| 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 x U"g~hT
y:_ >R=sw
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 u6%\ZK._
\
YT,yR V9#
原始数据 /qMiv7m~Q
PjXiYc&
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 5>UQ 3hWo
R0mkEM
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 k7j[t B#
l]j;0 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 7SNdC8GZ~
\En"=)A
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 1Oq VV? oz
P 00%EB
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 j"fx|6l)
q*tGlM@R?
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 7GS 4gSd3
[lVfhXc&
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 A&M (a
5g
O9 <
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 _+ Sf+ta
PgA1:i&'
原始数据 *$`N5;7'`
[9V }>kS)
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 bC98<if
SlHDBr!.z
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 sv!v`zh
`& '{R<cL
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 Ab>Kf r#
UF u0{rY_
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 NHe)$%a=H
7U?#Xi5
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 o|q5eUh=EY
sjb.Ezoq3
工作．运输带速度允许误差为 5％。 "C (yuVK1G
B}. :7,/0
机械设计课程设计计算 <QC7HR
l9OpaOVfJ
说明书 87W!R<G
3 S*KjY'@
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 /8nUecr
`& h-+
目录
7l[ @c|e
/GM!3%'=
1. 设计任务书....................................3 _}ii1fLv
m#i4_F=^b
2. 系统传动方案分析与设计........................4 d:>'c=y
BFhEDkk
3. 电动机的选择..................................4 5S_fvW;
s6Dkh}:d
4. 传动装置总体设计..............................6 V6'u\Ch|
`(`-S
md
5. 传动零件的设计计算............................7 d *VvQU8C
"I:*
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 Bg[yn<)
]
TJZ/lJU
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 e$WAf`*
8 hhMuh
3） 链传动的设计计算........................... ...15 J\w4N",
BfCnyL%
6. 轴系零件的设计计算............................17 :uB?h1|
6R^32VeK($
1） 轴一的设计.....................................17 D&I /Tbc
!Ur.b
@ke
2） 轴二的设计.....................................23 : T?WN+3
jkta]#O
3） 轴三的设计.....................................25 54JZOtC3~
'q_ Z
dw%
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 &-p~UZy
d>W#c8X>
8. 键联接的强度较核..............................27 .-![ r a
d b8vm4
9. 轴承的强度较核计算............................29
(n~fe-?}8
@: =vK?8L
10. 参考文献......................................35 j ~V $q/7S
i+in?!@G:
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35
T3<1{"&
[! wJIy?,
一、课程设计任务书 K]Vp! G
lMh >eX
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） *PV7 s
= 'w 2"4
图一 C4d'z(<
zVf79UrK
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< ^EZX3N
1KGf @u%-1
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 tKc C {
gq 3|vzNZ
运输链的工作速度(m/s)：0.8 ,7:-V<'Yv
<2%9O;bV[
运输链节距(mm)：60 +Ek1~ i.
