| liyangcomeon |
2009-12-29 12:47 |
课程设计任务书-设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 DC -d@N+
Pgy[\t 2K
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 yrfV&C%=n
2E!~RjxSY
原始数据 2ag8?#
s<k2vbhI
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 8 p[n>qV9
?8GS* I
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 CPRVSN0b{4
Ur>1eN%9'
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 "opMS/a"7
7X/t2Vih@
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 m }=E$zPbO
51#O lvD
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 O x-eB
^rP]B -)
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产．两班制 *`Vm ncv3
/9I/^i~
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 \i%mokfbc
1hGj?L0m.
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 !%('8-x %
E
BBd
原始数据 0.n[_?< (
Kob,}NgqZ
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 m J k\$/Kh
1d]F$ >
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 B#SVN Lv
';/J-l/SE
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 fZ7AGP
@CL#B98jl
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 L1 /`/
`a|&aj 0
工作条件；连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产。单班制 :\His{%
Op ?"G
工作．运输带速度允许误差为 5％。 n%J=!z3
x}?<9(nE c
机械设计课程设计计算 qclc--fsE
4<F
z![>
说明书 CYW@Km{e
~!r;?38V`
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 =ZIT!B?4
PLc5 m5
目录 GN(<$,~g
A:r?#7 Ma
1. 设计任务书....................................3 K -rR)-rI
V<0iYi;4=
2. 系统传动方案分析与设计........................4 +)j ll#}?
,=m.WmXE
3. 电动机的选择..................................4 &HM-UC|
qMNW w\k
4. 传动装置总体设计..............................6 #lLUBJ#:
([u|j
5. 传动零件的设计计算............................7 k5.5$<< T
E
s5: S#
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 == 5F[U X
2L^)k?9>g+
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 YNU}R/u6^
!rM ~
3） 链传动的设计计算........................... ...15 : -k|jt
i
U$ ~H
6. 轴系零件的设计计算............................17 Fr8GGN~/
St-uE |8
1） 轴一的设计.....................................17 ^QRg9s,T<
#]@HsVXh7
2） 轴二的设计.....................................23 GlAI~ \A
KT(Z
#$
3） 轴三的设计.....................................25 ;"wCBuXcu
ZYwcB]xE z
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 +tqErh?Al
m.e]tTe
8. 键联接的强度较核..............................27 vjGQ! xF
~9dpB>+
9. 轴承的强度较核计算............................29 Dsg>~J'
_95296
10. 参考文献......................................35 }~XW tWbd-
`Z?wj@H1`
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 \n) ',4mY
1PkCWRpR
一、课程设计任务书 DZ8|20b
pE4 a ~:
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） $"^ K~5Q
'x!\pE-
图一 %fq R
_IDZ.\'>$
2.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动；使用期限为10年；小批量生产；两班制工作；运输链工作速度允许误差为 5％。 9oWU]A\k>
bmfM_oz
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 5</$dcG
g7*) |FOb
运输链的工作速度(m/s)：0.8 aLJm%uW6m&
NK_|h %
运输链节距(mm)：60 *U?O4E9
+2~k Hr v
运输链链轮齿数Z：10 ?{{w[U6NE
X
W) TI
二、系统传动方案分析与设计 UNdD2Fd9
B`5<sW
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。 "F< CGSo
7 F^d-
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 )+E[M!34
1uw#;3<L
3. 系统总体方案图如图二： La26"C"X
~GaGDS\V
图二 n_8[bkbi
yPm2??5MW>
设计计算及说明 重要结果 b'H'QY
vJk c/7
三、动力机的选择 &|>+LP@8
lfGyK4:
1.选择电动机的功率 'Wonz<{'
%`vzQ t`>
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 _]Hna <Ly
uy' ghF
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW；
`zwz
--$o$ EP`
Pw→工作机需要的输入功率，kW； ]rmBM
R$awg S E
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 GXNf@&
.1x04Np!
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； V|7Y Ra@
:QCL9QZ'
滚动轴承效率η2=0.98； EP;/[ O
v\0 G`&^1
链传动效率η3=0.96； ,g`%+s7 u
~}/Dl#9R!
