代入数据v=0.264m/s 12.计算作用在轴上的压力Q F=10000Pd/v=2765N Q=1.3F≈3595N
13.计算链传动分度圆直径
p=280.97≈281mm 180?sinz180?180????=7.2°
2525d?齿顶圆直径:da=P(0.54+ctg180°/2)=295.65mm 齿根圆直径:df=d-dr=261.92mm
dr 为滚子外径,本次设计中滚子外径dr=19.05mm 14.链轮材料及热处理
材料:40Cr;齿圈淬火,硬度HRC 40～50;σb=980MPa,σs=785MPa. 15.选择润滑方式
设计中采用开式链传动,只能够定期拆下用煤油浇洗,即等链条干燥后将链条浸
入70～80℃的润滑油中,待链条间隙充满油液后使用.
对于v≤0.6m/s的低速链传动,其主要的失效形式是链条静力拉断,故低速链应
该按静强度条件进行计算.设计时,可依据已知条件初选链条的型号,然后进行校核计算,满足静强度条件即可选用.
静强度应满足下式:
Q'≥4～8 S?KFF'式中,s—静强度安全系数; Q’—链条的最低破坏载荷,N;(查得Q’
min=8670N); F’—有效圆周力,N; KF —载荷系数,取为1.0. 由上面计算可知,F’=F=2765N, Q’=7977N.小、查阅参考资料[6]表5-11, Q’
=173500N.
Q'所以S?=173500/2765≥4～8 'KFF 16
根据校核计算可知,选用型号为20A的套筒滚子链是合适的.满足使用要求.由参
考资料[6]表5-11可知,链号为20A的滚子尺寸为: 节距P=31.75mm;排距Pt=35.76mm;
滚子外径dr=19.05mm;内链节内宽b1=18.90mm;内链节外宽b2=27mm;外链节内
宽b3=27.6mm;滚子外径d1=19mm;套筒内径d3=10mm.
2.4 传动轴的设计
转矩和弯矩是轴的主要承受载荷,轴的常见形式有直轴和弯轴,而根据本次设
计中机构的特点,选择传动轴为直轴.轴上的传递功能,由于要经过链轮和链条的啮合,等传送到轴上时,已经损失了一部分的功率,故轴上的传递功率近似估计为1.5KW,轴的转速和链轮的转速是相同的,由前计算可知n=20r/min.
因此轴的转矩为T=9.55×106×(p/n)=716250Nm 1. 选择轴的材料并确定许用应力 选择轴的材料为45钢,经调质后,再使用.
由参考资料[5]表10-1查得:硬度:HBS217～255;屈服强度极限: σs=360MPa;抗
拉强度极限σb=650 MPa,弯曲疲劳强度极限σ1=300 MPa.
由表10-3查得[σ-1]b=55 MPa. 2. 初步确定轴的直径
按照扭转强度估计轴输出端直径 由表10-2查得C=107～108 由式d?C31.5P,得d=(107～108) 3=44.94～49.56
20N圆整后,得d=45～50,考虑到有键槽,将直径增大5%,则d=(45～50)×
(1+5%)=47.25～52.5mm.
3. 轴的结构设计
⑴.轴上零件的定位、固定、装配
在本次设计中,链轮安排在粗轴上,并且两两对称,右端配有矩形齿轮啮合的花
键及螺纹,轴做成阶梯形,在轴上装入链轮(2个)、轴承、端盖、齿轮、弹簧等件.
⑵.确定轴各个阶段直径和长度
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Ⅰ段既装有链轮段,此段因为是送料机构的主要零件,考虑到所传递的功率,轴
取稍微大些.取为d1=60mm,L1=360mm.初选6012型号的深沟球轴承(d=60、D=95、B=18),基本额定载荷Cr=31.5KN,基本额定静载荷Cor=24.2KN,深沟球轴承主要承受径向载荷,也能承受一定的双向载荷.
Ⅱ段主要是装齿轮、花键、弹簧及起固定作用,再根据步骤2中所确定的轴的轴
径,选其直径为d2=50mm,L2=148mm.
4. 按照弯扭合成强度校核轴的强度
根据传动情况,可估计圆周力Ft=3000N,轴向力Fa=600N,径向力Fr=1000N. ⑴.绘制轴受力简图 ⑵.轴承支反力
FRAV?Fad2/2?FrL/2=19.23N
LFRBV=FR+FRAV=1000+19.23=1019.23N. 计算弯矩:
截面C右侧弯矩MCV= FRBV×(L/2)=66.25Nm 截面C左侧弯矩MCV’= FRAV×(L/2)=1.25Nm ⑶.绘制水平弯矩图
轴承支反力: FRAH=Ft/2=1500N C处弯矩: MCH= FRAH×(L/2)=97.5Nm ⑷.绘制合成弯矩图
MC?M2CH?M2CV?97.52?66.52?117.88Nm
MC?M2CH?M2CV?97.52??1.25??97.51Nm
2⑸.绘制转矩图 T=716250Nm ⑹.绘制当量转矩图
转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化,取α=0.6,截面C处的当量弯矩
Mec?M2C???T?2?117.882??0.6?716250??446Nm
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⑺.校核危险截面C的强度
?e?Mec0.1d12446?103??21MPa<55 MPa 30.1?60故轴的强度足够.
轴的受力图和弯扭矩图如下
FtFa(1)FrL/2LFaFrMCVFRBV(2)FRAVMCV(3)FRAHFtFRBHMC(4)(5)T(6)Mec:
2.5平键的选择与校核
键是标准件,常用45钢,根据设计需要,确定为平键,查阅参考资料[4],表4-1.
查得使用键18×11 GB 1096-79(圆头普通平键 A型 b=18mm,h=10mm,l=63mm).
2T/d4T??33MPa lh/2dhl4T耐磨性校核 P?=33 MPa]
dhl抗压强度条件校核GP?由参考资料[6]表10-5查得[σ]P=120～150,[P]=50. 可见σP <[σ]P, P<[P] 故所选平键符合要求.
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上式中,T—转矩,N·mm; d—轴径,mm; h—键的高度,mm; l—键的工作长度,mm;
[σ]P — 许用挤压应力,N/mm2; [P]—挤压压强,N/mm2.
2.6花键的的选择与校核
假设载荷沿各齿的接触长度均匀分布,载荷在各齿上的合力N作用在平均直径dm处,并且载荷不均匀系数φ来估算实际载荷分布不均匀的影响,φ=0.7～0.8.
本次设计中所选用的花键为N=8mm;d=46mm,D=50mm,B=9mm.
抗压强度条件校核: ?p?8×46×50×9,即
2T?5.4MPa
?2hldm 耐磨性校核: P?2T?5.4 MPa
?2hldm 其中,T—转矩,N/mm2;l—齿的工作长度,mm;h—花键齿侧面工作高度,h=(D-d)/2-2c;D—花键外径’D为花键内径;C—倒角尺寸,所以h=1.4;dm—花键平均直径; [σ]P — 许用挤压应力,N/mm2; [P]—挤压压强,N/mm2. 查表得, [σ]P=80～120 N/mm2; [P]=25～40 N/mm2;
可见σP <[σ]P, P<[P] 故所选花键符合要求.
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