}F/w 34+;
运输链链轮齿数Z：10 }uC]o@/
koS?UYF`
二、系统传动方案分析与设计 @_$$'XA7
r-xP 6
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。 6__ !M
Vp~ cN
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。 O CIoY?a
\}W3\To_
3. 系统总体方案图如图二： CueC![pj
$N}t)iA
图二 PN 8#T:E
d0ht*b
设计计算及说明 重要结果 g[t paQ
c /^jD5U7
三、动力机的选择 Z|N$qm}
i^iu #WC
1.选择电动机的功率 Oso**WUOZ&
trrK6(p
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 U9^1 A*
Iy4%,8C]g
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； IzUpk wN
p4k}B. f
Pw→工作机需要的输入功率，kW； .zt&HI.F
i/'bpGrQ(
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 "+7E9m6I
;L -)$Dy4
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； PX/{!_mM
}0]uA|lH*
滚动轴承效率η2=0.98； na~ FT[3 C
/FC
HF#yK
链传动效率η3=0.96； [a!A K kj
#-f9>S9_
圆锥齿轮效率η4=0.98； tA< UkPT
G'}N ?8s1
圆柱齿轮效率η5=0.99； 5psJv|Zo]
F7*)u-4Yn
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 X"q[rsB
[:gg3Qzx
因此总效率 lOeX5%$Z
[?9 `x-Q
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 bQq/~
$.d,>F6
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 n&P~<2^M#
R6fkc^
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 o/V T"cT
o_mjI:
2.选择电动机的转速 b=2:\F
lkJxb~S
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。 '1b)(IW
<7rj,O1=
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 , Y7p@NG&1q
W]7<PL*u
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 D^m2iW;
Q
Kr/
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； El B[k<
FI?J8a
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； d^6-P
R_
i6n,N)%H
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； & QfEDD J
x=7: D
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 $"|r7n5[
F$
G)vskd
所以 Y
? n4#J<
5j ] !r
因此 cf,6";8
=d ;#Nu-
3.选择电动机的类型 *aM 7d>nG5
tl!dRV92
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。 gU|:Y&lFZg
=6:9y}~
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。 a*X{hU 9P
G] k[A=dg
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。 2>k*9kyp
wS9V@
四、传动装置总体设计 nyR<pnuC'
"PRHQW
1.计算总传动比及分配各级传动比 o jxK8_kl
=Jw*T[ E
传动装置的传动比要求应为 71AYDO
@Z' i7Z
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 W
= Bw*o-
59j`Z^e
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。 8[X"XThj
WUz69o be
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。 B1~`*~@
/LWk>[Z;
2.计算传动装置的运动和动力参数 L(Twclrb
"k @[7
7
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。 e/+. ^ '{
T|BlFJ0"
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 Os>&:{D 4!
Ty{
SZU J
1） 各轴转速计算如下 @#W4?L*D
}ixCbuD
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。 0H4|}+e
#V/{DPz
2)各轴功率 ySiZ@i4
*?1 \S^7R
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。 oVHe<zE.
l%mp49<
3） 各轴转矩 sj/k';#g
)A DI[+KW
电动机轴的输出转矩 $X Uck[
qP;1LAX
五、传动零件的设计计算 Q~wS2f`)
s =jH1^
1、直齿锥齿轮的设计 pl@K"PRE
|gxPuAXa)
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。 Hk4k
~ P yS;L}
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： tx<^PV2
T`]%$$1s
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）。 ' #=n>
ZEDvY=@a
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。 F?a
63,r
/ t]1_
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 ； 19O
/]J\/Z>
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； I`IW^eZM
J^#g?RHN>m
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 ( m! kg
5
Slz ^@n
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； @ls/3`E/5E
G+2fmVB*X
b、 小齿轮传递的转矩 ； V73/q
2<8l&2}7]
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； ^4 ]=D nd%
:!CnGKgt
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 b1'849i'y=
"S'Yn-
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； +Z_VF30pa
R%2.N!8 v
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 qk^/ &j
=IX-n$d`>
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 vmNI$ KZM
{0,6- dd5
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 <a_ (qh@B
I<<1mEk
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 #d[Nm+~ko
wS,fj gX
h、 小齿轮分度圆周速度v _XY(Qd
w1zMY:9
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； +C7W2!I[G2
lq3D!+ m
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； 7p!f+\kM
$E; Tj|W
齿间载荷系数取 ； x.pg3mVd>
HWFTI /]
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 &CXk=Wj
oVp/EQ
故载荷系数 ； ]i,o+xBKH
W<^t2 j'
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a R64f0N K.
byt$Wqdl
模数 PvW4%A@0
,vMAX?c
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 | Axbx?
