机械毕业设计691钢环式无级变速器结构设计说明书
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机械毕业设计691钢环式无级变速器结构设计说明书,机械毕业设计论文
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I 目 录 第一章 绪论 . 1 1.1 无级变速器的 介绍 . 1 1.2 摩擦式无级变速器 . 1 1.3 摩擦式无级变速器运动原理 . 1 1.4 钢环分离锥式无级变速器的优点 . 3 1.5 本次课题设计任务 . 3 第二章 钢环分离锥式无级变速器设计方案 . 4 2.1 钢环分离锥式无级变速器简图 . 4 2.2 传动零件尺寸 . 4 2.3 钢环分离锥式无级变速器受力分析 . 5 2.4 强度验算 . 7 2.4.1 恒功率传动情况时 . 8 2.4.2 恒扭矩传动情况时 . 10 2.4.3 钢环强度效验计算 . 11 第三章 钢环分离锥式无级变速器的计算 . 13 3.1 计算锥轮的尺寸和参数 . 13 3.2 钢环的设计 . 14 3.3 轴系零件设计 . 14 3.4 调速操纵机构设计 . 16 3.4.1 确定齿轮的参数 . 16 3.4.2 确定齿条的参数 . 17 3.4.3 计算螺杆 . 16 3.5 设计箱体 . 18 第四章 强度校核 . 19 4.1 刚换强度验算 . 19 4.2 校验轴的强度 . 20 设计总 结 . 22 致 谢 . 23 参考文献 . 24 附 录：英文文献翻译及原文 . 25 nts II 摘 要 钢环分离锥锥轮无级变速器是机械摩擦式的一种变速器，它以钢环为中间原件，以改变主、从动锥轮的工作半径来实现无级变速。它能实现对称变速而且无需再设加压装，结构简单，时常将这种变速器应用在传动系统的高速级。首先查找变速器相关资料，了解其传动原理及设计要求和计算公式，选择材料。通过已知给定参数先求出变速器主要零件钢环和主从锥轮的相关尺寸，再根据已算出的数据和配合关系选定其 主要配合原件轴承型号，然后确定锥轮各段长度和大小。再进行轴的设计，通过公式选取轴的最少直径，再结合与锥轮配合关系确定轴的各段长度及选取键和轴键等相关尺寸，根据设计手册选取有关尺寸的配合公差，选取设计调速操作机构，再由已知的零件尺寸和配合关系，根据设计手册确定箱体和端盖的基本尺寸，其后对轴和钢环进行强度校核，以确定尺寸是否满足要求。最后由算出的数据用 CAD进行绘图。 关键词 ： 钢环，锥轮，无级变速，齿轮，轴 nts III Abstract The steel loop separation cone pulley variator is the mechanical friction type variators one form. It takes the middle part by the steel loop, the affiliation changes the host, the driven cone pulleys working radius to realize the stepless change, rotates the handwheel, through the gear, the rack and the tension bar causes the transportable awl crop rotation end motion, changes the host, the driven cone pulley and the steel loop working radius, thus realizes the speed change. Moreover, its structure is simple, the manufacture is convenient. It mainly uses in the metal-cutting machine tool, the textile machinery and so on high speed machine. First, find related information transmission, to understand the driving principle and design requirements