圆柱齿轮减速器小锥齿轮轴组合结构设计说明Word文件下载.docx
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P/n=35.9N·
m
2、选择材料并按扭矩初算轴径
选用轴的材料为45钢,调质处理,由机械设计手册表查得:
硬度217~255HBS,σb=650Mpa,σs=360Mpa,σ-1=270Mpa,
τ-1=155Mpa
根据课本公式8-2,取A0=115
dmin=1153
√5.5/1460 ̄mm=18.50mm
考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽,将直径增大并取标
准值,则dmin=20mm
3、初步选择联轴器
要使轴颈与联轴器轴孔相适应,故应选择联轴器型号查课本P264,查工况系数K=1.5,Tc=K*T=1.5*35.9=59.25N·
m
查《机械设计课程设计》P149表4.7-1得,取HL1弹性柱销联轴器,其额定转矩160N·
m,半联轴器的孔径d1=20mm,故取d1-2=20mm,轴孔长度L=38mm,联轴器的轴配长度L1=36mm.
4.轴的结构设计
(1)拟定轴的装配方案如下图:
(2)轴上零件的定位的各段长度,直径,及定位
为了定位半联轴器,1-2轴右端有一轴肩,取d2-3=28mm
选滚动轴承:
因轴承同时承受有径向力和轴向力,故选用系列圆锥滚子轴承。
参考d2-3=28mm。
查《机械设计课程设计》P146,表4.6-3.选取标准精度约为03.尺寸系列30206.尺寸:
d×
D×
T=30×
62×
17.25
故d3-4=d5-6=30mm,而L3-4=17mm此两对轴承均采用轴肩定位,查表18-4,3030轴承轴肩定位高度h=4.5mm。
对圆锥滚子轴承还应有一个挡圈用来定位。
因此取d4-5=32mm。
同时还需要一个轴套来定位。
取安装齿轮处的直径d6-7=24mm,使套筒可靠的压在轴承上,故l5-6<
T=18.25mm,l5-6=17mm。
轴承端盖宽度查《机械设计课程设计》表4.9-4得e=1.2d3=14.4mm,由结构确定m值为17.1mm由于装拆及添加润滑油的要求,轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm,故l2-3=14.4+30+17.1=61.5mm。
取l4-5=83mm
圆锥齿轮的轮毂宽度lh=(1.2~1.5)d6-7,取lh=36mm,齿轮端面与箱壁间距取5.5mm,l6-7=41.5mm。
轴上零件的周向定位
半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接,即过度配合。
由《机械设计课程设计》表4.5-1,并考虑便于加工,取半联轴器的键剖面尺寸,齿轮键长L=半联轴器轮毂宽度-(5~10)=22mm,取齿轮处的键剖面尺寸,齿轮键长L=齿轮轮毂宽度-(5~10)=28mm。
配合均用H7/k6,滚动轴承采用轴肩及套筒定位。
轴承圈与轴的配合采用基孔制,轴尺寸公差为k6。
轴圆角:
5、轴强度的计算及校核
①求平均节圆直径:
已知小锥齿轮齿数Z1=25mm,大锥齿轮齿数Z2=99mm,模数
m=3.5mm,
大端分度圆直径d=m·
Z1=87.5,一般压力角α=20度
齿数比u=Z2/Z1=cotδ1=3.96,δ1=14.8度
系数ΦR=,
齿宽——b,常用ΦR=0.3。
齿宽中点分度圆直径dm和模数mm
dm=d(1-0.5ΦR)=87.5×
(1-0.5×
0.3)=74.375mm
mm=m(1-0.5ΦR)=3.5×
0.3)=2.98mm
②锥齿轮受力:
已知T=35.9N·
m,则
圆周力:
Ft=2000=2000×