O. y ?q
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； lqrI*@>Tz
Jo;&~/ V
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； "|&3z/AUh
BL>~~
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 iC! 6g|]X
m&q0 _nay
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 S"^'ksL\
_ 3>E+9TQ
载荷系数K=2.742; o 4yl3o
#k &#d9}
c) 分度圆锥角 ;易求得 y}={S,z%22
|9FrVO$M
因此,当量齿数 >y#qn9rV1
dOaCdnd~
根据[2]表10-5查得齿形系数 G[u6X_Q
I!kR:Z
应力校正系数 If &y 5C
hiV!/}'7
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: bV'r9&[_6
D-i, C~W
结果显示大齿轮的数值要大些; X6t9* |C
aEa+?6;D
ｅ、设计计算 726 UO#*
>6WZSw/Hq
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 /d"@$+
Ie _{P& J
大齿轮齿数 ; b-@9Xjv
?< yYm;B
5) 其他几何尺寸的计算 C}jrx^u>
>@?mP $;=
分度圆直径 ^ PJN$BJx
([rSYK pi
锥距 : #n>Q1}x
`@ ,Vbn^_
分度圆锥角 _tje xS'
{(Mmv[y
齿顶圆直径 #
&5.
q;sZwp<
齿根圆直径 3'A0{(b
H {9P=l
齿顶角 6;!)^b
s?9Y3]&+&M
齿根角 ~F Xq%-J
[,ulz4"
当量齿数 \x4:i\Fx@
gzW{h0iRr
分度圆齿厚 lMg#zT !?
cud9oJ-=;
齿宽 pAA)?/&oKV
EDnZ/)6Gg
6) 结构设计及零件图的绘制 ./'d^9{
)^ 6Os2
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. IBu \Sh -
H= Cj/jE
零件图见附图二. J
48$l(l3
y
|
I9"R
2、直齿圆柱齿轮的设计 8s[1-l
[[N${ 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 ； 1Q9Hs(s
+NvpYz
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。 xA-?pLt "G
W*(- * \1[
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。 k w
` ` Y k
4）材料及精度等级的选择 Ar?ZU ASJ
*|C vK&7
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）。 Zvfy%k
C#)T$wl[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。 N@!PhP
I=P<RG7j)
5） 压力角和齿数的选择 `2x. -
KPjAk
选用标准齿轮的压力角，即 。 u.?jW vcv
4"!kCUB
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? IQ-l%x[fue
$bZ-b1{c C
取 。 Nvh& =%{g
l2dj GZk
6） 按齿面接触强度设计 i AXGf V
CW/L(RQ
由[2]设计计算公式10-9a，即 kr
|k \
t6\--lk_
a. 试选载荷系数 ； R2 J A(Hn
'(N(k@>{
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： D~M R)z_p~
]Ge>S?u
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； -Xw S?* O
\6"=`H0}
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； oEFo7X`t
& 2q<#b
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 Iu >4+6
+StsSZ
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 UK,sMKbl 1
'}b mDb*
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； T*8K.yw2
e#3RT8u#
h. 计算接触疲劳许用应力: 1cRF0MI
fy|I3
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 \$ss
oK4xRv8Hd
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, CY[3%7 fv
/ _Ku:?{
j. 计算圆周速度 dZb;`DjTH
UTN[! 0[
k. 计算齿宽b k9:|CEP
C=cn .CX
l. 计算齿宽与齿高之比 y}|E)
T3 4Z#PFwe
模数 ucU7
@j
} _^ vvu
齿高 Q&^\YgkCf
h%4UeL &F
所以 ,\a L v
+*Uv+oC|
m. 计算载荷系数 unbIfl=
Y"yrc0'&T
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ;
8D jki]
D<<q 5g G
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; G#6Z@|kVw
r
) _*MPY
由[2]表10-2查得使用系数 ; qK9A
/Mc
hdSP#Y'-
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 de.f?y
t imY0fx #
代入数据计算得 `ah|B V
GU/- L<g
又 , ,查[2]图10-13得 oayu*a.