圆锥齿轮效率η4=0.98； ,b+N hxdZ
VSj!Gm0LB
圆柱齿轮效率η5=0.99； KaGUp Hw
[&Xp]:M'D
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 <P9fNB Ga
BxY t*b%
因此总效率 "}]`64?
R;& >PFmq
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 B*7kX&Uq
|Lq8cA)|y
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而 W+nu =iQ!
3:%k
pnO
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 ZS Med(//b
bm58 8UQ
2.选择电动机的转速 H^_,e= j
Nz{dnV{&x;
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 <G"cgN#]
4 23zX6
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , lG*Rw-?a
L\yVE
J9x
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 z(PUoV:?
3KLUH=)P
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； kH!Z|P s?R
<?jd NM
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； QbU5FPiN
$o6/dEKQ
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； $o"nTl
=O/Bte.
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 ~PQ.l\C
Ku;fZN[g
所以 ?-??>& z
4.6$m
因此 &9k~\;x
R^Rc!G}
3.选择电动机的类型 _8K+iqMZG
a|ft l&uk
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性，有无冲击、过载情况，调速范围，启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源，如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中，以三相异步电动机应用最多。 c? ::l+
)W@u g,y
通过功率及转速的估计计算，选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 \j)Evjw
K/4@ 2vF
查[1]表12-1，其额定功率为4kW；满载转速为1440r/min；额定转矩T=2.2；最大转矩为2.3；质量M=43Kg；电动机安装代号是B6。 .^YxhUH,G
CB7dr&>
四、传动装置总体设计 &|SWy
2 N
!U`&a=k
1.计算总传动比及分配各级传动比 zV h yAf
n
`j._G
传动装置的传动比要求应为 3)OZf{D[
s"(RdJ-,
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 [|\6AIoS
Z0|5VLk,<{
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 [X(m[u '%
yUo R6w
综合考虑各项因素，查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3；圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5；圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 2Gyq40
~NG M6+9
2.计算传动装置的运动和动力参数 M!mL/*G@YE
p l) ":}/)
设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 <y 4(!z"
WR+j?Fcf
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴，分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴，则 }"Y<<e<z:
eg mUUuO
1） 各轴转速计算如下 7T [~~V^x
OqGp|`
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 ~Ps *i]n(
B5\l&4X
2)各轴功率 :4AQhn^;"
rcnH ^P
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 OM'iJB6=
+cpb!YEAb
3） 各轴转矩 OjU{r N*
V:0IBbh)w
电动机轴的输出转矩 SA, ~q&
wl=tN{R
五、传动零件的设计计算 O7.V>7Y9H
h*%p%t<
1、直齿锥齿轮的设计 dT`nR"
AvL /gt:
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 BD 6!,
Y A .&ap
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： ]+lT*6P*
=D zrM%
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 l;$F[/3a
X Y0kd&N8
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 N=mvr&arP
3=S |U,
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； ^&3 vGu9
g$(Y\`zw
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； v[CR$@Y
* :"*'
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 ]4rmQAS7"
&BVUK"}P
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； )L<.;`g4x
O:]']' /
b、 小齿轮传递的转矩 ； '! >9j,BJ
Owp]>e
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； l&& i`
vbJ<|#|r-
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 a-5UG#o
&_)P)L
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； g5BL"Dn
lw=kTY bq
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 =B&|\2`{)
? [Yn<|
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 l,n_G/\
+:A `e+\
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 `(W"wC
GTs,?t16/
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 /X8a3Eqp9
e.\>GwM
h、 小齿轮分度圆周速度v -=-^rQx9
Yjg$o:M
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； R;"$ PH D
f:j:L79}
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ；
u7!gF&tA
6>?qBWW
齿间载荷系数取 ； NK-}[!f
c co i
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 CW`^fI9H
Jq1oQu|rs
故载荷系数 ； F%L"Q>aHW
O!PG ZuF
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a G-CL \G\n
FC 8<D
模数 R/u0,
hn .(pI1
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 &4E|c[HN
['QhC( {
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； Ioe.[&o6B
:M6|V_Yp
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； eg~
Dm>Es
mI2Gs) SO
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 n6[shXH
~ESw* 6s9
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 -cUW,>E
{F_>cyR
载荷系数K=2.742; *wAX&+);
