圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明.doc

要完整的说明书和图纸请联系QQ778672454圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书一 圆柱齿轮设计2.4.1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A0=100，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=KT=1.39.5503.78/54.60=859500Nmm最小直径d1=48mm 根据d2=50mm，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：dDT=50mm110mm23.75mm故选d3=60mm L6=23.75mm查GB/T294-94得：圆锥滚子轴承da=69（30212）即轴肩为h=mm=4.5mm 取3 所以d5=69+3=72mm又：轴环的亮度b=1.4h，即b1.46=8.4b取12mm，即L5=12mm（4）蜗轮的轴段直径 蜗轮轴段的直径的右端为定位轴肩。故d4=d5-2h，求出d4=64mm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：B2=(1.21.5)d4=（1.21.5）64 =76.896，取b=80mm，即L4=80mm(5)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l=35mm。故L2=20+35=55mm(6)取蜗轮与箱体内壁距离为a=16mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离s（58）。取s=8mm，已知滚动轴承宽度为T=23.75mm，蜗轮轮毂长为L=80mm，则：L3=T+s+a+(80-78)=49.75mm选用45号钢， b=600MPa b-11=55MPa=1.3=859500Nmmd1=48mmd2=50mmL1=82mmd3=60mmL6=23.75mmd5=72mm轴环L5=12mmd4=64mmL4=80mmL2=55mmL3=49.75mm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+36=315mm4轴的强度校核（1） 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 bh=20mm12mm，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。（2） 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d=340.2 mm 转矩T=892.9 Nm蜗轮的切向力为：Ft=2T/d=2892.9103/340.2=5249.9 N蜗轮的径向力为：Fr=Ft =5249.9tan20/cos111835 =1853.5 N蜗轮的轴向力为：Fa=Ft =5249.9tan111835 =1050 NT=892.9NmFt=5249.9 NFr =4853.5 NFa=1050N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： N N（3） 确定弯距 =59=592902.9=171271 Nmm 垂直弯矩： Nmm Nmm 合成弯矩： = 233893Nmm =172357 Nmm扭矩T=892.9 Nmm（4） 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-1=60MPa故是安全的。=2182 N= N=2347 N=2902.9N=171271 Nmm=233893 Nmm =172357 Nmm=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。(2)Z= iZ。且Z为整数。(3)计算U=(4)=53.2按接触强度计算d1 1.计算公式 2.计算T1T1=95500 Pd-Kw nd-r/min =0.99 3.计算K K=KAKVK (1)由表4-8选用系数KA (2)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 K=KAKVK 取KV=KVt故Kt=KAKVK 4.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H=ZNZW (1)由图4-58查得(2)由已知条件计算 N1=60n1*r*tn N2=N1/U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 H1=ZNZW H2=ZNZW(7)计算d1 d1 试选Kt=Kvt 3.3 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 d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5) (3)圆周速度Vm（平均直径dm） Vm= 计算 由查图4-43得Kv (4)校核d1 d1= d1与d1t相差太大，则需重新选Kvt，再计算d1t3.4 校核齿根弯曲强度 (1)计算公式 (2)当量齿数计算 Zv= a. b. c.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F=YHYx 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 d2=mZ22.节锥 =arctan =90-3.节锥距RR=4.齿宽b=R5.周节P=m6.齿顶高ha ha=m7.齿根高hf hf=1.2m8.齿顶间隙 c=0.2m9.齿顶圆直径 =m(Z+2) =m(Z+2)10.齿根圆直径 = m(Z-2.4)= m(Z-2.4)3.6 受力分析Ft1=-Ft2=Fr1=-Fa2= Ft1*tanFa1=-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20Z=2.6520=53 U=2.65=05T1=95500005.50.99/720=72221.9 N*mmKA=1.0KVt=1.1=0.3 =0.500K=1.03Kt=1.133ZE=189.8ZH=2.5=570MPa=460MPaN1=1.27N2=4.76tn =29200ZN1=1ZN2=1SH=1Zw=1H1=570MPaH2=460MPad1tm=4.395取m=4.5d1=90mmdm1=76.5mmVm=2.88m/s=0.576Kv=1.0d1=85.14mm故d1与d1t相差不大，符合要求。=0.936=20.67=0.353=69.33=21.37=150.14YFa1=2.63 YFa2=2.16Ysa1=1.56 Ysa2=1.89=230MPa=190MPaYN1=YN2=1Yx=1SF=1=230MPa =190MPa故取大齿轮计算合格d1=90mmd2=238.5mm=20.674=69.326R=127.46mmb=38.238mm 取b=40mmP=14.13mmha=4.5mmhf=5.4mmc=0.9mm=91.9mm=241.7mm=79.9mm=234.7mmFt1=Ft2= FtFt=1888.15NFr1=-Fa2=643.25NFa1=-Fr2=242.59N3.7 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P=5.445 Kw 转速为n=1.5r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=117d(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D1=28mm，又带轮的宽度b=40 mm 则第一段长度L1=40mm右起第二段直径取D2=36mm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轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=40mm 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D3=45mm，长度为L3=20mm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D4=50mm，长度取L4= 80mm 右起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为D5=45mm，长度为L5=20mm右起第六段，为联轴器接入轴,由于电机Y160M2-8的轴的直径为d2=42mm，故选择齿式联轴器GICL3型，选d1=42mm。即D6=42mm。长度取L6= 100mm 。 (4)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=90mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =84.97 Nm 求圆周力：FtFt=1888.15N 求径向力FrFr=Fttan=1888.15tan200=643.25NFt，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：RA=944.08N RB=2832.23 N 垂直面的支反力： RA= =321.67NRB =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=RA0.08=37.76 Nm 垂直面的弯矩：M垂直= RA0.08=12.87 Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd1/2=84.59 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:-1=60Mpa 则：e= M当/W= M当/(0.1D43)=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/(0.1D13)=50.751000/(0.1283)=33.12 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下：D1=28mmL1=40mmD2=36mmL2=40mmD3=45mmL3=20mmD4=50mmL4=80mmD5=45mmL5=