| 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 Vy6qbC-Kt
t#V!8EpBg
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 i5en*)O8
A0/"&Ag]
原始数据 S
^"y4- 2
>W%EmnLK
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 Q! o'}nA
35A|BD) q
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 RM]\+BK
:{PJ I,
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 o15-ZzE-
J28M@cn
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 O(#)m>A
sr r
:!5
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 ?5 +.`L 9H
i @C].X
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 .!Qki@
}QN1| mP2
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 bZ?v-fn\D,
A^nvp!_
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 ?[VM6- &
1A ?W:'N
原始数据 ?274uAO'
3]OE} [R
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 Bgn&:T8<
[/PR\'|
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 j?A/#
J & o |QG
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 e
h&IPU S
4qphA9i1
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 5/q}`T9i%7
v V'EZ ?
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 o906/5M
~De"?
工作．运输带速度允许误差为 5％。 ) mI 05
q YC;cKv
机械设计课程设计计算 Qn^ '
Km%]1X7T6
说明书 $CxKuB(
teOe# *
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 d)"3K6s|5
-<c =US
目录 @D)al^]x6
8J*"%C$qe
1. 设计任务书....................................3 heltgRt
Y_Eb'*PY
2. 系统传动方案分析与设计........................4 ;5wn 67'
f"B3,6m
3. 电动机的选择..................................4 R]Vt Y7}i,
W KQ^NEqr3
4. 传动装置总体设计..............................6 PUz *!9HC
yID 164&r
5. 传动零件的设计计算............................7 Qf58ig-vCY
fr,7rS/w{l
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 Okgv!Nt8)A
rJd,Rdt.
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 u=Fv 2
IWBX '|}K
3） 链传动的设计计算........................... ...15 jy7\ +i
Pih tf4i
6. 轴系零件的设计计算............................17 < 3(LWxw
h}-3\8 >
1） 轴一的设计.....................................17 XoXM ^*Vk
-_ I _W&
2） 轴二的设计.....................................23 r }Ohkr
Us %T;gW
3） 轴三的设计.....................................25 |HU@
>
H!vax)%-\
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 |yvQ[U~PQ
M-\Y"]s W
8. 键联接的强度较核..............................27 }{M#EP8q+
U !T~!C^
9. 轴承的强度较核计算............................29 mrTlXXz
,/[6e\0~
10. 参考文献......................................35 h "lX 4
QpZ:gM_
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 Rn#KfI:{
t zZ63@cm
一、课程设计任务书 jN e`; o
~0?mBy!-O
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） avjpA ?V z
&
SiP\65N
图一 Yv
hA_v
=b38(\
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％。 lT4Hn;tnN
m_hN*v
Py
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 gHhh>FFAq
^L0d/,ik
运输链的工作速度(m/s)：0.8 jQk*8
jATI&oX
运输链节距(mm)：60 iM2W]
9F6F~::l}
运输链链轮齿数Z：10 p/(~IC "!J
H&F9J ^rC
二、系统传动方案分析与设计 ilK-?@u+
cQG
+$0(
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。
(]_ 1
Tskq)N U
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 )q 0. 0<f
pkP?i5 ,
3. 系统总体方案图如图二： 5?p2%KQ
qe #P?[
图二 g wz7krUTe
]"+95 *B
设计计算及说明 重要结果 ?in|qevL
.R)PJc5^
三、动力机的选择 m1n.g4Z&*
s?zAP O8Sz
1.选择电动机的功率 6Z#\CixG
: k7u GD
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 (* 1v\Q
ng:kA%!
Q
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； 6Ztq
\Z^TXyu
Pw→工作机需要的输入功率，kW； 3VI4X
'sLiu8G
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 ,B08i
o-
cKN$ =gd
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； vgD {qg@
Kh(ZU^{n
滚动轴承效率η2=0.98； FvN<< &B
J~B<7O<?!1
链传动效率η3=0.96； {*[\'!d--.