ki/Cpfq40*
故载荷系数 6KXW]a `
3G 2iRr.o
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 ;$gV$KB:xA
#M+_Lk3
ｏ、计算模数m t* A[v
IA[:-2_
7) 按齿面弯曲强度设计 n~}[/ly
9&`";dg
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 ;FF+uK
YPNW%N!$|
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 ； [C<K~
bqp^\yu-E
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 {&B_b|g*fW
HIvSpO
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 la!U
w%\{4T~
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K i^ |G
!IO\g"y~|%
e.查[2]表10-5得齿形系数 Y Q .Xl_
',t*:GBZCf
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 1@h8.ym<"
WVOj ;c
小齿轮 Th*}U&
+'MO$&6
大齿轮 y,ub*-:
H) "]I3
结果是大齿轮的数值要大； SE6 ( 3f$
!J X7y%J
g.设计计算 EJb+yy6
ABk DOG2br
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。 WWZ<[[ >
/4c`[
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 ； -1v9
x;E/
8） 其他几何尺寸的计算 ,Tegrz&G
{Q _GJ
分度圆直径 0j6b5<Gpc*
c ^.^5@
中心距 ； <g;,or#$
h$6'9 rL&i
齿轮宽度 ； dzAumWoh
wCR! bZ w
9）验算 圆周力 M<*Tp^Y'
]sL.+.P
10）结构设计及零件图的绘制 v~T)g"_|
{#,5C H')
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 JehanF[
HQ"
trV
3、链传动的设计计算 O2p E"8=4Q
yUp N`;
1.设计条件 -s`Wd4A P
L[Z^4l_!
减速器输出端传递的功率 jQ%1lQ#R)
CrL 9|78
小链轮转速 ]w _&%mB
HJ]e%og
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 hZL!%sL7
K{/i2^4
2.选择链轮齿数 -Pt E+R[A
*GBV[D[G,
假定链速V=0.6-3m/s，查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17，则大链轮（从动链轮）齿数 。 !-470J
:f 39)g5>
3.确定链条链节数 )e`9U.C
xZ;eV76
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 7qOkv1.}0
wbKJ:eWgt
取 （节） wzd(= *N
0|tyKP|J
4.确定链条的节距p IE996
2\k !DF
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 X=)L$Kd7
a6./;OC
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!gz^[!?EN
m[2[9 bQ0
齿数系数 | |pOiR5
qp6'n&^&
链长系数 uKM` umE
Ea<\a1Tl43
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为
=5 B5
:'C?uk ?
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。 ro<w8V9.a
f&^}yqmuE
5.确定链长L及中心距a *qSvSY*
wdBB x\F P
链长 ojf6@p_
XdV>6<gf{
由[2]公式9-20得理论中心距 ~zac.:a8
a B MV6'
理论中心距 的减少量 9D=X3{be#
hOZTD 0
实际中心距 E2w-b^,5
l9eTghLi
可取 =772mm Nh^I{%.x
8WP"~Js!
6.验算链速V H@wjZ;R
{-m e;ayk
这与原假设相符。 zN KB'hsK
T$2A2gb `
7.作用在轴上的压轴力 DGCvH)Q
5!Y \STn
有效圆周力 1z&"V}y
JB' tc!!*
按水平布置取压轴力系数 ，那么 lg$aRqI29
f~P YK
六、轴系零件的设计计算 O*?^a7Z)4
~b)X:ku
1、轴三（减速器输出轴）的设计 M\CzV$\y
~Uv#)
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： 2'M5+[8y8
leNX5 sX
（2）求作用在轴齿轮上的力： oowofi(E
v*GS>S
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 #BBDI
XZ@+aG_%q
径向力 L{>rN`{
eza"<uBr
其方向如图五所示。 <HRPloVKo
}6%\/d1~ 6
（3）初步确定轴的最小直径 Sft
vN-
Jf7H;ZM<
选轴的材料为45钢，调质处理，以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径，即 Y )]VlV!`
L7rr/D
查[2]表15-3取45钢的 dba_(I ~y
(&Q!5{$W
那么 M61Nl)|mx&
!*&5O~dfN
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。 'J &R=MD
]JGq{I>%+6
（4）轴的结构设计 g_l -@
6vNn;-gg.
