| 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 rVQ:7\=Z
%~ Nf,
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 xkUsZ*X8B
/J{P8=x}_:
原始数据 1P8$z:|~
}kL% l
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 M/d!&Bk
LdWeI
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 H W.S~eLw*
DKIDL f
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 0%F C;v0
$6fHY \i#R
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 %PlPXoG=
.RJvu$U2j
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 Yz-b~D/=}
?/#HTg)!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 ( }JX ]-
Kh<v2
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 y*Ex5N~JC
9Od
Kh\F (
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 v~ uwQ&AH
Ku, Efr
原始数据 ?_<ZCH
D
?,P\cp
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 {j:{wW .
zK fb
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 1+#Vj#
4 Iy\
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 Zpu>T2Tp
VJ_E]}H
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 A*\4C3 a'%
V3@^bc!
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 dhm ;
ctt5 t
工作．运输带速度允许误差为 5％。 &
NOKrN~HX
iy$]9Wf6=@
机械设计课程设计计算 /#>?wy<s ~
X*S|aNaLWW
说明书 !7%L%~z^
qY14LdC} ~
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 CUxSmN2[
7;| 6g8=
目录 Y pv"u0
0dIJgKanGP
1. 设计任务书....................................3 zKiKda%)
HCHC~FNd
2. 系统传动方案分析与设计........................4 {'d?vm!r
P\N`E?lJL
3. 电动机的选择..................................4 /}M@
@W
A|y&\~<A
4. 传动装置总体设计..............................6 >DbG$V<v'
\n<N>j@3
5. 传动零件的设计计算............................7 {L q
uOC1
h ?p^D Po
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 t}'Oh}CG
@9vz%1B<l
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 zyCl`r[}
xTAC&OCk^[
3） 链传动的设计计算........................... ...15 { Ja#pt
Z#4? /'
6. 轴系零件的设计计算............................17 p( Qm\g<
)*s.AFu]7x
1） 轴一的设计.....................................17 @.C PZT
vkBng sS
2） 轴二的设计.....................................23 |(S=G'AtU
2!" N9Adt
3） 轴三的设计.....................................25 Keof{>V=CA
u.!Pda
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 3s>& h-E
"2=v?,'t
8. 键联接的强度较核..............................27 s*]1d*B !
ze#LX4b I
9. 轴承的强度较核计算............................29 ~D kje
<cepRjDn
10. 参考文献......................................35 ]
YQ*mvI]
7 v `Y*D
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 [
8v)\lu
Y q;S%.
一、课程设计任务书 %W`pTvF
: 5"|iRP'
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） ?<F\S2W
N O9Jre
图一 o'D6lkf0
Wigm`A=,r
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％。 /{qr~7k,oQ
NrL%]dl3/
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 !-2 S(8
"$Rl9(}
运输链的工作速度(m/s)：0.8 KWN &nP
+
=2`s Uw}
运输链节距(mm)：60 L2K4nTA
L {5zA5#m
运输链链轮齿数Z：10 K<|eZhp~
|dXS+R1
二、系统传动方案分析与设计 jkPXkysm
6= 9
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。 Ye(0'*-jyc
Lw!@[;2
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 v3aiX
]`:Fj|>
3. 系统总体方案图如图二： v3@)q0@
lYy0
图二 Iem* 'r
NU_VUd2
设计计算及说明 重要结果 )EcF[aO
|/r@z[t
三、动力机的选择 y0=BL
LY^BkH'
1.选择电动机的功率 I98wMV8
mXa1SZnE
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 Gzm[4|nO^
][0HJG{{g
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； )ns;S
3-_4p8OK
Pw→工作机需要的输入功率，kW； iOD9lR`s
Mb/R+:C`
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 B;rq{ac!P]
&=s{ +0
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； !0 zM@p
Cf%)W:Q9
滚动轴承效率η2=0.98； k"L_0HK
~[,E
i k
链传动效率η3=0.96； BKJ W\gS2
I:Z38xz -[
圆锥齿轮效率η4=0.98； zM)o^Fn2
5F0sfX
圆柱齿轮效率η5=0.99； Z i| 'lHr
r5F#q
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 +L X&1GX
LTJ|EXYA
因此总效率 B|!YGf L
[c3hwogf:
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 'RG`DzuF
jPbL 3"0A&
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而 eQYW>z'%,
6 %:'2;xM
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 Cu9,oU+N
cIq 3En
2.选择电动机的转速 O-: ~6A
uRUysLIw
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 qKWkgackP
7]
~'8
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , 7$b78wax
6idYz"P %
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 <hS >L1ZSr
B\N,%vsx#U
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； U[Z1@2zLx
YJr@4!j*
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； jIuE1ve
}.e*=/"MB
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； Aja'`Mu
H# Vs3*VK
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 HgG"9WBe%
I,q 3J1K
所以 *a\1*Jk
]l&_Pv!!