H:b"Vd"x9
c) 分度圆锥角 ;易求得 Ov" wcJ
}[% F
因此,当量齿数 )g=mv*9>
Fpo}UQQbc
根据[2]表10-5查得齿形系数 hz bvR~rn
BTsvL>Wy
应力校正系数 hgZvti
g=KK
PSK
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: @3eMvbI
ks$5$,^T2o
结果显示大齿轮的数值要大些; '>[ ZfT
s"7FmJ\7rw
ｅ、设计计算 tL&_@PD)3
-/ 3h&g
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 `B?+1Gv
2w8YtM3+"z
大齿轮齿数 ; oe6Ex 5h
$_%
5) 其他几何尺寸的计算 [p\xk{7Y
UB ] tKn
分度圆直径 9[t-W:3c7
HH*,Oe
锥距 ( *26aMp
B8cg[;e81
分度圆锥角 h*4w i.-
5 Bcmz'?!
齿顶圆直径 J bim a>
1>_$O|dE
齿根圆直径 xR'd}>`
b 6 g9!
齿顶角 uA ?a
Dj A
: Q,O:
齿根角 bz&9]% S<
'o_ RC{k2"
当量齿数 ^wIP`dn
q9(O=7O]-
分度圆齿厚 4/o9K*M+
8=\k<X{`
齿宽 ~9f Ts4U
G4F~V' t
6) 结构设计及零件图的绘制 r|jBKq~
X7aj/:fXe
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. Yv*i69"
$ YBH;^#
零件图见附图二. Mi!ak
s x9[#6~{Y
2、直齿圆柱齿轮的设计 -r_ Pp} s
QK~>KgVi
1）设计已知：齿数比u=2.5；小齿轮转速 ；输入功率 ；传递的转矩 ； m[5ed1+
lZ+ 1 A0e
2）齿轮传动的主要特点是：效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定，但制造和安装精度要求高。 v|kL7t)}
gn 9CZ
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 |?fc]dl1]
KbRKPA`
4）材料及精度等级的选择 ,"5p= JX`
)o_$AbPt
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 { *|$@%y!
Z*5]qh2r8
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 3~0X e
j%0 g *YI
5） 压力角和齿数的选择 %ye4FwkRy
I'cM\^/h
选用标准齿轮的压力角，即 。 \?\q0o<V$
TLzcQ |
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? Ks7kaX
)\0c2_w>
取 。 Kib?JRYt
In4T`c?kQ
6） 按齿面接触强度设计 > cJX'U9
"Zic ac@N
由[2]设计计算公式10-9a，即 |}roR{gc|
3412znM&
a. 试选载荷系数 ； fm% Y*<Y"
E h;~y*k\
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： B UKh5L
Ib4 8`
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； >^Z !
Y-,1& $&
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； Ol@
YSk d
pRdO4?l
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 k4-C*Gx$h
{z%%(,I
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数
v4< x 4
~ #~Kxh
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； T%F8=kb -9
HPj7i;?O
h. 计算接触疲劳许用应力: 5B( r[Ni
b
o' DXd[y
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 oM-@B' TK
|5,q54d(K
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, >!YI7)
{/ _. ]Vh
j. 计算圆周速度 7<?v!vQ}-
|v{ a5|<E
k. 计算齿宽b >b/0i$8
FyQ^@@
l. 计算齿宽与齿高之比 c>3W1"
'u.`!w '|L
模数 Tr}c]IP*
ZA ii"F
齿高 fD|ox
W"Wv kW>-
所以 ,k@fX oW
]?Ru~N}
m. 计算载荷系数 &e% y|{Y
F+AShh
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; 4oOe
t9x.O
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; (85F1"Jp
5kJ>pb$/
由[2]表10-2查得使用系数 ; {{=7 mbc
!=0N38wA
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 -]PW\}w1
f.'o4HSj
代入数据计算得 $X-,6*
5NeEDY 2%#
又 , ,查[2]图10-13得 B69 NL
8F4#E
U
故载荷系数 ipKkz
/{1 xpR
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 %-T]!3"n
( {zp$P}
ｏ、计算模数m 'J<KL#og
r0j:ll d
7) 按齿面弯曲强度设计 m.EWYO0XQ
XUUS N
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 v?h#Ym3e<
;Z.}~d6>!