and the formula, select materials. Parameters given by the first known transmission main parts obtained from the cone round steel ring and the main relevant dimensions have been calculated according to the cooperation with selected data and the main bearings with the original model, and then determine the cone length and size of each round . Further design of the shaft, at least by the formula select the diameter of the shaft, combined with the relationship established with the cone wheel shaft length and the selection of the key and the shaft key and other related dimensions, Selected according to the design manual with the tolerances on dimensions, select the design speed operating mechanism, and then from the known size and with the relationship between parts, According to the design manual to determine the basic size of box and cover, then the strength of the shaft and the steel ring checked to determine whether the size to meet the requirements. Finally, the calculated data with CAD for drawing. Key words: Steel loop, cone pulley, limitless speed change, gear, axi nts 1 第一章 绪论 1.1 无级变速器的介绍 目前在汽车上广泛使用的自动变速技术是将液力变矩器和行星齿轮系组合的自动变速器技术 ,在主要汽车制造商生产的轿车中的平均装车率已经达到 70%。但是液力变矩器和行星齿轮系的组合有着明显的缺点 :传动比不连续 ,只能实现分段范围内的无级变速 ;液力传动的效率较低 ,影响了整车的动力性与燃料经济性。增加变速器的档位数来扩大无级变速覆盖范围 ,就必须采用较多的执行元件来控制行星齿轮系的动力传递 ,导致自动变速器零部件数量过多 ,结构复杂 ,保养和维护不便。所以汽车行业早就开始 研究其它新型变速技术 ,无级变速 (CVT)技术就是其中最有前景的一种。 1.2 摩擦式无级变速器 机械摩擦式无级变速器是利用摩擦力来传递运动和动力的，它有三个基本组成部分：加压装置，摩擦变速机构，调速操纵机构。 1. 使传动零件相互压紧，以在接触区内产生所需摩擦力的机构称为加压装置。 2. 靠摩擦力传动、且主动和从动零件之间尺寸比例关系可与改变从而获得变速的机构称为摩擦变速机构。 3. 改变主、从动零件相对位置以调节两者之间尺寸比例关系，从而实现改变传动比，即实现变速的机构称为调速操纵机构。 摩 擦机构总是由若干个相互接触的轮子所组成（扰性中间元件可看成扰性轮），接触部位的形状可以是直线或圆弧曲线，通过改变轮子的相对位置，使接触点沿其中一轮的母线移动或摆动，改变其中某些轮子的工作半径而实现变速。 加压装置是影响无极变速传动性能和承载能力的重要部件。加压装置按加压特性分为两种： 1. 恒压加压装置 工作过程中压紧力始终不变，即压紧力为常量； 2. 自动加压装置 工作过程中压紧力随着负载的变化而作正比变化。 1.3 摩擦式无级变速器运动原理 加压装置所提供的压紧力与变速器输出转速的关系称为加 压特性。