| 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 z{8bvuE
[meO[otb
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 l#g\X'bK
R8Wr^s>'
原始数据 U#0Q)
lXx=But
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 EB0TTJR?#
OsTc5K.U~
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 kVuUjP6(c
vt/x
,Y
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 ADz ^\
Z|&M KG24
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 ML} J\7R
M f}~{+
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 \ q >bs|2
%h hfU6[
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 t l[Uw[
ZFA`s
qT
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 ]>W6
bTK
/ ?wt F4
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 TCMCK_SQL
nB_?ckj,
原始数据 Hf%@3X
u^^vB\"^
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 p99 ]
z$&{:\hj
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 bYcV$KJk
{IjF+@I
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 /R G:W0=K
G ?9"Y%
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 ]dF
,: 8
0$(WlP |
工作条件；连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产。单班制 'g">LQ~a+
-r!. 9q
工作．运输带速度允许误差为 5％。 2\R'@L*
#"} JdBn
机械设计课程设计计算 a`wc\T^
QpF;:YX^3
说明书 @hl.lq
_Mi5g_
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 N(O9&L*4fm
_aq 8@E~
目录 \0A3]l
u/UrAqw
1. 设计任务书....................................3 /hpY f]t
[Hx0`Nc K
2. 系统传动方案分析与设计........................4 xv46r=>
y3vdUauOn
3. 电动机的选择..................................4 #^#PPO
adlV!k7RG
4. 传动装置总体设计..............................6 <3L5"77G 6
'Oxy$U
5. 传动零件的设计计算............................7 "H2EL}3/]
&`h{i K7
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 )"qa k T
HsxVZ.dS
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 Y h7rU?Gj
.Q<>-3\K
3） 链传动的设计计算........................... ...15 9U7nKJ+iby
2v :]tj
6. 轴系零件的设计计算............................17 G3C~x.(f
GL&y@6
1） 轴一的设计.....................................17 Z~GL5]S
3N 8t`N
2） 轴二的设计.....................................23 +u.1 ;qF
j*d
yp
3） 轴三的设计.....................................25 6 o^,@~:R
o5d%w-'
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 ^0Zf,40
W,D 4.w$@'
8. 键联接的强度较核..............................27 #HYr0Tw6`
O3;u G.:1
9. 轴承的强度较核计算............................29 y+Ra4G#/}
W=lyIb{?^0
10. 参考文献......................................35 '-QwssE
:X"?kK0 V
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 8<5]\X
i ky|Tp
一、课程设计任务书 ysJQb~2q
y>:N{|
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） "Hya6k>j
bw (a6qKK
图一 + 00b)TF
:v0U|\j8/V
2.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动；使用期限为10年；小批量生产；两班制工作；运输链工作速度允许误差为 5％。 ,Z aRy$?
m&xW6!x
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 Y5f1l UT
B`Y Tl~4
运输链的工作速度(m/s)：0.8 dW_KU}
\@Ts+7%
运输链节距(mm)：60 #TeG-sFJg@
Wfu(*
运输链链轮齿数Z：10 q6@Lp^f
]99|KQ<s
二、系统传动方案分析与设计 iM AfJ-oN
'g6\CZw(#
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。 +j #+8Ze
ICpAt~3[M
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。 S3F;(PDzy
5:\},n+VE
3. 系统总体方案图如图二： mGtdO/C#B
C\\~E9+
图二 kC WEtbz1
R}'bP
设计计算及说明 重要结果 P !AEf#1
grS:j+_M2m
三、动力机的选择 M h~q//
81] (T<
1.选择电动机的功率 U GD2
@>u]4Jn
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 ?iPC*
r/4``shg
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； WM
Fb4SUR
?*2CpM&l
Pw→工作机需要的输入功率，kW； 5k!g%sZ
%;cddLQ\xY
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 7OC#8,
u&1q [0y
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； cU
R kP`
ztnFhJ<a$
滚动轴承效率η2=0.98； 1=t>HQ
B,<da1(a
链传动效率η3=0.96； C.~,qmOP
1cxrH+N
圆锥齿轮效率η4=0.98； r Ev@Y D
^2+yHw
圆柱齿轮效率η5=0.99； E4xj?m^(y=
.|hf\1_J
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 1jCLO}
o%v0 h~tn
因此总效率 5)FJ :1-
6tB +J F
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 S\4tzz @
Qr1 "Tk7s
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 8 u"!dq
.}^g!jm~h
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 * $yR*}A
>go,K{cK6
2.选择电动机的转速 <nE>XAI_7
?/Bq D;{?I
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 mlixIW2
A$<.a'&T!