因此 JJ[J'xl@
N !H iQ
3.选择电动机的类型 oBIKt S*L
c)lMi}/
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。 w' U;b
u* PN1E
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。 Is%-r.i
3D%I=p(
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。 +/AW6
_L&C4 <e'
四、传动装置总体设计 !9V _U
x/5%a{~j2
1.计算总传动比及分配各级传动比 xNl_Q8Z?R^
5qUyO kI
传动装置的传动比要求应为 yP uT%H&i
Vx?a&{3]-
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 -_A0<A .
z`{Ld9 W
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。 ?l
b K;Kv
~hz]x^:
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。 <BT}T v9
Qv[@ioc
2.计算传动装置的运动和动力参数 [
tm J6^s
" TG}a S
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。 kM@8RAxA
[% Y Cupr#
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 oGXT,38*
C#v U'RNpl
1） 各轴转速计算如下 H?^Poe(=(
%0= |WnF-
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。 LLV:E{`p
]6FpUF#<D
2)各轴功率 42X[Huy]
i!sKL%z}
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。 xUzfBn
9?@M Zh
3） 各轴转矩 y \V!OY@
_fa2ntuS=f
电动机轴的输出转矩 .gx*gX1<
aElEV
e3
五、传动零件的设计计算 LB U]^t@ M
l.Qj?G
1、直齿锥齿轮的设计 -=2tKH`Q
O z]iHe
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。 $)z(4E v
jSpmE
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： ~B|K]&/]
,Q 2` N{f
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）。 I@7^H48\
8^ ^Xr
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。 pz #oRuujY
{N/(lB8
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 ； gz
Qc
d5Ud RX]*
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； bp;b;f>
R\
<HR9 r
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 mGwB bY+5n
>t 3%-K c
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； ?0Z?Z3)%w4
p.gi8%f`
b、 小齿轮传递的转矩 ； QUwSnotgU
ixp(^>ZN
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； ##EMJi
$5s?m\!jZz
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 +Ae4LeVzc
<jY" +@rF
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； ,*wa #[
nsuK{8}@
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 m ['UV 2
'%l<33*
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 DO8@/W(
`
ezgP\ct
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 ~\6Kq `Y
+MvcW.W~
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 d [6[3B
CcG{+-= H)
h、 小齿轮分度圆周速度v Uf 1i "VY
iQ~;to;Y
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； {OXKXRCa
9l+'V0?`
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； ~$Xz~#~
Akb#1Ww4
齿间载荷系数取 ； xf_NHKZ)
iLIH |P%
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 m+?$cyA>v
d
*!) wt
故载荷系数 ； Mxc0=I'a
&O/; YGEAB
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a G\ @ uj>Z
& w&JE]$ 5
模数 ?h2!Z{[0b
7y""#-}V[r
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 y M`J+tq
>TK:&V
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； ] DHB'NOh,
,9SBGxK5`
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； x\z* iv
p%/ Z
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 W|XW2`3p
@eU;oRVc{
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 3x@t7 B
4^/MDM @
载荷系数K=2.742; C2OBgM+
&66-0d+Sh
c) 分度圆锥角 ;易求得 ixm-wZI
;~CAHn|Fe
因此,当量齿数 : 08b&myx
GTgG0Ifeh
根据[2]表10-5查得齿形系数 mwU|Hh)N]
Cak `}J 2
应力校正系数 {]-AuC2E/0
0eP7efy
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: v50w}w'
u*u3<YQ
结果显示大齿轮的数值要大些; m?G@#[
l
.dM4B'OA?
