| 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 P3due|4M
f9Vx td
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 |5if gSZ
[i8,rOa7
原始数据 uV\ _j3,2
]>K02SVT:
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 v(H CnC
SO}$96
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 ,P?R
3
F(-1m A&-
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 L5"|RI}
~7N>tj B
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 D92#&,KD
w|"cf{$^x
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 A[,[j?wC
}]qx "
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 ^'g1? F$_
pB3dx#l
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 W|go*+`W%
/1Xji 0LK
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 HuX{8nl a
$] js0 )>
原始数据 STC'j1U
`OY_v=}
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 ,oW8 im
uq}>5
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 C$Y pk\p
lS`hJ:
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 [@Db7 ]nG
/r4 QDwu
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 #-QQ_
_;A? w8z
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 b,?@_*qv+
Q~5!c#r
工作．运输带速度允许误差为 5％。 'xO^2m+N;
=uZOpeviQ
机械设计课程设计计算 y.zS?vv 2g
(5l 5@MN
说明书 . Q#X'j
N6GvzmG#g
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 |JpLMUG
MTKd:.J6
目录 2 9 +p|n
Wr \rruH6
1. 设计任务书....................................3 #&Zb8HAj
a r0y8>]3
2. 系统传动方案分析与设计........................4 e3+'m
0G(T'Z1
3. 电动机的选择..................................4 D4:c)}
2?]NQE9lA
4. 传动装置总体设计..............................6 t~xp& LQiY
yDt3)fP#
5. 传动零件的设计计算............................7 `-l, `7e'
DA[s k7
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 B}=
W xG|)
H3=U|wr|
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 !aSu;Ln
&yKU f
3） 链传动的设计计算........................... ...15 A7~~{9
u S$:J:Drx
6. 轴系零件的设计计算............................17 = O
qw`jw
{DPobyvwFk
1） 轴一的设计.....................................17 LB<,(d yh
_)q,:g~fu
2） 轴二的设计.....................................23 Pg3O )D9
M (,npW
3） 轴三的设计.....................................25 J$)lYSN E
+ L4_]
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 ^Zh
YW
t HhA _
8. 键联接的强度较核..............................27 /aepE~T
su~ _l[6
9. 轴承的强度较核计算............................29 wo;`D
'F'v/G~F
10. 参考文献......................................35 UR~9*`Z ,
Sm 2 |I6
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 Qh )QdW4
K0xZZ`
一、课程设计任务书 l\W[WQP h
lNSB "S
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） hJ0)"OA5
kc d~`+ C
图一 ;!(.hCHvr
Ku{DdiTg>
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％。 ~Co7 %e V
W q!n8O1
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 m: 77pE&o
2}P<}- ?6
运输链的工作速度(m/s)：0.8 MtAD&+3$
F=C8U$'S
运输链节距(mm)：60 7Zl- |
CVsc#=w0
运输链链轮齿数Z：10 W{\){fr6O
Aj 06"ep
二、系统传动方案分析与设计 4'pg>;*.
|C9q M
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。 lg C|3]
pA9:1*+;;
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。 #`6A}/@.+
9?)r0`:#
3. 系统总体方案图如图二： U!sv6=(y@
8$!/Zg
图二 iY~9`Q1E
Za{sT&(|
设计计算及说明 重要结果 CtwMMZXX3
/#?lG`'1
三、动力机的选择 rJJI<{$
iYj+NL
1.选择电动机的功率 h 5 Y3
v
]p~QdUR(
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 Do}mC v
7kM_Ijd$
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； vVF#]t b|
{ U a19~'>
Pw→工作机需要的输入功率，kW； 372ew h3'
N1ZH aZ
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 <,,U>0?3
P)~P rTa%
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； 2 @g'3 M
-b-Pvw4
滚动轴承效率η2=0.98； 0(VQ wGC[
w U.K+4-k
链传动效率η3=0.96； STp}?Cb
IEV3(qzt
圆锥齿轮效率η4=0.98； B[ F, D
w/s{{X<bF
圆柱齿轮效率η5=0.99； 'j];tO6GfC
v/f&rK* >
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 t#mW`r GE_
%&9tn0B
因此总效率 { hUbK+dKZ
): C4"2l3
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 uls r)Ik
GE=#8-@g~p
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 =rS z>l
Ftj3`Mu
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 '3eP<earRP
<#ujm fD
2.选择电动机的转速 $53I%.
zEJ|;oL
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 uj_u j!