R-NS,i={
圆锥齿轮效率η4=0.98； ,Q C{3i~
T(AVlI6
圆柱齿轮效率η5=0.99；
.w> 4
o HMo>*?
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 jAy^J(+
Jo$G,Q
因此总效率 \=+b}mKV
m
53c 0
E
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 '7D,m
H
N+L L@[
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 DVah
XQ%?
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 n8uv#DsdK
Y7#-Fra0W
2.选择电动机的转速 uum;q-"
RaWG w
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。 .fN"@l
Rlet L)
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 , `(v='$6}
gzBy?r> r
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 GiP`dtK
L f"i
!
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； 2H/Z _+\
y_*PQZ$c<
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； zUkN 0
$={:r/R`i
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； +E1I");
*+TH #EL2
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 nl(WJKq'
j<2m,~k`V
所以 /"
${$b{
u5 { JQO
因此 4( Ov1a>
|+3 5y_i6
3.选择电动机的类型 0dA7pY9
GwG4LIp
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。 28/ ADZ
>$ NDv
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。 /n5F(5<
%1.]c 6U
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。 U ~}
U\_
R+nMy=I%8
四、传动装置总体设计 rsF\JQk
6ZK sz5:=
1.计算总传动比及分配各级传动比 k% sO 0
;<$ H)`*
传动装置的传动比要求应为 !
iptT(2
sf OH l
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 4Ue_Y 'LmM
N[<H7_/3
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。 6`0mta Q
_* IPk
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。 s:2|c]wQ#R
o\88t){/kB
2.计算传动装置的运动和动力参数 P y>{t 4;S
3I!?e!y3(
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。 yfj K2
@*0cMO;SpG
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 pG34Qw
26dUA~|KJ
1） 各轴转速计算如下 @WQK>-=(3
[6)UhS8
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。 dWX stb:[
:U
d
2)各轴功率 v?0r`<Mn
7}GK%H-u
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。 `C_jP|[e
K]qM~v<A
3） 各轴转矩 Yz4_vePh+5
&O)&k
电动机轴的输出转矩 :LWn<,4F&
J0
k
五、传动零件的设计计算 (faK+z,*6R
nLwiCf e
1、直齿锥齿轮的设计 ui "3ak+F
zP:cE
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。 L>!8YUz7p$
{ F'Kk\f%:
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： -w;(cE
` /"nTB
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）。 Gy,u^lkk:
GyW.2
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。 SR^_cpZoi
7QVuc!V
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 ； uK ("<u|
Q\Gq|e*
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； x lsqj`=
3IR
^
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 FZ|CqD"#
!j1[$% =#
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； nx:KoB"ny
ck jr k
b、 小齿轮传递的转矩 ； PSRzrv$l
(>=7ng^
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； _ 1*7Z=|
[EY`am8[
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])P1c. 7"
?\/qeGW6G
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； 1z*kc)=JF8
Bi~:>X\[^6
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 kvGCbRC
G\/"}B:(
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 [pg }S#A
a=xT(G0Re
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 |2`"1gt
-fgC" 2H
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 >Z Ke
?/M_~e.P
h、 小齿轮分度圆周速度v ]h!`IX
a$9A(Pte
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； ?$z.K>S5
Nt:8og k/