ｅ、设计计算 A/:^l%y,GZ
g-)izP X
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 wl2P^Pj
!:"$1kh1("
大齿轮齿数 ; G (joamfM
36iDiT_
5) 其他几何尺寸的计算 jRdmQ mTJ
P`^3-X/
分度圆直径 X0G6 W p
#2
Gy=GvV
锥距 t,H=;U#
K{DsGf ,
分度圆锥角 2E7vuFH4c
LkvR]^u0
齿顶圆直径 Ix~_.&
Q AN :
齿根圆直径 +h*-9
^phgNzD
齿顶角 % \N52
< KB V
齿根角 F{,<6/ayRz
.: dy d
当量齿数 #7(?B{i
ZDn5d%
分度圆齿厚 Z@sDxYt9
VDy2 !0
齿宽 =*2_B~`
QT `|"RI%
6) 结构设计及零件图的绘制 oyfY>^bs
vU(uu:U9
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. nLvF^%P8
m+m2<|%x
零件图见附图二. Pk{eGG<F$
ECW=865jL
2、直齿圆柱齿轮的设计 ^\ "@r%|
41^ =z[k
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 ； kfc5ra>&
FUTD/y]L u
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。 @*>kOZ (3
$tm%=g^
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 9Ub##5$[,
p<[gzmU9\b
4）材料及精度等级的选择 k MS&"/z
h;C/} s
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）。 2oBT
_o%/J
Wxeg(L}E
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。 H\vd0DD;
e #!YdXSx
5） 压力角和齿数的选择 E &z`BPd
/8Wfs5N
选用标准齿轮的压力角，即 。 /BN_K8nb`
w ag^S k
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? Vd&&GI(:?^
<@4 48,9&
取 。 :@~W$f\y
\>] C
6） 按齿面接触强度设计 '( ( pW
[aS<u`/g|
由[2]设计计算公式10-9a，即 -Z(='A
1SK|4Am
a. 试选载荷系数 ； d8!yV~Ka
VZ3{$0
+
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： chC= $(5t
T 9'd?nw9
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； 93[&'
fHV%.25
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； sF4+(9 =
`m")v0n3
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 ]I^b&N
^!v{
>3
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 oE.59dx
yQ z6K6p
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； f`W)Z$fN5
Kj{(jT
h. 计算接触疲劳许用应力: p!Xn iY
*}h#'+
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 @{q:179w^
*ufVZzP(
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, ?se\?q
UTS.o#d
j. 计算圆周速度 wl.a|~-
^:cc3wt'3[
k. 计算齿宽b fMm.V=/+
MBn ZO
l. 计算齿宽与齿高之比 8\VP)<<
AW <"3 !@
模数
eQU~A9
E'
_6v
齿高 UbDpSfub
Ys@OgdS@:
所以 r
"uQ|
:B7dxE9[r
m. 计算载荷系数 YAP,#a
dRL*TT0NW
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; +(U;+6 b
w.o>G2u
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; UC@Jsj~f
*8Kx y@
由[2]表10-2查得使用系数 ; <Toy8-kj
y2M]z:Y U
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 &WKAg:^k)
A4{p(MS5
代入数据计算得 .%G>z"X x
KXf (v4
又 , ,查[2]图10-13得 Wl0p-h
jB"IJ$cD
故载荷系数 n@$("p
b*)F 7{/Z
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 9<Ks2W.N
Qf($F,)K
ｏ、计算模数m p#0L@!,
]o?r( 1
7) 按齿面弯曲强度设计 =Cc]ugl7-
c5(4rT{(m
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 uG p Lh0
uk9!rE"
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； lBzfBmEB
ER,!`C]
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 d6e$'w@(\T
(B0QBDj!