94"R&|
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , =!r9;L,?
@#ih;F
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 ,dKcxp~[
R% XbO~{u
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； nK Rx_D$d
iUqL /
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； XXacWdh \
3/o-\ wWO
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； j2 " j Cv
<R}(UK
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 zLue j'
lK EdpF<
所以 ?f[#O& #
+](^gaDw<L
因此 ,6,# Lc
F ?e_$\M
3.选择电动机的类型 ]1rr$f9
d NG>:p
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。 LX4S}QXw
R1 / )Yy
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。 [2.uwn]i
)Z0pU\
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。 ]~CG zV
/o g2+!
四、传动装置总体设计 v"6q!
Ll lyx 20U
1.计算总传动比及分配各级传动比 $Ne$s
"zR +}
传动装置的传动比要求应为 ~oz8B^7i;
8 $-(%
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 bl(rCbj(w
UyBI;k^]
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。 }'a}s0h
Zz= +?L
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。 s2riayM9/
"' -f?kZ
2.计算传动装置的运动和动力参数 y^=\w?d
z '3
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。 QM`A74j0]\
a_w# ,^/P
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 jTaEaX8+
B. 6g J2c
1） 各轴转速计算如下 $fV47;U'*
4 StiYfae
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 Wcl@ H @
^aN;M\
2)各轴功率 /`>BPQH`}
?kX$Y{M}
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。 Q3u
P7j
7"w r8
3） 各轴转矩 u ) y6 $
l4u_Z:<w
电动机轴的输出转矩 v4=9T<[
.&=nP?ZPC6
五、传动零件的设计计算 oOUL<ihe?
6MvjNbQ
1、直齿锥齿轮的设计 ,IF3VE&r
Tn<
<i
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。 d4t %/ Uh
@~hiL(IR'
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： C:xg M'~+
!#`
.Mv Z
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）。 YvL5>;
Vb az#I
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。 kL\
FY
r ) ;U zd
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 ； :{bvCos<)
Xd@ -
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； -61{ MMiA
RT HD2
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 A-Be}A
n*{aN}auJ
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； yaza
GM=r{F
&
b、 小齿轮传递的转矩 ； xCGa3 X
d,AEV_
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； 4<[,"<G~3
T'B4 3Q
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 wO9|_.Z{
"7}bU_" :s
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； smaPZ^;; j
Q$_y + [
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 c u*8,*FU
yIy'"BCxM
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 OV /H&fe
kqy d3Si>
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 Ey96XJV
UgI0
*PE2
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 }#):ZPTs
zG gPW
h、 小齿轮分度圆周速度v M|8vP53=q
xe?!UCUb@
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； @9# l3
%d?.v_Hu0
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； X.}i9a
6
fk%W0 7x!