无级变速器的加压特性取决于摩擦机构的型式及其机械特性。 nts 2 在输入转速 n1 一定的情况下，无级变速器输出轴扭矩 T2（或功率 P2）与转速 n2的关系称为机械特性、可用图 1-2所示坐标系 n2-T2（ n2-P2）中的平面曲线 T2（ n2）或 P2=P（ n2）来表征。 无级变速器的机械特性大致可以归纳为三种： 1) 恒功率特性 指输出功率保持不变，如图 1-2中实线所示。这时输 出扭矩和输出转速呈双曲线关系。在低速运转时，载荷变化对转速影响小，工作中又很高的稳定性，能充分利用原动机的全部功率。这种机械特性经济性好，适 用于起重机、金属切削机床等的需要。 2) 恒扭矩特性 指输出扭矩为常量，这时输出功率和输出转速呈正比变化，如图 1-2中虚线所示。如果输出扭矩小于负载扭矩，输出转速就立即下降，甚至引起打滑和运转中断，不能充分利用原动机的输入功率。这种机械特性适用于机床进给机构和某些干燥机等设备的学要。 3) 变功率便扭矩特性 输出转速负载扭矩和功率的变化而变化，其规律复杂多样，通常按试验方法确定。 应当指出，在一般无级 比变速器中，可以采用调节压紧力的方式（如用自动加压装置），使在一定的转速范围内获得接近恒功率或恒扭矩的机械特性，以满足工作需要。 恒压加压装置结构简单，便于布置，能纺织过载，但影响效率和寿命。压紧力可以由弹簧、离心力、重力、气压或液压提供，其中最常用的是弹簧加压装置。 nts 3 自动加压装置可减小滑动，利于提高效率和寿命，便于实现恒功率传动以充分利用动力，但不能防止过载，使用时应设置安全联轴器等过载保护装置。自动加压可利用弹性环自动楔紧原理或利用摆动齿轮箱的反作用力矩原理等进行加载。 调速操纵机构可根据工作要求采用手 动或自动控制方式，其基本原理都是将其中某个轮子沿一个（或几个）轮子的母线作运动以进行调速。考虑到轮子的母线通常为直线或圆弧，所以调速操纵机构可以分为两类： 1） 藉移动方式改变轮子的工作半径，适用于母线为直线的轮子。常用机构为：螺旋机构；齿轮 -齿条机构；螺旋 -杠杆复合机构；螺旋 -连杆组合机构；偏心机构等。 2） 藉摆动方式改变轮子的工作半径，适用于母线为圆弧的轮子。常用机构为：蜗轮-凸轮组合机构；齿轮齿条 -正弦组合机构；偏心机构等。 1.4 钢环分离锥轮无级变速器的优点 钢环分离锥轮无极变速器的特点是： 1）钢 环具有自动加压作用，能随着扭矩的增加而增大。钢环既是传动零件，又是加压元件。因此，无需另设加压装置，结构简单，制造方便。 2）容易产生几何滑动，原因是锥轮顶点与钢环的内锥顶点不相重合所致。为了减小几何滑动和提高传动效率，可不采用线接触而用点接触的结构形式。 3）能实现对称型调速（既最大传动 imax 与最小传动比 imin对称于 i=1的调速），i=1/3.23.2，调速幅度 Rb=10（ 16）。 4) 机械特性与恒功率特性较接近（从动锥轮转速 n2低时扭矩 T2大，而 n2高时则T2小） 这种无级变速器中的主要零件钢环 和锥轮均用轴承钢 GCr15制造（若要求淬透性好，可用 GCr15SiMn钢），热处理后工作表面的硬度不低于 HRC5864，磨削后的表面粗糙度Ra（轮廓算术平均偏差）不大于 0.63 m或（轮廓微观不平度十点高度）不大于 3.2 m。 1.5 本次课题设计任务 题目：设计一钢环分离锥式无级变速器，已知输入功率 P1=2.2KW，电机同步转速n=1500r/min，调速范围 R=9（ 31/3），结构设计时应使制造成本尽可能低；安装拆卸要方便；外观要匀称，美观；调速要灵活，调速过程中不能出现卡死现象，能实现 动态无级调速；关键部件满足强度和寿命要求。 要求：装配图一张，零件图若干，说明书一份，英文翻译一篇等。 nts 4 第二章 钢环分离锥式无级变速器设计方案 2.1 钢环分离锥轮无级变速器简图 图 2-1 钢环分离锥轮无级变速器 简图 2.2 传 动零件尺寸 传动零件之间的尺寸关系为： 锥轮最大工作直径 m a x m inD D R b mm，式中， minD 为锥轮的最小工作直径，mm。 minD 由强度及结构要求确定。 