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 , 4
K!JQ|9
l H-/L( h2
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 ?6yjy<D)$e
}&/o'w2wY
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； rv &<{@AS~
sA/pVU
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； `JOOnTenQ
$@"l#vJPfc
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； 2- 7I J\
y603$Cv
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 @<&5J7fb
4 NGA/
G
所以 1HXjN~XF
* vflscgt
因此 :QpuO1Gu
~5_Ad\n9
3.选择电动机的类型 &Nj3h( Ll
w,w{/T+B
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。 9bP^`\K[N
9XP o3;
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。 xGu r
8C[C{qOJ
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。 1xD=ffM>8N
cVubb}ou
四、传动装置总体设计 vk+VP 1D
?kWC}k{
1.计算总传动比及分配各级传动比 y<HO:kZ8`
ZNf6;%oGG
传动装置的传动比要求应为 KB%"bqB|
n1JRDw"e$$
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 M*z~gOZ
!u_Y7i3^
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。 >ZPsjQuf"
0*rQ3 Z
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。 [<-
/`f^Y>4gD
2.计算传动装置的运动和动力参数 !_`&Wks
mX\T D0$d
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。 |zR8rqBX;
ERpnuMb
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 3^R&:|,
$>GgB`
1） 各轴转速计算如下 Y,W uBH
_z'u pb&
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。 e<=cdze
~;1l9^N|
2)各轴功率 P/c&@_b
lLp^Gt^}w(
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。 7N-w eX
PE~G=1x3
3） 各轴转矩 (IC]?n}
&0NFb^8+
电动机轴的输出转矩 R#2 t)y
MZlk0o2
五、传动零件的设计计算 \]=7!R Q\
w9NHk~LHKF
1、直齿锥齿轮的设计 *"D3E7AO
KHgBo} 6
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。 7] 9
a<
?mWw@6G,
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： ^SxY IFL
> ;L6xt3
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）。 X=hYB}}n u
v'VD0 +3[H
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。 R(2 t lZ
,_yh z0.
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 ； &$]v h
( >VX-Y/
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； `|,`QqDQ
[* @5\NWR}
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 p /#$io
11<Qxu$rL
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； {.QEc0-
T2SP
W@#Z3
b、 小齿轮传递的转矩 ； |_`E1Y}}
D&}3$ 7>
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； cJ1#ge%4
:|Ad:fEs
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 q>mE<
( -M
2'_ :S@
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； !eEHmRgg4
7 qj9&bEy
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 )=AHf?hn
HuwU0:*
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 PN aay:a|
'h^0HE\~p
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 ^j" .
/o[?D
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 RA G3o-
87=^J
xy
h、 小齿轮分度圆周速度v / C>wd
^@qvl%j
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； wvbPnf^y
4eikLRD,
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； -PS#Z0>
g>dA$h%
齿间载荷系数取 ； #a`a$A
\>C YC |
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 f}1&HI8r
.Fnwm}
故载荷系数 ； Z00+!Tnd
o(S{VGi,
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 f.