齿间载荷系数取 ； xb{G:v
I<E~=
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 IE*eDj
iW u
故载荷系数 ； PY81MTv0;
Q$,AQyBlqc
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 @vyq?H$U;N
g{ ()
模数 aF8'^xF
H@, h$$
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 } ejZk
bP
F/%M`?m"ie
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； + /+> :
a
gk w)#
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； L2\<iJA}c
E P3Vz8^
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 nh
XVc((
^sVr#T
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 8
$qj&2 N
NH aY&\
载荷系数K=2.742; T
W#s)iDi
J?#Xy9dz
c) 分度圆锥角 ;易求得 }3O 0nab
&J?:wC=E
因此,当量齿数 ;mT
r'(*#
根据[2]表10-5查得齿形系数 x ovsh\s
d/S w.=vq
应力校正系数 do.AesdXaq
Z% DJ{!Hnh
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: |:w)$i& *
S=<OS2W7+r
结果显示大齿轮的数值要大些; : X}n[K
vf5q8/a
ｅ、设计计算 9?iA~r|+
OKPNsN
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 `r'$l<(4WV
)b?$
4<X^
大齿轮齿数 ; lqTc6 @:D
9OYyR
5) 其他几何尺寸的计算 j iejs*
hd*GDjmRQ/
分度圆直径 ^H0#2hFa
B[3u,<opFU
锥距 g=/!Ry=
{'p <
o$(S
分度圆锥角 ?9;CC]D
k|,Y_h0Y
齿顶圆直径 fK^W6)uuV
P;`Awp?
齿根圆直径 JZ dRAL2#v
!r8_'K5R(
齿顶角 ..kFn!5(g
%:s+5*SKe
齿根角 C*}P L
IH&0>a
当量齿数 aGd
wuD
~N%+ZXh&E
分度圆齿厚 -{}h6r
zO2=o5nF.
齿宽 d>?C?F
K {kd:pr
6) 结构设计及零件图的绘制 L+S)hgUH
A=0{}B#
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. "IB36/9
2F+"v?n=\
零件图见附图二. >$ tU @mq
\%&A? D
2、直齿圆柱齿轮的设计 ?YMBZ
*MS$C$HOq
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 ； gW<6dP'v
zYP6m3 n
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。 $KQ q~|
`KtP ;nG
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。 Y0T ad?iC
Do7 7V5
4）材料及精度等级的选择 gV-*z}`U
\vJ0Mhk1
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）。 #IZ.px
fgs@oaoZ
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。 Ej Fn\|VK
I-}ms
5） 压力角和齿数的选择 (5@H<c ^6
&l0K~7)b
选用标准齿轮的压力角，即 。 4 ob?M:S
O\ _ro.
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? }AA">FF'y4
Ge/K.]>i
取 。 ilde<!?
m 94PFD@N
6） 按齿面接触强度设计 &TY74 w*
! d<R =L
由[2]设计计算公式10-9a，即 4BUG\~eI3
}LC m_av
a. 试选载荷系数 ； HHZw-/ s,%
4b[bj").A
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： kc0MQ TJU
<$ yA*
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； q01 L{~>bz
g<(!>:h
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； wgIm{;T[u
JRi:MWR<r
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 。 " >.tPn
D{s87 h
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 9DJ& J{2W
VsJ+-IHm
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； %'ah,2a%
o5p{ O>D[z
h. 计算接触疲劳许用应力: u 3#+fn_
(BPO*'
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 \H bZ~ I-
EYn?YiVFU
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, >t)Pcf|s
r}&&e BY
f
j. 计算圆周速度 I]` RvT
QK?V^E
k. 计算齿宽b iphC\*F
6FN GyvBU
l. 计算齿宽与齿高之比 Dc@ O Mr
e ,epKt L
模数 ~ 1D^C |%
SFRP
?s
齿高 z`IW[N7Z
>U,&V%y
所以 ed`"xm
{ iX#
m. 计算载荷系数 2L1y4nnbwo
ns%gb!FBJX
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; . 2$J-<O
kW)3naUf<
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; o3dqsQE%
#Z1-+X8P
由[2]表10-2查得使用系数 ; j{OA%G(I
zawu(3?~)5
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 jcJ 4?