主、从动锥轮之间的中心距 a=(1.15 1.3)max mm 锥轮锥顶角 002 1 2 7 1 3 0 线接触时钢环工作面的接触长度 11( ) m a x2 0 1 8bD mm 钢环工作直径 D=(1.8 2 )Dmax mm 钢环工作宽度 nts 5 c o sm a x m i n0B D D c t g a b a mm 钢环宽度 c o s0B B b a mm 钢环厚度 h=(0.2 0.9)B mm 点接触时钢环工作面的圆弧半径 ( 0 .8 0 .9 ) 0rD mm 钢环内周直径 s i n00D D b ai mm 钢环外周直径 200D D hei mm 锥轮小端直径 s i nm i nD D b ai mm 锥轮大端直径 s i nm a xD D b ae mm 2.3 钢 环分离锥式 无级变速器受力分析 钢环无级变速器中的钢环具有自动加压作用。空载时，钢环圆心 O3位于主、从动锥轮轮心 O1、 O2的连心线上； nts 6 图 2-2 受力分析简图 承载后，主动锥轮 1依靠摩擦力 F带动钢环 3沿着切线方向移至虚线位置，这时钢环与主、从动锥轮楔紧并产生法向压紧力 Q（所传递的载荷 越大，楔得越紧），与此同时，由钢环通过摩擦力驱动一对从动锥轮 2。锥轮与钢环之间的法向压紧力 Q可以分解为径向压紧力 Qr和轴向压紧力 Qa。由于轴向压紧力 Qa相互抵消，故以钢环作为分离体时的力平衡条件是 4 c o s 4 s i n 0FQr 或 4 c o s 4 c o s s i n 0F Q a 由此得 c o s F K n FQ a tg fN （ 2-2） 式中 Kn 传动可靠性系数，对动力传动，可取 Kn =1.21.5； f 摩擦系数，对于淬火钢 -淬火钢，油式时 f=0.030.05，干式时 0.10.2， 连心线 O1O3 或 O2O3 与弦 AB之间的夹角。 每个锥轮所传递的有效圆周力（既摩擦力） 221221TTF DDxxN nts 7 每个锥轮 所传递的扭矩 31 19 5 5 0 1 01 2 1PT n ， N.mm 31 19 5 5 0 1 02 22PT n ， N.mm 式中 P1为主动锥轮的传递功率， kW； 为传动效率。 所以每个锥轮上的压紧力 33119 5 5 0 1 0 9 5 5 0 1 0121 2K n P K n PQ f n D f n Dxx N 每个锥轮上的径向压紧力 cosQr Q a N 每个锥轮上的轴向压紧力 sinQ Q aa N 2.4 强度验算 钢无级变速器的承载能力受到锥轮和钢环的制约。锥轮和钢环的主要失效形式是表面疲劳点蚀，因此设计时应计算其接触疲劳强度。 当钢环与锥轮初始线接触时，最大接触应力 0 . 4 1 8HHQ E kb N/ 2mm 点接触时 3 220 . 2 4 5HHQ E kc N/ 2mm nts 8 图 2-3 式中 Q 压紧力，对于作恒功率传动的变速器， Q应该按从动锥轮最低转速n2min的情况，即按主动锥轮最小工作直径 D1min的位置进行计算；对于作恒扭矩传动的变速器， Q应按照从动锥轮最高转速 n2max 的情况，即按从动轮最小工作直径 D2min的位置进行计算；对于功率、扭矩均变化的变速器， Q应按的位置进行计 算； E 弹性模量，对于钢， E= 52.1 10 N/ 2mm ； k 接触副在计算位置处的当量曲率， 1/mm k =k11+k12+k21+k22 k11 锥轮 1 在主平面 1内的曲率 k11 1 2 c o sm in1aD， 1/mm k12 锥轮 1 在主平面 1内的曲率 k12=0 k21 钢环 2 在主平面 2内的曲率 k21 1 2 c o s02aD ， 1/mm k22 钢环 2 在主平面 2内的曲率 k22=1/r（线接触时 k22=0；点接触时 k22=1/mm） b 接触长度， mm c 与接触点各曲率有关的椭圆积分函数，可按曲率系数 cos 查表 H 许用接触应力，对于 GCr15号钢，线接触时 H =15001800N/ 2mm ；点接触时其 H =22002500 N/ 2mm 。 2.4.1 恒功率传动情况时 F和 Q按 min1D 位置计算（相当于 n2min）。得 nts 9 3 19 5 5 0 1 0 m i n1KPnQ fn D N.mm 线接触 取 E= 52.1 10 N/ 2mm ， m i nm a xD R Db ， 1 m in19bD， 1 .8 5 m a x0DD ，0.85 0rD ， 2a=127，则 k11 1 2 c o sm in1aDmm k21 1 2 c o s1 . 