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； .mL#6P!d3^
K"<*a"1I
齿间载荷系数取 ； sT1&e5`W
s?3i) Ymr
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 Qn:kz* :
T7 $S_
故载荷系数 ； | A:@ &|
K?u(1
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a cPn +<M#
|%D%0TR&Q
模数 PoShQR<
p" `%
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 >0Ev#cX4
f+Dn9t
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； IeF keE
U5/qf8) yO
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； gJ 3c;
jU=<r
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 wk\L* \@Y}
XidxNPz0^
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 |@j _2Q,
~ eN8|SR
载荷系数K=2.742; \&}G]
P sa@@'w
c) 分度圆锥角 ;易求得 Zv qn%K],
Az,-
Cq
因此,当量齿数 Y:x/!-
H5nS%D
根据[2]表10-5查得齿形系数 TSo:7&|
VY'Q|[
应力校正系数 jB@ 4b 'y
L>Jd7; =
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: . p^xS6e{
(U87}}/l
结果显示大齿轮的数值要大些; Sl~x$9`
Ie'P#e'
ｅ、设计计算 EZ#g p^$
ilEi")b =
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 P g^ h,2h
0 H=9@
大齿轮齿数 ; J\W-dI
<9@7,2
5) 其他几何尺寸的计算 D\]&8w6&
OM9 6`
分度圆直径 [{F%LRCo-
y7zkAXhJ
锥距 "D> ]ES%5
@?2n]n6
分度圆锥角 #*%fu
t]m!ee8*X<
齿顶圆直径 ,5-Zb3\
PHR#>ZD
齿根圆直径 p$!@ I
'M%5v'$y
齿顶角 {y );vHf$
IUhp;iH
齿根角 *Wyl2op6
b%0BkS*
当量齿数 Hbr ^vYs5
0 K3Hf^>m
分度圆齿厚 3sC: jIp
nN{dORJlx
齿宽 `
py}99G
O@`J_9
6) 结构设计及零件图的绘制 'yT`ef
%F$N#YG
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. I #l;~a<9z
h=f6~5l5
零件图见附图二. wr@GN8e`
Pe,;MP\2
2、直齿圆柱齿轮的设计 PHkDb/HIx|
3}M \c)
1）设计已知：齿数比u=2.5；小齿轮转速 ；输入功率 ；传递的转矩 ； oYq,u@oM
di_gWE
2）齿轮传动的主要特点是：效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定，但制造和安装精度要求高。 ]N\6h(**wy
4 ?2g&B\
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 7x+=7,BZd
&|,s{?z2
4）材料及精度等级的选择 Z}f^qc+
pYGYy'%A'
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 ZKsQ2"8{M
;l `X!3
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 GEi
MmH?
^fZGX<fH
5） 压力角和齿数的选择 x[}06k'
=|# w.(3y
选用标准齿轮的压力角，即 。 W8uVd zQ
(+$ol' i
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? s;>VeD)*)
^^Bm$9
取 。 p[;8
P7Z<0Dt\}
6） 按齿面接触强度设计 y"Ihr5S\
Uk"Y/Ddm
由[2]设计计算公式10-9a，即 5^o3y.J?P
iiehrK&T !
a. 试选载荷系数 ； T"A^[ r*
Z_jn2 7AC
b. 计算小齿轮传递的转矩 ：
!Pe1o -O
CMKhS,,o
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； cCYl$Ms kZ
{SHqW5VX
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； hC|KH}aCR)
&V FjH W
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 。 @!- a R u
HD~jU>}}
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 mj,qQ=n;p
G$S1#F -
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； u ,! 4vKx
_p$"NNFN
h. 计算接触疲劳许用应力: 1 uY3[Z9S
B[Ix?V4yy
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 M@5KoMsB9
xan/a y>
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, D'85VZEFyo
/H.(d 4C
j. 计算圆周速度 *+N ZQjl'
D@}S t :m}
k. 计算齿宽b Kyyih|{
A/ h pY a
l. 计算齿宽与齿高之比 e%'z=%(
IMw
"eV
模数 k>$FT `
#%:`p9p.S
齿高 li 1v 4
$8EV, 9^U
所以 }ty"fI3&iY
- a
m. 计算载荷系数 b-,]A2.
[}jj<!9A_;
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; )A"ZV[eOoQ
-??!@R7V
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; L,yA<yrC
[..,(
由[2]表10-2查得使用系数 ; R Co eJ|
:QxL 9&"
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 |R[v@c`pn
[vZfH!vLP
代入数据计算得 j{-mQTSD
AlA h
S<
又 , ,查[2]图10-13得 |E"Xavi>
7W6eiUI'
故载荷系数 kQqBHA
"sz.v<F0:s
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 J(3gT }z-
03P N{<
ｏ、计算模数m <Gb n PG?
