滾筒攪拌機減速器的設計【二級行星齒輪減速器】【行星混凝土攪拌機】【說明書+CAD】

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Compared with other gear reducers in the word, it has a larger gear ratio. Furthermore, there are other more advantages, such as, compact configuration, small figure, light avoirdupois and so on. The content is as follow. Firstly, the paper introduces the context of the task and the extent on research of gear reducers. As well as its development trend. Secondly, the drive red type is decided by comparing all kinds of gear configuration. The significant part is about the calculation of the configuration design. After distributing gear ratios, the rough configuration will be getting. Then, the holistic configuration can be designed and back-checked. Lastly, the paper is summarized, and the needed improvement is indicated. Key words: planetary gear, modifying profile, driving mechanism 47 第一章 引言 1.項目研究的目的意義 近年來隨著我國經濟建設及科學技術的迅速增長，基本建設規(guī)模的不斷擴大，建設隊伍不斷增加，大城市基礎建設、房地產開發(fā)業(yè)的迅速發(fā)展，推動了混泥土生產量的迅速提高，機械設備在建設施工中的地位也日益顯著。加強施工隊伍的裝備，是改善施工條件，提高施工速度、工程質量經濟效益的保障。 混凝土生產是改變傳統(tǒng)的現(xiàn)場分散攪拌混凝土的生產方式，實現(xiàn)建筑工業(yè)化的一項重要改革?；炷恋纳唐坊a因其生產的高度專業(yè)化和集中化等特點大大提高了混凝土工程質量，節(jié)約原材料，加快，提高勞動生產率，減輕勞動強度，同時也因其節(jié)省施工用地，改善勞動條件，減少環(huán)境污染而使人類受益。 由于混凝土機械的工作對象是砂石、水泥等混合料，且用量大，工作環(huán)境惡劣。因此現(xiàn)代混凝土施工機械已經在向高技術、高效能、多品種、自動化和智能化的方向發(fā)展，以改善工作條件及提高生產率。 攪拌是混凝土生產工藝過程中極重要的一道工序，所以應盡可能的是處在攪拌過程中的拌合料各組分的運動軌跡在相對集中區(qū)域內互相交錯穿插，在整個拌合料體積中最大限度的生產相互摩擦，并盡可能提高各組分體積參與運動的次數(shù)和運動軌跡的交叉頻率，為混凝土的拌合實現(xiàn)宏觀和微觀勻質性創(chuàng)造最有利的條件，因此混凝土施工因向機械化和自動化方向發(fā)展。 混凝土攪拌機的設計，是為了滿足市場需求，完善產品新的系列，適應建筑施工和實驗室工作的要求。它是在封閉的環(huán)境中，實現(xiàn)對物料的攪拌和輸送，攪拌及輸送效果良好，對環(huán)境污染少能夠改善施工現(xiàn)場施工條件，保障工人身心健康，降低工人施工強度，提高施工效率，減少施工中對環(huán)境的破壞。 滾筒式攪拌機具有結構緊湊，傳動效率高，噪聲低，使用壽命長，運行平穩(wěn)，工作可靠等優(yōu)點，并且適合在各種惡劣環(huán)境下工作，所以目前國內外廣泛應用于社會的個股領域和部門。滾筒式攪拌機又集電動機、減速器和軸承于一體的高效先進的新型輸送動力驅動系統(tǒng)。它的工作原理是把電動機的動力通過減速器傳遞到滾筒。滾筒攪拌機減速器設計的是否合理直接影響到生產率、傳輸效果等重要指標。所以我將對其減速器進行研究和設計，這也是我設計的主要任務。 2.攪拌的任務 一般認為混凝土攪拌的任務： 1.組分均勻分布，達到宏觀及微觀上的勻質； 2.破壞水泥粒子團聚現(xiàn)象，使其各顆粒表面被水浸潤，促使彌散現(xiàn)象的發(fā)展； 3.破壞水泥粒子表面的初始水化物薄膜包裹成，促進水泥顆粒與其他物料顆粒的結合，形成理想的水化生成物； 4.由于物料表面常覆蓋上一薄層灰塵及粘土，有礙界面結合層的形成，故應使物料顆粒間多次碰撞和互相摩擦，以減少灰塵薄膜的影響； 5.提高混合料個單元體參與運動的次數(shù)和運動軌跡的交叉頻率，以加速達到勻質化。 第二章 行星齒輪傳動設計計算 1．驅動裝置工況條件 1．1．電動機規(guī)格 驅動裝置采用Y系列三相異步電動機，具體規(guī)格見下表： 表2-1　Y90L-6電機規(guī)格參數(shù)表 型號 額定制動轉矩（Nm） 最大轉矩 額定功率/kw 電源電壓 滿載轉速 阻尼系數(shù) Y90L-6 2.0 2.2 1.1 380 910r/min N/A 圖2-1 Y90L-6三相異步電機外形尺寸圖 安裝尺寸及外形尺寸見下表： 表2-2 Y90L-6電機安裝尺寸表 類型 A L D(j6) Y90L-6 140 335 24 1．