8 5 m i n2aRDb mm k =k11+k21=1 .6 5 0 .8 91 .8 5 m inR bRDb mm 代人式（ 2-5），得校验计算公式 318916001 . 6 5 0 . 8 91m i n1HHK P Rn bf n D R b N/ 2mm 设计计算公式 321 . 6 5 0 . 8 9115300m i n1 HK P Rn bDf n R b mm 点接触 k11、 k12、 k21 均同线接触，而 k22= 110 . 8 5 1 . 8 5 m i nr RDb 1/mm 故 k =k11+k12+k21+k22 1 .4 0 .2 41 .5 7 m i nR bRDb 1/mm 1 1 1 2 2 1 2 2 1 . 4 1 . 7 6c o s1 . 4 0 . 2 4k k k k R bk R b 代入式（ 2-6），得校检计算公式 23 1 . 4 0 . 2 41135850m i n 1HHK P Rn bc D f n R b N/ 2mm nts 10 设计计算公式 23 1 . 4 0 . 2 41135850m i n1HK P Rn bDc f n R b mm 2.4.2 恒扭矩传动情况时 F和 Q按 2minD 位置计算（相应于 2maxn ），由于（ 2-3）得 3229 5 5 0 1 0m i n m i n2 2K T K PnnQf D f n D N E、 maxD 、 0D 、 b、 r、 2a等值或计算式同恒功率传动。 1）线接触 效验计算公式 318916001 . 6 5 0 . 8 92m i n2HHK P Rn bf n D R b N/ 2mm 设计计算公式 321 . 6 5 0 . 8 9215300m i n2 HK P Rn bDf n R b mm 2）点接触 校验计算公式 23 1 . 4 0 . 2 42135850m i n 2HHK P Rn bc D f n R b N/ 2mm 设计计算公式 23 1 . 4 0 . 2 42135850m i n2HK P Rn bDc f n R b mm 以上各式均取 0D 、 b、 r的平均值（即 1 .8 50 m a xDD ， 1m ax19bD， r=0.85 0D ），推倒而得。若用推荐值的上、下限，即 1 .90 m a xDD 、 1m ax18bD、 r=0.9 0D 或1 .80 m a xDD 、 1 m ax20bD 、 r=0.8 0D ，则所得结果与平均值时相差很小（在 Rb=9时，对于线接触公式，差率 1.3%；对于点接触公式，差率 3.3%），应此式（ 2-7） （ 2-15）nts 11 对于不同的 0D 、 b、 r取值均能适用。 2.4.3 钢环强度校验计算 图 2-4列出了钢环的剖面尺寸及参数。钢环在传动中因弹性变形而引起应力，可近似地按曲杆计算。 钢环内周的正应力 2 0 . 1 8 2 2( 1 )00Q R hcri A y Ri N/ 2mm 钢环外周的正应力 2 0 . 1 8 2 2( 1 )00Q R hr ee A y Re N/ 2mm 钢环剖面在接触处的最大应力 20 . 6 3 6m a x 00Q R hcrA y R e N/ 2mm 式中： Qr 径向压力， N； 0Ri 钢环内周半径， mm； 0Re 钢环外周半径， mm Rc 钢环剖面重心的回转半径， 002RReiR c ， mm； 0y 钢环剖面重心至中性层的距离， 0yRc ， mm； 中性层所在处的半径， 0ln0hR eR i ,mm nts 12 图 2-4 nts 13 第三章 钢环分离锥轮无级变速器的计算 3.1 计算锥轮的尺寸和参数 1.锥轮最小工作直径 Dmin的确定 根据功率查表取定 minD =40mm 2.锥轮最大工作直径 maxD 的确定 maxD = bR minD =3 40=120mm 3锥轮锥顶角 2 的确定 取 2 = 0127 4.主、从动锥轮之间中心距 a的确定 a=1.3 maxD =1.3 120=144mm 5锥轮与钢环之间工作长度 b的确定 b= minD /6sin =7.45mm 6锥轮小端直径 Di的确定 iD Dmin bsina=40-7.45 0127sin2=33.3mm 7.