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 cyWb*Wv
!+@70|gFF
图三 |-{ Hy(9
[Fag\/Y+
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ^u$=<66
pwHe&7e#
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 。 R E4#a 2
H'!OEZ
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 JiXE {(
dI7rx+L
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； ERK{smL
$RI$VyAjD
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 。
}+/Vk
R>:D&$[RD
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）。 RLQ*&[A}
9 $X" D
图四 y7 #+VF`xf
O zC%6;6h
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm，锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm（参看图一），考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm；已知深沟球轴承的宽度B=25mm，大锥齿轮轮长 ，那么 Px?"5g#+
>+i +_^]
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接，根据 由[1]表4-1查得平键截面 ，键槽长度为50mm。 }I}GA:~$%
+[n#{;]<
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 X qm ?@JN
rf+}J_
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。 E,?IIRg&
^5~x*=_
（5）求轴上的载荷 PEj d
=(TMcu$4`
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁，轴的支承跨度 ， s@ %>
`]GL3cIh:
； ； 7W4m&+
dVLrA`'P*
图五 k??C XW
d<Od QvW.
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： K`X'Hg#_P2
v?3xWXX,
表一 h|'|n/F
@ kv~2m
载荷 水平面H 垂直面V uIn I{>
|)jR|8MAE
支反力F ;IPk+,hpmi
.@ ;5"
弯矩M 5'{QMnfB
#>~A- k)
总弯矩 -3d`e2 ^&}
=$^}"} $
扭矩T T=146.8Nm Z{#3-O<a+n
k{X+Y6'ku
（6）按弯扭组合校核轴的强度： ^P [#YO
#] Do_Z
根据[2]中公式15-5，即 _M;{}!Gc&A
@*6_Rp"@
取 ，并计算抗弯截面系数 dKDCJ t]t
7bGt'gvv
因此轴的计算应力 SV95 g @
"[z/\l8 O
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 ^ -~=U^2tC
Ha ZV 7
，故安全。 Ya<KMBi3
"=40% j0
（7）精确校核轴的疲劳强度 M,{; xf
dR,a0+!
①、判断危险截面 6+s&%io4
P$ b5o
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。 l_2l/ff9
^pfM/LQ@
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。 w}07u5
@LU[po1I
②、截面2左侧： T2|<YJ =
T# tFzbr
抗弯截面系数 R*ex!u60M
MScUrW!TA
抗扭截面系数 [% Dh0hOg
/@&uaw
截面2左侧的弯矩为 NFur+zwv
b-c6.aKf|
扭矩为 oOXJ7 |n
Tn3C0
截面上的弯曲应力 s1%2({wP
!+ UXu]kA
扭转切应力为 i z tF
.rDao]K
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； )k KeA
Mcd K! V
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 ^b.fci{1m
B(- F| q\
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 5':j=KQE_
9/#b1NGv
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 >Bm>/%2
>Ij# +=
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； * _,yK-et
h{)`W
]~
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； [R~@#I P!
Fk`6
q
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 p1z ^i(
oye/tEMG
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 Gs qO^SV
*9r 32]i;
③、截面2右侧： _B}QS"A
~~ty9;KYL
抗弯截面系数 c8cGIAOY)
fj QIuM
抗扭截面系数 L#_QrR6Sny
"MOmJYH
截面2右侧的弯矩为 KZ [:o,jp>
H[r6 4~Sth
扭矩为 4)N~*+~\h
xt XK3[s
截面上的弯曲应力 z7*mT}Q
x1#6~283
扭转切应力为 ]RW*3X
rV
I-Yb
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 (L<G=XC
C[JPohm
表面质量系数 ； @d[)i,d:G
%U97{ y
故综合影响系数为 Ti5"a<R4m6
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