2．總傳動比及輸出轉速 已知齒輪總傳動比I=910/20=45.5，輸出轉速n=20r/min。 2． 設計方案確定 已知傳動比為45.5，輸出轉速為20r/min，負載當量值為368.732Nm，由于負載當量值和傳動比都不是很大，因此可以采用兩級級行星齒輪傳動。 3． 齒輪設計計算 根據(jù)設計手冊上多級行星齒輪傳動各級傳動之間等強度且尺寸最小的傳動比分配原則，高速級傳動比可以取大些，低速級傳動比可以取小些。 初定各級傳動比: i1=7.6 i2=6.0 3．1．第Ⅰ級行星齒輪傳動 1） 配齒計算 查[1]表17．2—1選擇行星輪數(shù)目，取n w=3，設輸入轉速為960r/min。確定各輪齒齒數(shù)，選=13，=34，=83。因此實際傳動比，按接觸強度初算a-c傳動的中心距和模數(shù)： 輸入轉矩 Nm 設載荷不均勻系數(shù)Kc=1.15； 在一對a-c傳動中，太陽輪傳動的轉矩Nm 按[1]表17. 2-31查得接觸強度使用的綜合系數(shù)K=2.5 齒數(shù)比u 太陽輪的材料采用12CrNi3，行星輪的材料用20CrMnTi，齒面硬度56～60HRC，查[1]圖16. 2-18選取=1358MPa，內齒輪材料選用42CrMo，=1282MPa，硬度為973HV。 取齒寬系數(shù) 則中心距a mm 模數(shù)mm 取模數(shù)m=2 未變位時中心距 mm 由于太陽輪齒數(shù)小于17，為了避免發(fā)生根切，將中心距調整為49mm，再計算其變位系數(shù)。 2） 齒輪變位計算 a) 確定行星輪齒數(shù) 對于a-c傳動，采用角變位；對于c-b傳動，采用高變位。 由于已經確定中心距為49mm，根據(jù)[4]齒輪手冊上冊表2.2-9計算有如下表（見下頁）： 表3-1 第一級行星傳動齒輪計算結果匯總 序號 名稱 代號 計算公式 計算結果 1 模數(shù) 取標準值 2mm 2 分度圓壓力角 取標準值 3 齒頂高系數(shù) 取標準值 4 徑向間隙系數(shù) 取標準值 5 分度圓柱螺旋角 6 分度圓直徑 ， 7 未變位時中心距 8 實際中心距 取兩個之間最大的 9 中心距變動系數(shù) 10 嚙合角 由于c-b傳動中心距未變，故嚙合角為20度 a-c： c-b：傳動嚙合角為20度 11 總變位系數(shù) 由于c-b傳動采用高變位，所以=0 c-b：=0 12 變位系數(shù)的分配 根據(jù)傳動的具體要求，按[4]齒輪手冊圖2.2-9分配得及。依關系=0，得到 根據(jù)齒數(shù)比，按齒輪手冊圖2.2-9分配得=0.566，=1.141-0.566=0.575， 13 齒頂高變動系數(shù) a-c： b-c： 14 齒根圓直徑 15 齒頂圓直徑 16 齒頂高 17 齒根高 3）校核齒面接觸強度和齒根彎曲強度 ① 校核a-c傳動的接觸強度 由于太陽輪和行星輪傳動相當于定軸線齒輪傳動，故可以用定軸線齒輪傳動的強度計算公式來校核a-c傳動的強度。vH是相對于行星架的圓周速度 m/s 齒面接觸疲勞強度公式： （3-1） 式中——計算接觸應力 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按[1]圖16.2-15選取=2.42 ——材料彈性系數(shù)，按[1]表16.2-43選取=189.8 ——接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-16選取=0.947 ——分度圓上的圓周力，N ——齒數(shù)比， ——齒寬， 取=20mm ——使用系數(shù)，按[1]表16.2-36選取=1.3 ——動載系數(shù)，按[1]式(16.2-12)得=1.073 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.348 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.027 將以上各數(shù)值代入（3-1）式得 許用接觸應力 （3-2） ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應力，按[1]圖16.2-17，取=1358MPa ——接觸強度計算的壽命系數(shù)，按[1]圖16.2-18，取=1.042 ——潤滑油膜影響系數(shù)，按[1]圖16.2-19，取=0.95 ——工作硬化系數(shù)，按[1]圖16.2-21，取=1.000 ——接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-22，取=1.000 ——接觸強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46，取=1.250 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 MPa 因為<，所以滿足接觸疲勞強度 安全系數(shù) （3-3） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ② 校核a-c傳動的彎曲強度 齒根彎曲強度校核計算公式 （3-4） ——計算彎曲應力 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.215 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.027 ——復合齒形系數(shù)，按[1]圖16.2-23選取=3.90 ——搞彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-25選取=0.87 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 許用彎曲應力 （3-5） ——齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值，見[1]圖16.2-26，取=1050MPa ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)，按[1]表16.2-48選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，按[1]式16.2-21～23計算得=1.0 ——抗彎強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-28選取=1 ——彎曲強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.6 將各數(shù)值代入（3-5）中，得 MPa 因為<，所以滿足齒根彎曲強度 安全系數(shù) （3-6） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ③ 校核c-b傳動的接觸強度 由于內齒輪和行星輪傳動屬于周轉輪系，但當把行星輪固定就可以轉化為定轉輪系，故同樣也可以用定軸線齒輪傳動的強度計算公式來校核b-c傳動的強度。 齒面接觸疲勞強度公式： （3-1） 式中——計算接觸應力 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按[1]圖16.2-15選取=2.5 ——材料彈性系數(shù)，按[1]表16.2-43選取=189.8 ——接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-16選取=0.843 ——分度圓上的圓周力，N ——齒數(shù)比， ——齒寬，取=25mm ——使用系數(shù)，按[1]表16.2-36選取=1.3 ——動載系數(shù)，按[1]式(16.2-12)得=1.103 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.141 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.189 將以上各數(shù)值代入（3-1）公式得 許用接觸應力 （3-2） ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應力，按[1]圖16.2-17，取=1282MPa ——接觸強度計算的壽命系數(shù)，按[1]圖16.2-18，取=1.042 ——潤滑油膜影響系數(shù)，按[1]圖16.2-19，取=0.95 ——工作硬化系數(shù)，按[1]圖16.2-21，取=1.000 ——接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-22，取=1.000 ——接觸強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46，取=1.250 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 MPa 因為<，所以滿足接觸疲勞強度 安全系數(shù) （3-3） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ④ 校核b-c傳動的彎曲強度 齒根彎曲強度校核計算公式 （3-4） ——計算彎曲應力 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.215 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.1 ——復合齒形系數(shù)，按[1]圖16.2-23選取=4.12 ——搞彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-25選取=0.708 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 許用彎曲應力 （3-5） ——齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值，按[1]圖16.2-26，取=850MPa ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)，按[1]表16.2-48選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，按[1]式16.2-21～23計算得=1.0 ——抗彎強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-28選取=1 ——彎曲強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.6 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 因為<，所以滿足齒根彎曲強度 安全系數(shù) （3-6） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 3．2．