锥轮大端直径 De 的确定 De=Dmax+bsina=120+7.45 0127sin2=126.7mm 3.2 钢环的设计 1）钢环工作直径 Dr=a+（ maxD + minD ） /2=224mm 2）钢环 计算 宽度 B0 （ Dmax- Dmin） ctga+ bcosa=（ 105-35） ctga+6 cos63.5=39.9mm 3）钢环宽度 B= B0+ bcosa =39.9+7.45cos63.5=43mm 4）点接触 时 钢环接触区的圆弧半径 , 钢环厚度 R=0.8 Dr=0.8 224=144mm h=0.9B=38.7mm 5）钢环的内径 nts 14 Dri = Dr bsina=224-7.45sin63.5=217.3mm 6）钢环外径 Dre=Dri+2h=217.3+2 38.7=294.7mm 7）钢环剖面积 A=Bh=1664.1 2mm 8）钢环 中径 00R4 ieDDc =128mm 9）中性层半径 ln oeoihDD =127mm 10）中性层 至环截面形心 的距离 Rcoy 128-127=1mm 3.3 轴系零件设计 1）输出轴的功率 2P 、转速 2n 和转矩 2T 若取齿轮传动的效率 1 =0.85，轴承的传动效率 2 =0.97则 P2= 1 12P =2.2 0.85 0.97=1.814KW 又因为从动轮转速 2n 低时扭矩 2T 大 ，所以取 i=3 则 2n = 1ni=1430/3=476 /minr 于是 2T = 295500002Pn=9550000 (1.814/476)=94582. 2） 初步确定轴的最小 直径 nts 15 图 3-1 轴 的 简图 先估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr，调质处理。根据 3022m i ndAPn取0A =100， 则 d min=40mm,输出轴的最小直径显然是安装移动锥轮的直径又因为要考虑花键的大小，于是取 d1=22mm,因为可移动锥轮的存在，锥轮长度为 122mm，可移动锥轮要在轴上来回移动，移动的距 离取 15mm，花键的尾当为 30角的斜线，可以知道与斜线对应的长度为 1mm，则 L1 122+1+15 138mm，考虑到还有一锥轮也有部分在 L1上，取L1=175mm， d2=24mm,L2=122mm， 考虑到要在 d3处装配一个轴承，所以 d3=25mm，选取轴承为 6305型号的深沟球轴承，所以 L4=17mm，退刀槽为 2 3mm。挡圈厚度为 2mm，挡圈在轴上的装配深度为 3.2mm。所以 L5 17+4=21，取 L5=24mm， 因为考虑到要在 L6 处安装油封，取无骨架橡胶油封。考虑到轴承的定位配合，取 d4=29mm。 油封宽度为 14mm，考虑到与端盖的装配可知 L6取 40mm，取 d5=24mm,取键的尺寸为宽 8 高 7。 3.4 调速操纵机构设计 采用齿轮 -齿条式调速操纵机构 nts 16 图 3-2 调速环 简图 3.4.1 确定齿轮的参数 因为，齿轮齿条只作为调速用，所以在调速时不会受太大的力，所以齿轮的设计采用最小单位计算。故选取齿轮的齿数为 z=17，模数为 m=1.5， *ah =1， *c =0.25， d =1， 则分度圆直径 d1=17 1.5=25mm ，齿宽 b= d d1=1 17=17mm， 齿高 h=（ 2 *ahc ）m=（ 2 1+0.25） 1.5=3.37mm， 齿根圆直径 fd =z-2（ *ahc ） m=（ 17-2-0.5）1.5=21.75mm， 齿顶圆直径 ad =（ z+2 *ah ） m=（ 17+2） 1.5=28.5mm， 齿距 p= m=3.14 1.5=4.71， 手轮端的直径选取 d=30mm， D=110mm， 齿轮轴的长度根据装配关系和齿宽的大小取长度为 245mm。 3.4.2 确定齿条的参数 可以根据移动的范围和配合及齿轮的直径，可取齿条长度 L 17+15,考虑装配关系，取齿条长度为 65mm,齿高 h=3.5mm。 nts 17 图 3-4 调节套 d2处和 d4处要安装轴承，根据轴承的大小，可以知道得知： d2=120mm ， d4=90mm 在 d2处和 d4处又两个退刀槽，取 2 2,d5 为 100mm， d3处要和 d4处的轴承配合，根据要求可以选择 d3=84mm 根据配合知 d1 的长度取 d1=136mm。 