文档介绍：目录
第一节设计题目 1
第二节求输出轴上的功率P3 、转速n3和扭矩T 6
第三节求作用在齿轮上的力 6
第四节初步确定轴的最小直径 7
第五节轴的结构设计 7
第六节选择轴的材料 8
第七节按弯扭合成应力校核轴的强度 8
第八节判断危险剖面 9
第九节精确校核轴的疲劳强度 9
第十节小结 12
第十一致谢 13
第十二节参考文献 13
第一节设计题目
一台装配工艺用的带式运输机以圆锥-圆柱齿轮减速器作为减速装置。试设计该减速速器的输出轴。
输入轴与电动机相联,输出轴通过联轴器与工作机相联,输出阻抗轴为单向旋转(从左端看为顺时针方向)。已知电动机功率P=10KW, 转速n1=1450rpm,
齿轮机构的参数列于下表:
级别
Z1
Z2
mn(mn)
m4(mn)
h
齿宽(mn)
高速级
20
75
20
1
B=45(大圆锥齿轮轮段长L=50)
低速级
23
95
4
B1=85
B2=80
齿轮对轴的力学参数如下:
载荷
水平面H
垂直面V
支反力R
RH1=3270 N,RH2=1730 N
RV1=1810 N,RV2=35 N
弯矩M
MH≈258000 N ·mm
MV1≈142500 N·mm,MV2=5220 N·mm
总弯矩
M1=≈29500 N·mm
M2=≈258000 N·mm
扭矩T
T=≈959000 N·mm
计算弯矩Mca
Mca1=≈640000 N·mm
Mca2=M2=258000 N·mm
求输出轴上的功率P2、转速n3和扭矩T
若取每级齿轮传动的效率(包括轴承效率在内)ŋ=,则
P3 =P2 == KW
又 n3= n1X1/i=1450XX= rpm
于是 T=955000 ==959000 N*mm
求作用在齿轮上的力
因已知低速级大齿轮的分度圆直径为
d2=miz2==≈384mm
周向力 Ft=2T/d2=2X959000/384=500 N
径向力 Fr=Ft*tgan/cosB=5000Xtg200/cos8006’34”=1840 N
轴向力 Fa=FttgB=5000xtg8006’34”=715
第四节初步确定轴的最小直径
先按式(15-2)初步估算轴的最小直径:根据表15-2,当选取轴材料为45号钢时,取AO=110,于是得:
dmin=110 x =x110 =110 x ≈ mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dI-II。为了使所先的轴直径dI-II与轴器的孔径相适应,从手册上查得,采用B5*J55x110/Y60x110型弹性圈柱销联轴器,其半联轴器I的孔径范围dI=45-65mm,故取dI-II=55mm;半联轴器长II≤110mm。
第五节轴的结构设计
a)为了满足半联轴器的轴向定位要求,I-II轴段右端需制出一轴肩,故取I-II段的直径dI-II=62mm;左端用轴端挡圈定位,现取挡圈直径D==110nm,而半联轴器与轴配合部分的长度为110-32=78nm,但为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不会压在轴的端面上,故I-II段的长度应略小于半联轴器上相应的长度,取lI-II=70 mm。
b),故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dI-II=62mm 由轴承产品目录中初步取O基本游隙组、标准精度级的单列圆锥省部级滚子轴承7313,其尺寸为Dxdxt=65X140X36,故dIII-VII=65 mm;而LVI-VII=36 mm。
为了右端滚动轴承的轴向定位,需将V-VI段直径放大以构成轴肩。由手册上查得,对7313轴承,它的定位轴肩高度最小为6mm,现取dV-VI=80 mm ()。
考虑到箱体的铸造误差,装配时留有佘地,滚动轴承应距箱内边一段距离S,取S=5mm.
c)取安装齿轮处的轴段IV-V的直径dIV-V=70mm。齿轮左端用套筒顶住轴承来定位,已知齿轮毂长为80mm,为了使套筒端面和齿轮轮毂端面紧贴以保证定位可靠,故取lIV-V =76mm,略短于轮毂长;齿轮的另一端是借轴肩定位的。
d)取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,圆锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm,则:
lIII-IV=T+s+a+(80-76)=36+5+16+4=61 mm
lV-