第Ⅱ級行星齒輪傳動 1） 配齒計算 查[1]表17.2-1選擇行星輪數(shù)目，取n w=3，設輸入轉速為119.74r/min。確定各輪齒齒數(shù)，選=16，=40，=98。因此實際傳動比， 2） 按接觸強度初算a-c傳動的中心矩和模數(shù) 輸入轉矩 Nm 設載荷不均勻系數(shù)=1.1； 在一對a-c傳動中，太陽輪傳動的轉矩Nm 按[1]表17.2-31查得接觸強度使用的綜合系數(shù)K=2.2 齒數(shù)比u 太陽輪的材料采用12CrNi3，行星輪的材料用20CrMnTi，均采用滲碳淬火，齒面硬度56～60HRC，查[1]圖16.2-18選取=1358MPa，內齒輪材料選用42CrMo，=1282MPa，硬度為973HV。 取齒寬系數(shù) 則中心距a mm 模數(shù)mm 取模數(shù)m=2.0 未變位時中心距 mm 為了保證加工齒輪時不發(fā)生根切以及同心條件，將中心距調整為58，采用外嚙合角變位，內嚙合高變位，具體計算如下表： 表3-2 第二級行星傳動齒輪計算結果匯總 序號 名稱 代號 計算公式 計算結果 1 模數(shù) 取標準值 2mm 2 分度圓壓力角 取標準值 3 齒頂高系數(shù) 取標準值 4 徑向間隙系數(shù) 取標準值 5 分度圓柱螺旋角 6 分度圓直徑 ， 7 未變位時中心距 8 實際中心距 取兩個之間最大的 9 中心距變動系數(shù) 10 嚙合角 由于c-b傳動中心距未變，故嚙合角為20度 a-c： c-b：傳動嚙合角為20度 11 總變位系數(shù) 由于c-b傳動采用高變位，所以=0 c-b：=0 12 變位系數(shù)的分配 根據(jù)傳動的具體要求，按[4]齒輪手冊圖2.2-9分配得及。依關系=0，得到 根據(jù)齒數(shù)比，按[4]齒輪手冊圖2.2-9分配得=0.563，=1.121-0.566=0.558，0.558 13 齒頂高變動系數(shù) a-c： b-c： 14 齒根圓直徑 15 齒頂圓直徑 16 齒頂高 17 齒根高 3）校核齒面接觸強度和齒根彎曲強度 ① 校核a-c傳動的接觸強度 由于太陽輪和行星輪傳動相當于定軸線齒輪傳動，故可以用定軸線齒輪傳動的強度計算公式來校核a-c傳動的強度。vH是相對于行星架的圓周速度 m/s 齒面接觸疲勞強度公式： 式中——計算接觸應力 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按[1]圖16.2-15選取=2.5 ——材料彈性系數(shù)，按[1]表16.2-43選取=189.8 ——接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-16選取=0.923 ——分度圓上的圓周力，N ——齒數(shù)比， ——齒寬， 取=30mm ——使用系數(shù)，按[1]表16.2-36選取=1.3 ——動載系數(shù)，按[1]式(16.2-12)得=1.011 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.257 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.010 將以上各數(shù)值代入齒面接觸應力計算公式得 MPa 許用接觸應力 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應力，按[1]圖16.2-17，取=1358MPa ——接觸強度計算的壽命系數(shù)，按[1]圖16.2-18，取=1.042 ——潤滑油膜影響系數(shù)，按[1]圖16.2-19，取=0.95 ——工作硬化系數(shù)，按[1]圖16.2-21，取=1.000 ——接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-22，取=1.000 ——接觸強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46，取=1.250 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 MPa 因為<，所以滿足接觸疲勞強度 安全系數(shù) 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ② 核a-c傳動的彎曲強度 齒根彎曲強度校核計算公式 ——計算彎曲應力 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.214 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.1 ——復合齒形系數(shù)，按[1]圖16.2-23選取=3.386 ——搞彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-25選取=0.829 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 許用彎曲應力 ——齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值，見[1]圖16.2-26，取=1050MPa ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)，按[1]表16.2-48選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，按[1]式16.2-21～23計算得=1.0 ——抗彎強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-28選取=1 ——彎曲強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.6 將各數(shù)值代入（3-5）中，得 MPa 因為<，所以滿足齒根彎曲強度 安全系數(shù) 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ③ 校核c-b傳動的接觸強度 由于內齒輪和行星輪傳動屬于周轉輪系，但當把行星輪固定就可以轉化為定轉輪系，故同樣也可以用定軸線齒輪傳動的強度計算公式來校核b-c傳動的強度。 