s-#EV
代入数据计算得 M i& ;1!bg
^T!Zz"/ :
又 , ,查[2]图10-13得 V*b/N
oh< -&3Jn
故载荷系数 YK)m6zW5
B^/MwD>%
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 ):'wxIVGI
;.uYWP|9
ｏ、计算模数m M !'d
?{q Un8f2
7) 按齿面弯曲强度设计 u -t= M]
7S }0Kuk)
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 s{@R|5
Jz` j N~
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 ； uP'L6p 5
4>= M"D hB
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 M5h
r0 R{
>`0U2K
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 o6MFMA+vi
`.MZ,Xhqi"
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K Nu6NyYs
Sv M\9
e.查[2]表10-5得齿形系数 FE\E%_K'n7
^wolY0p
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 h p|v?3(
#@B"E2F
小齿轮 ;stuTj@vH
9VxM1-8Gs
大齿轮 xn3 _ E D
{!|4JquE_
结果是大齿轮的数值要大； f256;3n
Ma|4nLC}
g.设计计算 `[sFh%:
Y/5M)AyJt
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。 }qiZ%cT.G
J =^IS\m
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 ； V O: 4wC"7
P T2;%=f
8） 其他几何尺寸的计算 0 #8
0(7 IsG=t
分度圆直径 {nV/_o$$
j+_fHADq
中心距 ； J 6KHc^,7
#-;c!<2
齿轮宽度 ； j9 NF|
Ljd`)+`D
9）验算 圆周力 Eb ILAJ
p/<DR |
10）结构设计及零件图的绘制 ^!1!l-
Ocd y;|&
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。 zTg\\z;
AT"gRCU$4
3、链传动的设计计算 `NW/Z/_
pt <zyH3Z
1.设计条件 G}pFy0W\S
Wzl/ @CPM
减速器输出端传递的功率 ~*iF`T6
a#j,0FKv
小链轮转速 OMLU ;,4
g s'M^|e)
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 1q7&WG
6|jZv~ rS$
2.选择链轮齿数 fa/S!%}fO
Ooz ,?wU6
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 &Y8Kf
;@eP u
3.确定链条链节数
aN0[6+KP;
*cb|9elF^
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 rt+4-WuK>
|o5eG><
取 （节） 8 Rj5~+5
bB_L L
4.确定链条的节距p Z 8rD9
k$6
r{ R-X3s
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 &O' W+4FAc
H a!,9{ T
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 8 1Kf X {|
h[remR# 3\
齿数系数 gRY#pRT6d
Cf[tNq
链长系数 d {!P
c<
e gq,)6>
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 ^N={4'G)
+VUkV-kP
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 9+ 1{a.JO
R
(f:U C
5.确定链长L及中心距a e/D{^ *~S
d7V/#34
链长 WESD^FK
M}|(:o3Yo
由[2]公式9-20得理论中心距 %p}vX9U')
u2#q7}
理论中心距 的减少量 |ty&}'6C
P#A,(Bke3
实际中心距 ;?Pz 0,{h
s-CAo~,
可取 =772mm [(n5-#1S
0f qcPi
6.验算链速V e i=
4u'
7UBDd1
这与原假设相符。 .B`$hxl*0c
b~^'P
7.作用在轴上的压轴力 V6merT79
NO*, }aeG
有效圆周力 EE'2<"M
F+*E}QpM
按水平布置取压轴力系数 ，那么 NCk-[I?R
[4yHXZxza
六、轴系零件的设计计算 "==c
xC< )]
1、轴三（减速器输出轴）的设计 XGZZ Kvp
`v?hL~
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： v
o:KL%)
/>x EpR3_A
（2）求作用在轴齿轮上的力： nDn+lWA=g
\ gP?uJ
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 t M5(&cQ!d
oN}\bK
径向力 }P2*MrkcHB
_CNXyFw.7
其方向如图五所示。 `pbCPa{Y
O[Z$~
（3）初步确定轴的最小直径 NL.3qx
_U}|Le@ e
选轴的材料为45钢，调质处理，以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径，即 l4kqz.Z-g
U$D:gZ
查[2]表15-3取45钢的 ,GWa3.&.d
t_^cqEr
那么 G$ zY&
<2* +Y|Lk2
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。 mTH[*Y,
>% "TrAt