L1为齿条的长度，所以 L2=62mm ， L1 62+29=91mm,取 L1=105mm,L3=132mm 取L4=L2=62mm， d2处的内径长度根据轴 承的装配可以知道为 29mm， d4 处的长度同样可以知道为 20mm，取 d3处内径孔的长度为 20mm， d5处孔内径长 32mm,d6=60mm。 销孔直径的大小为 18mm销孔的中心线到端面的距离为 9+17=26mm。 3.4.3 计算螺杆 蜗杆如图所示 ： 图 3-5 nts 18 根据螺杆所受的力可以选择螺杆的直径，因为受力为 Qa=Qsina=4928.3 0.895=4410.82N，选取材料为 45性能为 4.6的螺杆，查表可得材料的屈服极限 s =240MPa，查的安全系数 S=4，故螺杆材料的许用应力 = s /4=60 MPa， 根据式 4 1 .31 Fd =11mm。取 d1=11mm，牙型角为 60的等边三角形。则螺杆小端为直径 11mm，大端直径为 12mm 。螺杆的长度根据装配关系选取 250mm 3.5 设计箱体 箱体的壁厚为 =0.04a+1 8，所以箱体的壁厚取为 =20mm 地脚螺钉直径 d=0.036a+12=0.036 137+12=16.932mm，取 d=17mm。凸台直径可查的为 33mm，箱底座凸缘厚度为 1.5 =30mm，地角螺钉的数目为 4个。 轴承端盖的螺钉直径为， d1= (0.40.5)d,所以取 d1=10mm，取体的总长为 432mm 345mm 340mm，图形其他尺寸参照设计手册选取。 nts 19 第四章 强度校核 4.1 钢环强度验算 1）钢环内周的正应力 1002 0 . 1 8 2 R1irQhci A y R 5 11 m i nc o s9 5 . 5 1 0 nKPQr fn D =95.5 10000 1.25 4 cos63.5/(0.05 1000 35)=5252.5 于是得 i=19.25 2/N mm 2）钢环外周的正应力 2002 0 . 1 8 2 R1erQhce A y R =5.06 2/N mm 3）钢环接触处剖面内的最大应力 20 . 6 3 6m a x00ReQ r hcA y R =17.18 2/N mm 4）钢环许应应力 sS 式中 s 材料的屈服限。钢环材料同样选用 15GCr 号钢，故 s =380420 2/N mm S 许用安全系数，取 S =2。 于是得 4002 =200 2/N mm 可见，钢环剖面内各处的工作应力均小于许用应力，故强度足够。 4.2 校检轴的强度 输入轴的功率 P1=4kW，输入轴转速 n1= 1000r/min,调速幅度 Rb=9 每个锥轮所传递的扭矩 T1=1/2*9550*1000*P1/n1=19.1, N.m nts 20 T1=1/2*9550*1000*P1* / n2=47.55,N.m 式中 P1为主动锥轮的传递功率， kW； 为传动效率。 每个锥轮所传递的有效圆周力（既摩擦力） 32222 8 6 9 . 73 0 1 02 m i nTTF t Dx N 所以每个锥轮上的压紧力 33119 5 5 0 1 0 9 5 5 0 1 0121 2K n P K n PQ f n D f n Dxx =869.7 1 0.85/0.15=4928.3N 每个锥轮上的径向压紧力 cosQr Q a =4928.3 0.446=2198.02 N 每个锥轮上的轴向压紧力 sinQ Q aa =4928.3 0.895=4410.82 图 4-1 a为角接触轴承当面到轴的中心线的距离，取 a=35.9mm l1min=52-6.69-a=52-6.69-35.9=9.41mm l2min=28+35.9=63.9mm l3min=l1min=9.41mm l4min=50+6+a=56+25.9=81.9mm 因为 Qa=FH3 所以可得 FV3=FH3/tana=4410.82/tan35 =10523.25N FV1=FV3=10523.25N 根据力的平衡有方程 FV4+ FV3+ FV1+ FV2=2Qr nts 21 即 10523.25+10523.25+ FV2+ F
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