齒面接觸疲勞強度公式： 式中——計算接觸應力 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按[1]圖16.2-15選取=2.5 ——材料彈性系數(shù)，按[1]表16.2-43選取=189.8 ——接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-16選取=0.815 ——分度圓上的圓周力， N ——齒數(shù)比， ——齒寬，取=35mm ——使用系數(shù)，按[1]表16.2-36選取=1.3 ——動載系數(shù)，按[1]式(16.2-12)得=1.026 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.143 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.041 將以上各數(shù)值代入齒面接觸應力計算公式得 MPa 許用接觸應力 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應力，按[1]圖16.2-17，取=1282MPa ——接觸強度計算的壽命系數(shù)，按[1]圖16.2-18，取=1.042 ——潤滑油膜影響系數(shù)，按[1]圖16.2-19，取=0.95 ——工作硬化系數(shù)，按[1]圖16.2-21，取=1.000 ——接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-22，取=1.000 ——接觸強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46，取=1.250 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 MPa 因為<，所以滿足接觸疲勞強度 安全系數(shù) 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ④ 校核b-c傳動的彎曲強度 齒根彎曲強度校核計算公式 ——計算彎曲應力 ——齒向載荷分布系數(shù)，按表[1]16.2-41選取=1.174 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1. 01 ——復合齒形系數(shù)，按[1]圖16.2-23選取=3.92 ——搞彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-25選取=0.898 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 許用彎曲應力 ——齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值，按[1]圖16.2-26，取=850MPa ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)，按[1]表16.2-48選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，按[1]式16.2-21～23計算得=1.0 ——抗彎強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-28選取=1 ——彎曲強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.6 將各數(shù)值代入（3-5）中，得 MPa 因為<，所以滿足齒根彎曲強度 安全系數(shù) 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 3．3．匯總 具體參數(shù)及校核結果： 表3-7 各級行星傳動齒輪計算結果匯總 齒數(shù) 齒寬系數(shù) 模數(shù) m 傳動比 中心距（mm） 行星輪個數(shù) 校核結果 第Ⅰ級傳動 =13 0.4 2 i1=7.6 滿足齒面接觸強度和齒根彎曲強度 =83 =34 第Ⅱ級傳動 =16 0.5 2 i2=6.0 滿足齒面接觸強度和齒根彎曲強度 =98 =40 =51 =19 第三章 行星輪軸強度計算 1. 第一級行星輪軸計算 由于行星輪軸只受到剪切作用，故可以按銷軸的剪切強度進行校核。已知行星輪軸的材料為20Cr2Ni4A，所受的橫向力F=79.64N，d=15mm，則行星輪軸所受的剪切應力為 MPa 根據(jù)[3]查得行星輪軸的許用剪切應力MPa 故此行星輪軸強度滿足。 2. 第二級行星輪軸計算 由于行星輪軸只受到剪切作用，故可以按銷軸的剪切強度進行校核。