（4）轴的结构设计 0uKm)t/
6 w!qZ4$
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 |%4nU#GoB
AY Nz {9
图三 .dzw5R&
]UO zz1
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 {{A=^rr%C
9on$ 0
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 。 qw4wg9w5p
o
^w^dgJ
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 P3bRv^
(q"S0{
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； U;&s=M0 [
(O ;R~Io
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 。 <mLU-'c@
( Vey]J
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）。 5UL5C:3R9
!/2kJOSp
图四 [HXd|,~_j-
TbMlYf]It
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 Q-_;.xy#4
{w>ofyqfp&
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。 6mZ py t
6#d+BBKIc
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 k="w EZ;Q
}8.$)&O$^
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。 Pw| /PfG
'&/Y}]
（5）求轴上的载荷 Rv*x'w
==
=aT8=ihP
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 jf>QIB
GB >h8yXH
； ； ~}YgZ/ U7T
pv|D {39Hs
图五 7Il
/+l(
arPqVMVr
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： [:Odb?+ `F
]N'4q}<5o
表一 wW/w vC-
h" YA>_1
载荷 水平面H 垂直面V T7G{)wm
QZ-6aq\sgp
支反力F {7Ez7'SVV
/i~n**HeF?
弯矩M >>7m'-k%D
YF");itH
总弯矩 ~i@Z4t j7
ZONe}tv:
扭矩T T=146.8Nm Xo4K!U>TzZ
YsjTC$Tx,
（6）按弯扭组合校核轴的强度： 0.Nik^~
0Ioa;Xg On
根据[2]中公式15-5，即 &_6B{Q
u|8V7*)3
取 ，并计算抗弯截面系数 bO{wQ1)Z_
.!Q[kn0a
因此轴的计算应力 rUF= uO(
x: Tm4V{
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 0Z[8d0
.7zdA IKW
，故安全。 QXT *O
b~; +E#[*
（7）精确校核轴的疲劳强度 R75np^
,e>N9\*
①、判断危险截面 [.iz<Yh
[[:wSAO>6'
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。 4[]4KKO3Q2
$5 l=&
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 "^iw {]~U
\xaK?_hv
②、截面2左侧：
t"'aQr
hI 1 }^;
抗弯截面系数 of:xj$dQ_
{#1}YGpiVM
抗扭截面系数 SfwAMNCe
c z9T,
截面2左侧的弯矩为 M>g\ Y
NvfQa6?;
扭矩为 S(*SUH
pEE. %U
截面上的弯曲应力 h|1 /Q
(
{^
^)bf|1'
扭转切应力为 Dx27 s
.qBf`T;
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； ) >SU J^u
&<sDbN S
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 RI_3X5.KQ
3v%V\kO=F
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 V"@]PI pr
wg= ge]E5
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 }A%Sx!7~
jsG
epi9
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； v 5GV"qY
9q -9UC!g
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； 7,2 bR
R"= pAO.4l
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 !7lS=D(?
zj^Ys`nl
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 E(oI0*S.5
X)|b_ 3Z
③、截面2右侧： QuJ)Wa JkC
]?`t
spm<t
抗弯截面系数 >\ :kP>U
4`
gAluJ#
抗扭截面系数 _$?SK id|o
d-=/@N!4e
截面2右侧的弯矩为 O &?i8XsB
_s
Z9p4]
扭矩为 nDS mr
G.,dP +i
截面上的弯曲应力 {`v F4@
~ b ;%J:
扭转切应力为 SAt{At
54w..8'
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 MGd 7Ont
&JM|u ww?1
表面质量系数 ； K_4}N%P/))
wTGH5}QZ+
故综合影响系数为 &oTUj'$
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