.vC Y%0oE
7) 按齿面弯曲强度设计 Wg}B@:`T
E1$Hu{
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 Usa {J:
D2>hMc
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 ； % JgRcx
</K%i;l
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 ?|%\<h@;
Z?!JV_K
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 KK&<Vw|O \
EX+={U|ua$
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K (#f m (@T
o(B<!ji~'
e.查[2]表10-5得齿形系数 OqEg{o5 a&
m_{%tU;N
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 B2ek&<I7N
&:!ZT=
小齿轮 Oz4,Y+[#
2VoEQ
大齿轮 N/`TrWVF
FY x `o\
结果是大齿轮的数值要大； Pg!;o=
{ M
lpM>}0v
g.设计计算 dv1x 78xG>
0U>t>&,"
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。 1q}u?7nnSG
u7<qaOzs?
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 ； vF*^xhh
.IW_DM-
8） 其他几何尺寸的计算 PV ,kYM6
+ d6Aw}*
分度圆直径 |.Y@^z;P3
O<eWq]
中心距 ； 4 ~MJ4:
7/p J6>
齿轮宽度 ； m>Yo 9/XpZ
zkT`] @`J
9）验算 圆周力 =|qt !gY)Y
hJC
p0F9O
10）结构设计及零件图的绘制 c {f:5 p
#f |NM7
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。 + WU|sAK"
E1U 4v&P
3、链传动的设计计算 4."o.:8x
5v Uz
1.设计条件 ^\7 x5gO
oUKBb&&O
减速器输出端传递的功率 i&}zcGC
&.+n
L
小链轮转速 !BvTJ-e)F
Y^94iOk%T
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 m
p|20`go
He0N
2.选择链轮齿数 @~!-a
s7
q5'yD;[hE
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 。 E.H,1 {
M3jv aI
3.确定链条链节数 P- `~]]
R$T[%AGZ.
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 5Sm 5jRr
; $ ?jR
c
取 （节） fzk CI
t=E|RYC(k
4.确定链条的节距p ?sjZ13 SUa
UpszCY4
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 / BjGAa(
z[KN^2YS
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 9pl_V
WrQ
Kl46CZs#8
齿数系数 4U! .UNi
Tk v
链长系数 o
{Xw Li
;}>g1&q
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 'wB Huq
S$lmEJ_
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。 g+KzlS[6
k+q6U[ce
5.确定链长L及中心距a ]\D6;E8P-~
YPff)0N h
链长 CSX $Pk*
Y)4Nydq
由[2]公式9-20得理论中心距 c~L6fvS
LD ~uI
理论中心距 的减少量 }N#>q.M
]|$$:e^U9
实际中心距 "$E!_
ev: !,}]w
可取 =772mm X %9xu c
_#YHc[Wz
6.验算链速V .e
_D3Xp<
YqY6\ mo
这与原假设相符。 Am0.c0h
#G!Adj+p5
7.作用在轴上的压轴力
oRbYna?J
7 NB"oU^h%
有效圆周力 3@cJ=
*liPJ29C[
按水平布置取压轴力系数 ，那么 :UhFou_D4l
d Xo'#.
六、轴系零件的设计计算 BWi 7v
^9*|_\3N
1、轴三（减速器输出轴）的设计 6P*)rye
uQ%HLL-W/
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： @`y?\fWh
qnfRN'
（2）求作用在轴齿轮上的力： kz VI:
9hs{uxwuEE
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 = ' bmjXu
4Ig{#}<
径向力 bq6{ty"
Tvx8l
m '
其方向如图五所示。 3D09P5$W
=ci5&B?