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； x%x:gkq
9}2I'7]
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 0/ (YH
sOLo[5y'
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 h.~S^uKi*
>&U ]j*'4
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K tp*AA@~
";",r^vr\
e.查[2]表10-5得齿形系数 /1tqTi
uu =e~K
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 +69sG9BA
r"U$udwjg
小齿轮 U#,2et6
0 -4WLMx
大齿轮 tM ]qR+
RpS 'Tz}
结果是大齿轮的数值要大； j t-ayLq
ZZFa<AK4
g.设计计算 -jFt4Q7}8
qz(0iZ] Y
结果分析：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。因此，可取弯曲强度算得的模数1.802，并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。
@ou g^]a
> -Jd@7-
按接触强度计算的分度圆直径 ，算出小齿轮齿 ，圆整得 ；大齿轮齿数 ； A*~zdZ p
v*l1"0 $
8） 其他几何尺寸的计算 ep,kImT
Scs \ nF2
分度圆直径 M_UhFY='
s'fHh G6
中心距 ； $xlI"-(
nY}Ep\g
齿轮宽度 ； :)?w 2'O
E@P8 -x'i
9）验算 圆周力 3 MiNJi#=2
e/F=5_Io
10）结构设计及零件图的绘制 Uq0RJ< n
SS@# $t:
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 f (7 /
4 K{4=uU
3、链传动的设计计算 I6'U[)%
<+" Jh_N#
1.设计条件 pv P|.sw5G
[|xHXcW
减速器输出端传递的功率 0b~5i-zM/
6
}qNH29
小链轮转速 TpuN[Y
avykg (
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 wp-*S}TT
2|kx:^D p
2.选择链轮齿数 >j_,3{eJ
n4qj"x Q
假定链速V=0.6-3m/s，查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17，则大链轮（从动链轮）齿数 。 X@5!I+u\L
5A Vo#}&\
3.确定链条链节数 *" >e k k
\O^b |0zc
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 `8KWZi4
]
[9~Bau
取 （节） ,57g_z]V
X'IW &^kI
4.确定链条的节距p
{1>V~e8t
| wKZ-6
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 Bk?3lwCT
t+W+f
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 3 =KfNz_
$j)Er.!9|R
齿数系数 e$4 5 OL
"+[:\
链长系数 IO/2iSbW
12~zS
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 x4pl#~Su
Gc<J x|Q7
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 n1a;vE{!
2d >kc2=*
5.确定链长L及中心距a [kMXr'TyPX
, pq<.?&E
链长 ~2beVQ(U
S92'\2
由[2]公式9-20得理论中心距 dMp7 ,{FhF
hT>h
理论中心距 的减少量 $C##S @
xYtY}?!"
实际中心距 <=/v%VXPm
qDxz`}Ly=
可取 =772mm -P]J:7*0?\
$M@SZknm
6.验算链速V qN1(mxa.?