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 -&E U#Wqh
,L=lg,lH^
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K q .kDx_
37 b6w6{D
e.查[2]表10-5得齿形系数 * .
1S
{X10,
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 1hY%Zsj C
a0&L,7mu<'
小齿轮 $ftxid8
4 O pf[3]
大齿轮 ] E $bK
O>"T*
结果是大齿轮的数值要大； BA8g[T A7K
9qk J<
g.设计计算 ? sv[vR(
qVW3oj<2
结果分析：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。因此，可取弯曲强度算得的模数1.802，并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 ;}H*|"z;!
A|( !\J0
按接触强度计算的分度圆直径 ，算出小齿轮齿 ，圆整得 ；大齿轮齿数 ； jqlfypU
b}&.IJ&40j
8） 其他几何尺寸的计算 22/"0=2g
3 MCV?"0
分度圆直径 2f6BZ8H+Z
2cjbb kq
中心距 ； n_(f "U v
hkOFPt&
齿轮宽度 ； d&lT/S
~^PNMZk
9）验算 圆周力 O^n\lik
y&V%xE/
10）结构设计及零件图的绘制 mNlbiB
RI<&cgWn+<
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 &b'{3o_KN
N/eus"O;
3、链传动的设计计算 WRrg5&._q
n lZJ}xZ
1.设计条件 |] ~],
nErr &{ C
减速器输出端传递的功率 EE*|#
F:sUGM,
小链轮转速 Zr zv';
26p_fKY
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 m%nRHT0KAf
6~l+ wu<$
2.选择链轮齿数 TR% 8O;
g nYo/q=K
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 。 'w=aLu5dY
c axOxRo\
3.确定链条链节数 \Xe{vlo>h
.7M.bpmqE
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 T*g}^TEh
0 +k..l
取 （节） >S8
n 8U
%f?Zg44
4.确定链条的节距p FOteN QTj
9e4`N"#,lI
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 gtIEpYN+
,4=mlte"
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 )%<,J D
OdO n wY
齿数系数 D< kf/hj
2PSkLS&I M
链长系数 EnmMFxu<
'-mzt~zGOY
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 G .$KP
O0s,)8+z5D
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 | )br-?2
M& )yr^
5.确定链长L及中心距a j\NCoos
KEdqA/F>
链长 vY"I
\qTp#sF
由[2]公式9-20得理论中心距 ^*+j7A.n
{c~w
Ms#
理论中心距 的减少量 FLZ9R g
n/`!G?kvI
实际中心距 tvBLfqIr
*> HS>#S
可取 =772mm XB@i{/6K
8C[ eHC*r
6.验算链速V gvPHB+#A
(zxL!Z R<
这与原假设相符。 `GlOl-
6pt|Crvu
7.作用在轴上的压轴力 J1 w3g,
vE1:;% Q
有效圆周力 9Z f
@4KKm@(p85
按水平布置取压轴力系数 ，那么 >FS%-eI6
0!R P7Sx
六、轴系零件的设计计算 ` gF`Sgz
atW^^4 :
1、轴三（减速器输出轴）的设计 rCsC}2O
6G#[Mc yn
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： f,|;eF-Z
;JgSA&'e
（2）求作用在轴齿轮上的力： SL/'UoYm<
deq5u >
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 )A6=P%;}>I
X-Ev> 3H
径向力 CIsX$W
{<a)+S.6U
其方向如图五所示。 >;F} >_i
J`C 2}$
~
（3）初步确定轴的最小直径 s &+`>
9 G"4w` P
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 &x=_n'
Ut C<TBr
查[2]表15-3取45钢的 TaaCl#g$?