（3）初步确定轴的最小直径 8(_g] u#B;
'5,,XhP
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 "g:&Ge*X
s^t1PfP(,
查[2]表15-3取45钢的 ]>4Qs
JdY F&~
那么 3F'dT[;
@[b:([
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。 MqBATW.pmJ
7n 95>as
（4）轴的结构设计 y yR8VO{
x5 ~E'~_
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 \HQb#f,
4p.{G%h
图三 cf!k
9x9Z
vzm4
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
VUv.Tx]Z[
=i5:*J
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 。 XK/@!ud"`
?.A/E?Oc
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 p;t!"I:`?
dD n4nwH
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； }~C ZqIP
qf=[*Z Y
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 。 y{?jr$js<
+95dz?~
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求，取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm，则 （参看图四）。 H$z+g bjJ
pbvEIa-Y4
图四 -*q2Y ^A^l
' *ICGKoT
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 q4k o}jn
l(#Y8
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。 ?~Ed
n-" Y
"l,EcZRjTz
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 9 la~3L_g
+,^M{^%
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。 M)pi)$&c
*Z2Q]?:{
i
（5）求轴上的载荷 m.a1
uv!qE1z@':
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁，轴的支承跨度 ， ?E_p ,#9j)
k pw4 Mq@
； ； zw rZ ^
;k%s KVP
图五 "#k(V=y
Msu2OF *x
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： =pOY +S|
`oWjq6
表一 <_q/ +x]8
Q4 :r$
&
载荷 水平面H 垂直面V (a!,)
. mrRv8>$
支反力F UnF4RF:A2&
7 =*k@9
弯矩M fDHISJv
Z_~DTO2Qg
总弯矩 0_pwY=P
]b| @<E7Y
扭矩T T=146.8Nm 3i}B\
{
c qyh#uWe
（6）按弯扭组合校核轴的强度： k$_]b0D{4
>t }D5ah
根据[2]中公式15-5，即 x2wWp-Z
[eP]8G\
W
取 ，并计算抗弯截面系数 km^+
mK
V\hct$ 7Vm
因此轴的计算应力 X*"O'XCA
^v5hr>m
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 )9Ojvp=#r:
@BhAFv,7
，故安全。 w>Sz^_ h
U7eQ-r
（7）精确校核轴的疲劳强度 ]qHO{b4k
6e| 5qKr
①、判断危险截面 v >!}cB /6
K3D $
hb
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。 G_m u7w
If Cqezd
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。 mXaUW gO
B[X6A Qj}d
②、截面2左侧： ADz|Y~V!
,!4_Uc
抗弯截面系数 Vp^sER
1&"1pH
抗扭截面系数 K(<P" g(
}TL"v|ny6;
截面2左侧的弯矩为 8!>pFVNJf
ra2q. H
扭矩为 r= aQ S5
Qf]!K6eR
截面上的弯曲应力 /U]5#'i
U .(_n
扭转切应力为 }!Lr!eALr
>GUTno$J
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； >C3 9`1
0pOha(,~
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 n #/m7
u;g}N' "
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 @R{&>Q:.
0O4mA&&!oK
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 ,_zt? o\
g Mn)<u >
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； p~ItHwiT
O 9)8a]
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； $7YLU{0
^umAfk5r?H
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 +-d>Sl (
E5Jk+6EcMa
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 >,vuC 4v-
+8I0.,'
③、截面2右侧： r
|/9Dn%
S~Q";C[&
抗弯截面系数 `,[ c??h
+Ti@M1A&
抗扭截面系数 u*`GIRfWT
MJ08@xGa
截面2右侧的弯矩为 q'tT)IgD
d o7{
扭矩为 $*R9LPpk+
?V sZo6Z"
截面上的弯曲应力 C:{'0m*jKs
,#l oVLy
扭转切应力为 WcFZRy-erc
S:s^si2/
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 o9>X"5CmX
OQvJ djST
表面质量系数 ； etV E8N'
zu% pr95U
故综合影响系数为 $49tV?q5
|
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