yYkk 0 3
这与原假设相符。 WOZf4X`[
4r\Sbh
7.作用在轴上的压轴力 ]0G OSh
R|Z $aHQ
有效圆周力 L ~cswG'K
.;u(uB;J6
按水平布置取压轴力系数 ，那么 ?g&6l0 n`
..X efNbl
六、轴系零件的设计计算 L"rLalUw
4tz8^z[Kw
1、轴三（减速器输出轴）的设计 9t(B{S
C0[Rf.*
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： 5r.\maW
y@ J\h8_
（2）求作用在轴齿轮上的力： hV;Tm7I2
.7ESPr
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 z%Ywjfn'
I1=YSi;A
径向力 hun
L V8z
[CGvM {
其方向如图五所示。 * ,-)4)7d
8XD9fB^
（3）初步确定轴的最小直径 m=k( 6
;TD<\1HJT=
选轴的材料为45钢，调质处理，以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径，即 v_J\yW'K
41>Bm*if
查[2]表15-3取45钢的 ^QTl (L
[& k[k)
那么 ',n;ag`c
&STgj|t_
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 &ME[H
-iGt]mbJkP
（4）轴的结构设计 Z%\9y]zs
}r 3,
fH
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 7Av /ZS
F IDNhu
图三 2f] :n
2GLq#")P
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 lSC3m=4g
BoG/Hd .S
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 T D].*9
3}= .7qm
b、由于齿轮主要承受径向力，故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组，标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承，其尺寸为 ，故 SE)_5|k*
T 5)Xl 'Q
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； x~!B.4gT2
D Km`
c、取安装齿轮处轴段的直径 ；齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，该轴段长度应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，则轴肩处的直径 ；轴环宽度 ，故取 。 J4 .C"v0a
X ~%I(?OX
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求，取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm，则 （参看图四）。 zLc.4k
> ~ _y\
图四 FVMR9~&+
N5#qox$D
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm，锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm（参看图一），考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm；已知深沟球轴承的宽度B=25mm，大锥齿轮轮长 ，那么 90|p]I%
QbP
W_)N
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接，根据 由[1]表4-1查得平键截面 ，键槽长度为50mm。 ,w,>pO'[
Nt,)5_K <
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 TDBWYppM
[@U8&W
根据轴端直径，参考[2]表15-2取轴端倒角为 ；各轴肩未注圆角半径为R1.6，如轴结构与装配图四。 \xkLI:*\
Q~G+YjM3
（5）求轴上的载荷 J0a]Wz%
9"52b 9U
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁，轴的支承跨度 ， 'C+z
U8]L3&~
； ； w(8q qU+\
%E?:9. :NJ
图五 5 u T
9ssC
YN ?@ S
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： v:B_%-GfOA
/|t
vGC.#
表一 k^Zpb&`Hx
(9*s:)zD-
载荷 水平面H 垂直面V 0 lXV+ l j
\#1!qeF
支反力F D@uw[;Xb5
E:V&:9aQ@
弯矩M Wv_5sPqLW
X_C9Z
总弯矩 =rl/ l8|P
I+D`\OSL
扭矩T T=146.8Nm pP68jL
>s1FTB-$W
（6）按弯扭组合校核轴的强度： T?!^-PD9*
9-o{ [
根据[2]中公式15-5，即 kuu9'Sqc'b
<4bv=++pS
取 ，并计算抗弯截面系数 K~<p D:s
%56pP"w
因此轴的计算应力 Gsq R8n=
rtvuAFiH
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 0 ! 9vGs
J9)wt ?%j
，故安全。 &UP@Sr0D7
<]/`#Xgh
（7）精确校核轴的疲劳强度 S+ymdZ)xZ`
Ox?LVRvxI
①、判断危险截面 '&Q_5\Tn
_Jk-n Zgn
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 FRF3V>
G\Hck=P[$3
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 -Hh$3U v
Q &(?D
②、截面2左侧： ^c< <I-o|
\-GV8A2:k
抗弯截面系数 m(y?3} h
fbB(W E+
抗扭截面系数 /AJ ^wY
6e cr]=Cv
截面2左侧的弯矩为 fdh o`juFa
7$x@;%xd
扭矩为 tH 5f;mY,
~ Cks)mJs
截面上的弯曲应力 [aO "9
TMKemci
扭转切应力为
.}ohnnJB0
&
?/h5<
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； miuJ!Kr'
]WN{ 8
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 zN].W\("\
ETH`. ~%
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 ?Y
) Qy,
Lr)h>j6\
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 1kio.9NIp
?P<&8eY
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； 8 PXleAn
%!(6vm>8
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； )K@ 20Q+0K
uAzV a!)
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 {aGQ[MH\9
q5lRc=.b[
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 5tP0dQYd
5y=X?hF~)
③、截面2右侧： Ip8 Ap$
kt [#@M!}
抗弯截面系数 QV{N q=%]
-jC. dz
抗扭截面系数 ji A$6dZU
}xLwv= Ia
截面2右侧的弯矩为
g/` i:=
y>~=o9J_u
扭矩为 ed{z^!w4
GgA =EdJn
截面上的弯曲应力 b\=0[kBQw
2(\ >PN-
扭转切应力为 4 LBjqv,P
(d# ? \
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 B'yN &3
w$Dp m.0(
表面质量系数 ； %=#&\ldPS
S`0@fieOf
故综合影响系数为 &[ 3y_,
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