圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明.doc

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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=1.3×9.550××3.78/54.60
=859500N•mm
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：
d×D×T=50mm×110mm×23.75mm
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b≥1.4×6=8.4
b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=(1.2～1.5)d4=（1.2～1.5）×64
=76.8～96，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（5～8）。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， [σb]=600MPa [σb-1]1=55MPa

=1.3
=859500N•mm

d1=48mm

d2=50mm

L1=82mm

d3=60mm
L6=23.75mm

d5=72mm

轴环L5=12mm

d4=64mm
L4=80mm
L2=55mm
L3=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=315mm
4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 b×h=20mm×12mm，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14mm×9mm×70mm，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2×45°，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 N·m
蜗轮的切向力为：
Ft=2T/d=2×892.9×103/340.2=5249.9 N
蜗轮的径向力为：
Fr=Ft×
=5249.9×tan20°/cos11°18′35″
=1853.5 N
蜗轮的轴向力为：
Fa=Ft×
=5249.9×tan11°18′35″
=1050 N

T=892.9N·m

Ft=5249.9 N

Fr =4853.5 N

Fa=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 N·mm
垂直弯矩：
N·mm
N·mm
合成弯矩：

= 233893N·mm
=172357 N·mm
扭矩T=892.9 N·mm

（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α=0.6 轴端计算应力：
=27MPa<[σ-1]=60MPa
故是安全的。

=2182 N

= N

=2347 N
=2902.9N

=171271 N·mm

=233893 N·mm

=172357 N·mm

=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)=5％
3.2按接触强度计算d1
1.计算公式

2.计算T1
T1=95500
Pd-------Kw
nd-----r/min
η１=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d1t
3.4 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=mZ2
2.节锥
=arctan
=90-
3.节锥距R
R==
4.齿宽b=R
5.周节P=m
6.齿顶高ha ha=m
7.齿根高hf hf=1.2m
8.齿顶间隙 c=0.2m
9.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*tan
Fa1=-Fr2= Ft1*tan

小齿轮为45钢，调质217HBS~255HBS。取240HBS。大齿轮为45钢正火163HBS~217HBS。取200HBS。8级精度

Z选20
Z=2.6520=53
U=2.65
=0<5％

T1=95500005.50.99/720=72221.9 N*mm

KA=1.0
KVt=1.1
=0.3
=0.500

K=1.03

Kt=1.133

ZE=189.8
ZH=2.5

=570MPa
=460MPa
N1=1.27
N2=4.76

tn =29200

ZN1=1
ZN2=1
SH=1
Zw=1

[]H1=570MPa

[]H2=460MPa

d1t

m=4.395
取m=4.5
d1=90mm
dm1=76.5mm

Vm=2.88m/s
=0.576

Kv=1.0

d1=85.14mm
故d1与d1t相差不大，符合要求。
=0.936
=20.67
=0.353
=69.33
=21.37
=150.14
YFa1=2.63 YFa2=2.16
Ysa1=1.56 Ysa2=1.89
=230MPa
=190MPa
YN1=YN2=1
Yx=1
SF=1
=230MPa =190MPa
<故取大齿轮计算

合格

d1=90mm
d2=238.5mm
=20.674
=69.326
R=127.46mm
b=38.238mm
取b=40mm
P=14.13mm
ha=4.5mm
hf=5.4mm
c=0.9mm

=91.9mm
=241.7mm

=79.9mm
=234.7mm
Ft1=Ft2= Ft
Ft=1888.15N
Fr1=-Fa2=643.25N
Fa1=-Fr2=242.59N

3.7 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217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=5.445 Kw
转速为nⅠ=1.5r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=117
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D1=Φ28mm，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=Φ36mm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45×85×19，那么该段的直径为D3=Φ45mm，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=Φ50mm，长度取L4= 80mm
右起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为D5=Φ45mm，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=Φ42mm，故选择齿式联轴器GICL3型，选d1=Φ42mm。即D6=Φ42mm。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 N·m
求圆周力：Ft
Ft=1888.15N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1888.15×tan200=643.25N
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：RA==944.08N RB==2832.23 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=RA×0.08=37.76 Nm
垂直面的弯矩：M垂直= RA’×0.08=12.87 Nm
合成弯矩：

（7）画转矩图： T= Ft×d1/2=84.59 Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=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:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= M当/W= M当/(0.1·D43)
=93.87×1000/(0.1×453)= 10.30MPa<［σ-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：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=50.75×1000/(0.1×283)=33.12 Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。
受力图如下：

D1=Φ28mm
L1=40mm

D2=Φ36mm
L2=40mm

D3=Φ45mm
L3=20mm

D4=Φ50mm
L4=80mm

D5=Φ45mm
L5=20mm

D6=Φ42mm
L6= 100mm

Ft=1888.15Nm

Fr=643.25Nm

RA=944.08N
RB=2832.23N

RA’=321.67N
RB’=964.88 N

M水平=37.76 Nm
M垂直= 12.87 Nm

M合=39.89Nm
T=84.59 Nm

α=0.6

M当=93.87Nm

［σ-1］=60Mpa

MD=50.75Nm

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d1=28mm,L1=40mm
查手册得，选用A型平键，得：
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