35.9/74.375=965.3N
径向力:
Fr=Ft·
tanα·
cosδ1=339.8N
轴向力:
Fa=Ft·
sinδ1=89.6N
计算轴承的径向支反力
(1)、绘制轴受力简图见图(a)
(2)、轴承支反力
水平面上的支反力:
由MH2=0R1H=Ft×
58.5/83=965.3×
58.5/83=680.4N
由MH1=0R2H=Ft×
141.5/83=965.3×
141.5/83=1645.6N
垂直方向支反力:
由MV2=0
R2V=(Fr×
141.5-Fa×
dm/2)/83=539.2N
由MV1=0
R1V=(Fr×
58.5-Fa×
dm/2)/83=199.4N
合成支反力:
R1==709.1N
R2==1731.7N
④画弯矩图、转矩图、计算转矩图
水平面弯矩图见图(c)
=83×
R1H=83×
680.4=56473.2N·
mm
垂直面弯矩图见图(e)
Mv1=83×
R1V=83×
199.4=16550.2N·
Mv2=141.5×
R1V-58.5×
R2V=141.5×
199.4-58.5×
539.2=-3328.1N·
合成弯矩图见图(f)
M1==58848.4N·
M2==3328.1N·
转矩图见图(g)
T=45800N·
mm
计算转矩图见图(h),转矩按脉动循环处理,即α≈0.6
Mca1==
=27680.8N·
Mca2==
=64948.3N·
Mca3=ΑT=0.6×
45800=27480N·
⑤校核轴的强度
由轴承装配图可知:
1)、轴颈d1-2处剖面的直径最小而计算弯矩Mca3较大,故为危险截面。
该剖面的计算应力为
σca=Mca3/w=27480/(0.1×
183)=47.1Mpa
2)、B剖面所承受的计算弯矩最大而轴径也为最大值,而直径与邻段直径相差不大,故剖面B为危险截面。
σca=Mca2/w=64948.3/(0.1×
323)=19.8MPa
按表8-3查得:
[σb]-1=59Mpa
σca<
[σb]-1,所以安全。
⑥按疲劳强度计算安全系数
计算B剖面的安全系数
有效应力集中系数
kσ=2.16
kτ=1.92
绝对尺寸系数
εσ=0.88
ετ=0.81
加工表面的表面质量系数
β=0.92
应力总数
弯曲
Ψσ=0.34
扭转
Ψτ=0.21
计算抗弯模量与抗扭模量:
计算弯曲应力:
B截面最大弯矩
M1=58848.4.N
B截面最大扭矩
将弯曲应力看成对称循环应力求解,有:
计算扭转切应力:
将扭转切应力看作脉动循环应力求解,有:
按疲劳强度计算安全系数
综合安全系数
取[s]=1.5~1.8
S>
[S],所以B剖面安全。
⑦计算滚动轴承的使用寿命
=709.1N
=1731.7
做弯矩图:
计算派生轴向力
查《机械设计课程设计》表4.6-3得:
30305轴承的Y=2,Cr=44800,e=0.3
求轴承轴向载荷
由结构知,
计算轴承当量动载荷
查表,取X1=0.56,Y1=1.45
查表9-6,取X2=1,Y2=0
查表9-7,取fd=1.5
根据弯矩图可得,fm1=1.5,fm2=2
计算轴承寿命
因P2>
P1,故计算按P2计算,
查表9-4得ft=1,圆锥滚子轴承取10/3,查表得Cr=44800N。
轴承寿命符合要求。
⑧键连接的强度计算
校核平键的强度
平键的挤压应力计算公式为:
半联轴器处平键尺寸:
h=6,d=20,l=22
圆锥齿轮处平键尺寸:
h=7,d=24,l=28
带入公式得:
因两键均受冲击载荷,且为静联接,
故:
许用压应力
即:
两键的计算应力均小于许用应力,故判断其强度均合格。
轴组合结构设计计算说明书
专业:
机械工程(流体传动与智能控制课组)
班级:
机械14-6
设计者:
卢洪宇
学号:
1407100218
2016年12月12日
工程技术大学