FYR|%tq
h\n I!{A0
模数 \T <$9aNb
X LL/4 )
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 b@S Cn9
l 2l(_$@3
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； O2BW6Wc
Gi "941zVl
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； o>7 ts&rk
~-PjW#J%
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 \'9PZ6q{
gFHT G
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 |b-]n"}c>
nWMm na.5
载荷系数K=2.742; z .Y$7bf)
K91)qI;BD
c) 分度圆锥角 ;易求得 E;1Jh(58)b
D b6om7N
因此,当量齿数 /Wy.>YC|
mZx&Xez_G
根据[2]表10-5查得齿形系数
u$-U*r
5g9; +}X;
应力校正系数 # g_Bx
xj[(P$,P
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: :dLAs@z
t`+'r}=d
结果显示大齿轮的数值要大些; PJ2qfYsH=>
uPRQU+
ｅ、设计计算 4"xPr[=iG
$6CwkM:
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 2AtLyN'.
2D:fJ~|-[
大齿轮齿数 ; C&6IU8l \
e d:@C?
5) 其他几何尺寸的计算 e'=MQ,EWd
r t L}W__
分度圆直径 TOoQ ZTI
bd<m%OM""
锥距 dlG=Vq&Y
KID,|K
分度圆锥角 'sxNDnGg
Qu7T[ <
齿顶圆直径 ?g wUwOV"
1*dRK6
齿根圆直径 k WNV%RlSx
<D::9c j
齿顶角 /__PSK
P1NJ^rX
齿根角 P(;?kg}0
1y lk4@`
当量齿数 a\%xB >LX
IXb}AxB f
分度圆齿厚 )x] 3Z q
8Th` ]tI
齿宽 ua OKv.%
y B3;
6) 结构设计及零件图的绘制 P) uDLFp]
a&k _=/X&
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. \'M3|w`f
1 ]}#)-
零件图见附图二. ki{3IEOr}
;A'":vXmc
2、直齿圆柱齿轮的设计 /[9t`
]q6;# EUr?
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 ； Vp<seO;7o
)LdyC`S\c
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。 /l{ &iLz[
(?H0+zws^
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。 3mSXWl^?
$z$u{
4）材料及精度等级的选择 !=y] Sv~h
n=,\;3 Y=
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）。 Cn_$l>
sO5?aB&
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 F|& { Rt
*#TYqCc +g
5） 压力角和齿数的选择 8v7 1e>
c)Ic#<e(
选用标准齿轮的压力角，即 。 6&!& \
fl;s9:<
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? C_ \q?>
z`Hy'{1
取 。 -!)xQvagD.
NO ]
3*
6） 按齿面接触强度设计 k"N(o(
c v(PP-'\
由[2]设计计算公式10-9a，即 i_kE^SSgm
0oh]61g C
a. 试选载荷系数 ； unJ R=~E
ql GW.jY.
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： z`6fotL
O8] 'o*<]
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； bT6sb#"W
BI:k #jO!
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； KIeT!kmDl
y}v +c%d
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 {l s+d x /
}P3tn
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 ?+c`]gO7N
dDDGM:]
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； @R m-CWa
5[{*{^F4
h. 计算接触疲劳许用应力: >2 3 -
?k[p<Uo
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 i-U4RZE
< p TTo
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, ,&Wn [G< 2
pr,p=4m{\
j. 计算圆周速度 81%8{yn!$"
aS }1Q?cU
k. 计算齿宽b $hR)i
Cv)/7vyB8
l. 计算齿宽与齿高之比 ^Cv^yTj;&
fn CItK~y
模数 dV?5Q_}
}<jb vCeK
齿高 NDO\B,7
I =Wc&1g
所以 ^O^:$nXhYy
)R_E|@"
m. 计算载荷系数 /?/ #B `
}%TSGC4{
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; YYg)
_)$PKOzbb
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; r,(e t
?@6/Alk
由[2]表10-2查得使用系数 ; QO{y/{
Q 6 C-4ja
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 ZiFooA
] +DI.%
代入数据计算得
\4ghYQ:
2h
{q h
又 , ,查[2]图10-13得 B6}FIg)
6qo^2
故载荷系数 2WvN2" f3
]J2:194
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 HjWq[[Nz
EA<}[4#jS
ｏ、计算模数m IB9%QW"0
mT*{-n_Zs
7) 按齿面弯曲强度设计 }iBC@`mg(
/"qcl7F
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 $t rAC@3O@
ps:f=6m2
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； ]r ]k-GZ$
[LM^), J?