已知行星輪軸的材料為20Cr2Ni4A，所受的橫向力F=457.08N，d=20mm，則行星輪軸所受的剪切應力為 MPa 根據(jù)[3]查得行星輪軸的許用剪切應力MPa 故此行星輪軸強度滿足。 第四章 輸出齒輪軸計算 1. 輸出軸的彎曲剛度計算 由圖可知，輸出軸的各段直徑相差比較小，因此可以采用當量直徑法作為近似計算法使用。 將階梯軸轉化為直徑為的等直徑軸 （5-1） 式中：——階梯軸第段的直徑（mm）； ——階梯軸第段的長度（mm）； 在此設計中，我們將輸出軸分為四段，分別為=52mm，=143mm，=72mm，=132mm。各段的軸徑分別為=70mm，=80mm，=112mm，=224mm。故代入以上數(shù)據(jù)計算得: 按當量直徑，然后依據(jù)材料力學的計算方法計算撓度和偏轉角，過程如下： 軸的結構圖，受力簡化圖，有關尺寸以及彎矩圖如下所示： 圖4-1 輸出軸的結構圖 圖4-2 輸出軸的受力簡化圖 設為小齒輪傳動產生的徑向力，計算公式如下： 由于漸開線花鍵傳動不產生徑向力，而且圓柱直齒輪傳動和漸開線花鍵均不產生軸向力，故輸出軸在軸向上只受重力作用，而重力作用方法沿軸線，故不產生彎曲變形。 利用材料力學中彎曲變形的公式求得圓錐滾子軸承處和小齒輪的撓度和轉角分別為： （5-2） （5-3） （5-4） 式中：，分別表示圓錐滾子軸承處的轉角，表示小齒輪處的轉角，表示小齒輪處的撓度。表示小齒輪處作用的徑向力，即。查得，，，，代入以上數(shù)據(jù)，得： 查資料得，對于剛度要求高的軸，應符合以下要求： （5-5） 式中：為兩支撐間的跨度，即=145mm，顯然，。 而對于轉角有以下要求： 圓錐滾子軸承處：； 安裝齒輪處： 顯然，從上述計算知，圓錐滾子軸承處以及小齒輪處的轉角均符合要求，因此，綜合以上我們得出結論，輸出軸的彎曲剛度符合條件，安全。 2. 輸出軸的扭轉剛度計算 根據(jù)軸的類型為實心圓軸，計算公式為： （5-6） 式中：——每米長軸的扭轉角； ——軸材料的切變模量，對于鋼； ——軸傳遞的轉矩； ——受轉矩作用的軸長； ——軸的直徑； ——每米長軸的許用扭轉角，取=。 由前可知，階梯軸的各段所傳遞的轉矩相等，均以當量載荷計算，即： 代入上述數(shù)據(jù)，計算得： 顯然，，故輸出軸的扭轉剛度符合條件，安全。 第五章 花鍵強度校核 花鍵類型：圓柱直齒漸開線花鍵，標準壓力角。 主要優(yōu)點：受載時齒上有徑向力，能起自動定心作用，強度高，壽命長，加工容易。 花鍵的擠壓強度較核： （6-1） 式中：——轉矩，; ——各齒載荷不均勻系數(shù)，取=0.75； ——齒數(shù)； ——齒的工作長度，mm; ——平均直徑 D——分度圓直徑； h——齒的工作高度，mm，h=m； ——許用壓強，Mpa，查表取=120 Mpa。 設計花鍵時按最大輸出轉矩為2188Nm設計： 各級傳動比分別為：=7.385，=7.125，=4.923. 輸入軸所傳遞的轉矩：，各級輸出軸所傳遞的轉矩為：=60.3Nm，=429.6Nm，=2188Nm. 表5-1 花鍵強度較核結果 m z D 擠壓強度p 最小長度L 實際長度L 是否滿足強度 花鍵1 1.5 16 24 19.9 2.3 14 是 花鍵2 2 21 42 21.6 5.4 30 是 花鍵3 2.5 27 67.5 32.1 10.6 40 是 各漸開線花鍵副參數(shù)表如下： 表5-2 第一級輸出端花鍵副 內花鍵參數(shù)表 項目 代號 數(shù)值 齒數(shù) 16 模數(shù) m 1.5 壓力角 公差等級與配合類別 6H 6H GB/T3478.1-1995 標記 表5-3 第一級輸出端花鍵副 外花鍵參數(shù)表 項目 代號 數(shù)值 齒數(shù) 16 模數(shù) m 1.5 壓力角 公差等級與配合類別 6h 6h GB/T3478.1-1995 標記 表5-4 第二級輸出端花鍵副 內花鍵參數(shù)表 項目 代號 數(shù)值 齒數(shù) 21 模數(shù) m 2 壓力角 公差等級與配合類別 6H 6H GB/T3478.1-1995 標記 表5-5 第二級輸出端花鍵副 外花鍵參數(shù)表 項目 代號 數(shù)值 齒數(shù) 21 模數(shù) m 2 壓力角 公差等級與配合類別 6h 6h GB/T3478.1-1995 標記 第六章 太陽輪花鍵軸強度計算 1. 輸入端太陽輪軸強度校核 1) 已知設定輸入功率P=1.95KW，n2=2295r/min，太陽輪軸的材料為42CrMo，調質處理，由[3]表3-2-42查得：MPa，MPa，MPa，MPa。 2) 初算太陽輪-花鍵軸的最小直徑 取A=104（按[2]表6-1-19選取，因只受扭矩作用，載荷較平衡）.軸的危險截面的最小直徑 mm，取=22mm 3) 精確校核太陽輪-花鍵軸的強度 由于此太陽輪-花鍵軸只承受扭轉作用，故可以按只考慮扭轉作用的強度計算公式來校核?？紤]到此軸會發(fā)生正反轉，因此應按交變應力作用下的計算公式來校核。此時，危險截面的抗扭截面系數(shù)為 m3 最大扭轉應力 MPa 最小扭轉應力 MPa r=-1 此時安全系數(shù)S 式中——對稱循環(huán)應力下的材料扭轉疲勞極限，取=352MPa ——扭轉時的應力集中系數(shù)，按[2]表6-1-32取=1.75 ——表面質量系數(shù)，按[2]表6-1-36取=0.90 ——扭轉時的尺寸影響系數(shù)，按[2]表6-1-34取=0.89 ——扭轉應力的應力幅，取=3.91MPa ——材料扭轉時的平均應力折算系數(shù)，按[2]表6-1-33取=0.21 ——平均應力，取=0 代入各數(shù)值得 按[2]表6-1-26許用安全系數(shù)Sp=1.3，S>Sp，故安全。