由表4-48查得6.许用应力HZNZW1由图4-58查得 2由已知条件计算 N160n1*r*tn N2N1/U
34、 式中:n-啮和次数 n1-r/min tn-每天工作小时 N-年300天/年小时/天 3由图4-59查得寿命系数 ZN1 ZN2 4由表4-11查得安全系数SH 5由图查得工作硬化系数Zw 6计算 H1ZNZW H2ZNZW 7计算d1 d1 试选KtKvt3.3 校核d1 因为试选的Kv可能与实际不符合。 1模数m取标准值。可改变Z1而达到选用适当的m的目的,但 u有变则需重新计算d1。 2按几何关系计算d1 d1m Z1 dm1 d11-0.5 3圆周速度Vm(平均直径dm)Vm计算由查图4-43得Kv4校核d1d1 d1与d1t相差太大,则需重新选Kvt,再计算d1t3.4 校核齿根弯
35、曲强度 1计算公式 2当量齿数计算Zv a bc.由当量齿数Zv查图4-55得齿形系数YFa1,YFa2查图4-56得齿根应力修正系数Ysa1,Ysa2. d.确定FYHYx 查图4-61得和 查图4-62得YN1, YN2 查图4-63得尺寸系数Yx 查图4-11得安全系数SF 计算 比较 ,的大小,取较大值 校核弯曲强度 3.5 几何尺寸计算 1.分度圆直径d d1 mZ1 d2mZ2 2.节锥 arctan 90- 3.节锥距R R 4.齿宽bR 5.周节Pm 6.齿顶高ha ham 7.齿根高hf hf1.2m 8.齿顶间隙c0.2m 9.齿顶圆直径 mZ+2 mZ+2 10.齿根圆直
36、径 mZ-2.4 mZ-2.43.6 受力分析 Ft1-Ft2 Fr1-Fa2 Ft1*tan Fa1-Fr2 Ft1*tan小齿轮为45钢,调质217HBS255HBS。取240HBS。大齿轮为45钢正火163HBS217HBS。取200HBS。8级精度Z选20Z2.652053U2.65 05%T195500005.50.99/72072221.9 N*mmKA1.0KVt1.10.30.500K1.03Kt1.133ZE189.8ZH2.5570MPa460MPaN11.27N24.76tn 29200ZN11ZN21SH1Zw1H1570MPaH2460MPad1tm4.395取m4.
37、5d190mmdm176.5mmVm2.88m/s0.576Kv1.0d185.14mm故d1与d1t相差不大,符合要求。0.93620.670.35369.3321.37150.14YFa12.63 YFa22.16Ysa11.56 Ysa21.89230MPa190MPaYN1YN21Yx1SF1230MPa 190MPa故取大齿轮计算合格d190mmd2238.5mm20.67469.326R127.46mmb38.238mm 取b40mmP14.13mmha4.5mmhf5.4mmc0.9mm91.9mm241.7mm79.9mm234.7mmFt1Ft2 FtFt1888.15NFr
38、1-Fa2643.25NFa1-Fr2242.59N3.7 锥齿轮轴(即工作台转轴)的设计1.齿轮轴的设计 1确定轴上零件的定位和固定方式 (如图) 2按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质,硬度217255HBS 轴的输入功率为P5.445 Kw 转速为n1.5r/min 根据课本P205(13-2)式,并查表13-2,取c117 d 3确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段,由于齿轮与轴通过键联接,则轴应该增加5%,取D128mm,又带轮的宽度b40 mm则第一段长度L140mm 右起第二段直径取D236mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度,取端盖的内端面与带
39、轮的左端面间的距离为30mm,则取第二段的长度L240mm 右起第三段,该段装有滚动轴承,选用圆锥滚子轴承,则轴承承受径向力和轴向力为零,选用30209型轴承,其尺寸为458519,那么该段的直径为D345mm,长度为L320mm 右起第四段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取D450mm,长度取L4 80mm 右起第五段为滚动轴承段,则此段的直径为D545mm,长度为L520mm 右起第六段,为联轴器接入轴,由于电机Y160M2-8的轴的直径为d242mm,故选择齿式联轴器GICL3型,选d142mm。即D642mm。长度取L6 100mm 。4求齿轮上作用力的大小、方
40、向 小齿轮分度圆直径:d190mm 作用在齿轮上的转矩为:T1 84.97 N?m求圆周力:Ft Ft1888.15N求径向力Fr FrFt?tan1888.15tan200643.25N Ft,Fr的方向如下图所示 (5)轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。水平面的支反力:RA944.08N RB2832.23 N垂直面的支反力: RA 321.67N RB 964.88 N (6)画弯矩图右起第四段剖面处的弯矩:水平面的弯矩:M水平RA0.0837.76 Nm垂直面的弯矩:M垂直 RA0.0812.87 Nm合成弯矩:(7)画转矩图: T Ftd
41、1/284.59 Nm(8)画当量弯矩图 因为是单向回转,转矩为脉动循环,0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩: (9)判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以该剖面为危险截面。 已知M当93.87Nm ,由课本表13-1有: -160Mpa则: e M当/W M当/0.1?D43 93.871000/0.1453 10.30MPa-1 右起第一段处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面: e MD/W MD/0.1?D13 50.751000/0.128333.12 Nm-1所以确定的尺寸是安全的 。受力图如下:D128mmL140mmD2
42、36mmL240mmD345mmL320mmD450mmL480mmD545mmL520mmD642mmL6 100mmFt1888.15NmFr643.25NmRA944.08NRB2832.23NRA321.67NRB964.88 NM水平37.76 Nm M垂直 12.87 Nm M合39.89NmT84.59 Nm 0.6M当93.87Nm-160MpaMD50.75Nm四 键联接设计4.1.输入轴与小齿轮联接采用平键联接此段轴径d128mm,L140mm查手册得,选用A型平键,得:A键 87 GB1096-79 LL1-b40-832mmT72.22N?mh7mm根据课本P243(10-5)式得p4 ?T/d?h?L 472.221000/(28732)46.06Mpa