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 0m9ZQ
O
qBk``! |s]
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 fvo<(c#Y#
+:jT=V"X
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K Ja^ 5?Ar|
t@bt6J .{
e.查[2]表10-5得齿形系数 -dTLunv
9vGs;
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 $<?X7n^
pF=g||gS
小齿轮 ": ?T%v>
-[#n+`M
大齿轮 "u' )g&
+zOOdSFk.
结果是大齿轮的数值要大； w5~i^x
=
Rc"^oS
g.设计计算 D>T],3U(H
K3$`
Kv>I
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。 W,hWOO
Z &yaSB
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 ； wod/&!)] A
s'a= _cN
8） 其他几何尺寸的计算 $. e)
1|y$~R.H
分度圆直径 nZvU 'k:
f_ r0})
中心距 ； zDBD .5R;
o#i
]"
齿轮宽度 ； Ns~&sE:
+/'<z
9）验算 圆周力 ! r&Bn6*
,=w!vO5s
10）结构设计及零件图的绘制 M StX*Zw
)BV=|,j
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。 <4?*$
r:l96^xs
3、链传动的设计计算 whkJ pK(
w{7 ji}
1.设计条件 ]
V G?+
4Z%Y"PL(K
减速器输出端传递的功率 T[Q" }&bB
[QEw K|!L
小链轮转速 $Lq:=7&LRn
=Lw3
\5l
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 $i Jnxqn
@&R1wr1>I5
2.选择链轮齿数 ;~tsF.=
IKm&xzV-
假定链速V=0.6-3m/s，查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17，则大链轮（从动链轮）齿数 。 Yw"P)Zp
; h + q
3.确定链条链节数 @W9H9 PWv&
D9,!
%7 i
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 5Hle-FDn9
V<0$xV1b|=
取 （节） (Pz 8 iz
nP_=GI
4.确定链条的节距p *wU dC
1i,4".h?M
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 3q~Fl=|.o
EzP#Mnz^
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 NNX% Bq
r@$B'CsLj
齿数系数 ,C!n}+27
|3@=CE7G
链长系数 ec'tFL#u{
m3?e]nL4W
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 <9 },M
wznn #j
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。 ,P{ HE8 .
V4?Oc2mS
5.确定链长L及中心距a (5(fd.m+_
n0FYf qH
链长 7|~:P $M
x^2 W?<
由[2]公式9-20得理论中心距 GN%<"I.
{ y/-:=S)A
理论中心距 的减少量 hT =f;6$
^Jtl;Q
实际中心距 *R!]47Y d
9Z9l:}bO
可取 =772mm z@`@I
62NkU)u
6.验算链速V rIPl6,w~
<,-,?
这与原假设相符。 ^je5 28%H
6 5"uD7;
7.作用在轴上的压轴力 &?}1AQAYg
'_E c_ F
有效圆周力 d"l}Ny)C
;(`e^I Vf
按水平布置取压轴力系数 ，那么 u2,H ]-
]c,l5u}A$
六、轴系零件的设计计算 mrRea st
aZxO/b^ j
1、轴三（减速器输出轴）的设计 UGf6i"F
#-dK0<:
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： QB9A-U <J
.J:;_4x
（2）求作用在轴齿轮上的力： |Ib.)
_M&{^ d
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 2@ 5A&b
+<B|qcT!