cvf?ID84
那么 MmU`i ,z
|'u BkL0q
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。 @P>>:002/
C3N1t
（4）轴的结构设计 m:Rm(ga9
L_|iQwU%
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 Wb#<c tM>
MRZN4<} 9
图三 8r:T&)v
2yD ?f8P4
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 [6
"5
N}) vrB;1
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 。 N)a5~<fBG
%rf6 >
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 |/c-~|%
5\O&pz@D
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； nv7)X2jja
h,-i\8gq
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 。 :cIPX%S
<0m^b#hdG
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）。 `Fe/=]< $
7q 5 \]J[
图四 uZ@ qlq8
'vZy-qHrV
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 f_; tFP
B
+W$uHQq
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接，根据 由[1]表4-1查得平键截面 ，键槽长度为50mm。 LaZ
@4/z!
|Q@( <'8=
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 Im};wJ&
G(o6/
根据轴端直径，参考[2]表15-2取轴端倒角为 ；各轴肩未注圆角半径为R1.6，如轴结构与装配图四。 BT^=p
n=0^ 8QQ
（5）求轴上的载荷 1W-kZ(e
D8xE"6T>
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁，轴的支承跨度 ， M0e&GR8<z>
%s5( ''a.
； ； FP Z@ 6
V$iA3)7W%
图五 >{A)d<
iAPGP -<6
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： ^JY:$)4["
_5p]Arg?}&
表一 V`i (vC(
{K|ds($ 5
载荷 水平面H 垂直面V Sht3\cJ8
\l # H#~
支反力F ; NAKU
3RD+;^}q 3
弯矩M 6Bd:R}yZP7
h+cOOm-)
总弯矩 f'7/Wj
& $#NV@
扭矩T T=146.8Nm k^B7M}
z,@R jaX
（6）按弯扭组合校核轴的强度： rJtk4hOF
31M'71s
根据[2]中公式15-5，即 W>,D$
naeppBo
取 ，并计算抗弯截面系数 +(w9! 5?F
f {\[+ >
因此轴的计算应力 C nD3 %%
>m=XqtP
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 .%\||1F<
N [DK A1Ei
，故安全。 N>g6KgX{K
_0\wyjjU
（7）精确校核轴的疲劳强度 46 |LIc
}
goD#2l g
①、判断危险截面 $%ztP
Ta
BHNJH
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。 dWo$5Bls<A
-
s{&_]A~
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 u)/i$N
| OZ>5
②、截面2左侧： >{rD3X"d
Tv%
Z|%*
抗弯截面系数 Z^K WYe'w
Cs,t:ajP
抗扭截面系数 x G'F
[W dxMU
截面2左侧的弯矩为 wNh\pWA
$UdFm8&
扭矩为 <4;L& 3
^~bAixH^k
截面上的弯曲应力 -.Z;n1'^
0Yr-Q;O<f
扭转切应力为 7Fb!;W#X
@ "C P@^
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； t-] ~^s
N'21I$ D
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 A2`X h#o
3Z%j x#
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 f4|ir 3oy
Bv6~!p
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 q~xs4?n1U
i[vOpg]J
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； VlxHZ
<sjz_::V8R
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； T{F
' Y%
2 rS`ViicD
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 -8t&&fIA
dQNW1- s
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 L D}<|
i | *r/
③、截面2右侧： -}H
EV#ev
o& ?:pE
抗弯截面系数 In#m~nE[M
4z qO!nk
抗扭截面系数 [R/'hH5
a7la CHI
截面2右侧的弯矩为 w?R#ly
;7mE% 1X
扭矩为 mnq1WU;<
n55s7wzM
截面上的弯曲应力 Q\2~^w1V
D<bH RtP
扭转切应力为 e:n3@T,R
@dvb%A&Pur
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 )zo:Bo
.<
cN]g^
表面质量系数 ； M#SGZ~=1r
<e-hR$
故综合影响系数为 VyOpPIP
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