径向力 U[Nosh)hu\
e9}8RHy1$
其方向如图五所示。 s/PhXf\MN
BUV/twU)
（3）初步确定轴的最小直径 {)uU6z
{'
/6smVz@O
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 Q.>/*8R;
? AT (S
查[2]表15-3取45钢的 Ba<#1p7_
n8Q*
_?Z/
那么 m/KjJ"s,
:Ip~)n9t
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。 T&! ZD 2I
`L;OY 4
（4）轴的结构设计 M(NH9EE
e-jw ^
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 rF' <r~Lw
cL
ae=N
图三 @,GjeF]!
:` ;(p{
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 "TUPYFK9
wyNC|P;j$g
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 ?&XzW+(X
h2AGEg'g2[
b、由于齿轮主要承受径向力，故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组，标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承，其尺寸为 ，故 q< b"M$
-S7RRh'p
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； *qbRP"#[$
([1= > Jw"
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 。 QW,cn7
_J` |<}?t;
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）。 +fPNen4E
y>%W;r)
图四 ]u~Os<
|c=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 E}Ljo
A}gYcc85Z
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。 6(,ItMbI
#0jSZ g^,"
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 h<G yplG
oy`3r5g
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。 EQ6l:[
PVZEB
（5）求轴上的载荷 >J9IRAm}sc
L,O>6~9:^1
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 ， Ia=&.,xub
*>G ^!e.u
； ； @Ap@m6K?q
*h >OW
图五 bJANZn|H
Zp ^)_ 0
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： Q3(hK<Qh;
N'I?fWN!;R
表一 7 FEzak'
U`:l AG
载荷 水平面H 垂直面V <.;@ksCPW{
mi*:S%;h
支反力F Y"r3 i]
=;kRk .qzy
弯矩M *oKgP8CF
E PQ&?[6
总弯矩 unx;m$-c
MoZU(j
扭矩T T=146.8Nm YCtIeq%
,oC= {^l{
（6）按弯扭组合校核轴的强度： 8'' 9 @xz
YhEiN. ~
根据[2]中公式15-5，即 1!K !o Y
FEge+`{,
取 ，并计算抗弯截面系数 W ]a7&S
e{c._zr,
因此轴的计算应力 n P0Ziu'{
\Sz4Gr0g3Z
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 ]H @v
F!
|TW6)gv
，故安全。 N )b|
Lr!L}y9T+
（7）精确校核轴的疲劳强度 WiPM <'
B iVd
ka
①、判断危险截面 H[>klzh6
!
V#n?&-{V
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 mBYS"[S(
l:>qR/|m
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 SQz$kIZR
EKeBTb
②、截面2左侧： 6)tB{:h&~0
&!3VqHQ`
抗弯截面系数 >[ A6 5 q'
U'f$YVc
抗扭截面系数 <z~2d
EZgxSQaPH
截面2左侧的弯矩为 m-~V+JU;x
r"Hbr Qn
扭矩为 ]%vGC^
EhmUX@k],
截面上的弯曲应力 p *(U*8Q
6KBzlj0T+
扭转切应力为 .:#_5K
s[vPH8qb
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； 3Vb=6-|
mmpr]cT@'k
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 =:ya;k&
LZ Z:P
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 Ty e$na&$}
'p|Iwtjn>
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 YU ]G5\UU
,6%hu|Y*
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； 3. K {T
aHVdClD2o
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； 5kRwSOG%'
]%WD} 4e
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 GDNh?R
% RBI\tj
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 /eU1(oo&`5
E9 Qd>o
③、截面2右侧： ZmYSi$B
b}} 1TnS)
抗弯截面系数 [EW$7 se ~
Tvksf!ba
抗扭截面系数 1b
%T_a
&?5{z\;1"
截面2右侧的弯矩为 }
K hq
S,)|~#5x
扭矩为 Ok~W@sYST
-KU)7V
截面上的弯曲应力 fa*H cz
08d_DCR
扭转切应力为 6iV"Tl{z-
iz%A0Z+`bg
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 ftI+#0?[!
kS \.
表面质量系数 ； |)72 E[lL
bVAgul=__
故综合影响系数为 =p&'_a^$
|
|
