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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 clNP9{
, fn=%tiUk
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 |1o]d$3m
F ceT'
原始数据 q`hg@uwA{`
c@`P{ 6
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 F<[8!^l(z
Eh+lL tZ
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 7+"X ^$
Dp8(L ]6
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 a$
}^z
9YKEME+:
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 tyh %s "
1K>4 i . X
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 : .<&Y=^
MEu-lM7v
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 (w*$~ p
=GF+hM/~
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 ^P[*yf
`f s[C
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 U+KbvkX wj
sEoS[t|"
原始数据 zMa`olTZ
[f'7 /w+
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 X_h+\
7N>
_Qv4;a
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 [-l^,,E
1yh x)m;f
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 A#T;Gi
'@$?A>.cj
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 F?UL0Q|u v
M?,;TJ7Gd
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 3yTBkFI!
j 1BYSfX'
工作．运输带速度允许误差为 5％。 zmdOL9"a
+G?3j ,a\
机械设计课程设计计算 .N%$I6w
cJt#8P
说明书 h.67] U7m
(vY10W{
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 _%t w#cM
MFC= oKD
目录 CSs3l
%hXa5}JL
1. 设计任务书....................................3 e@6}?q;
IRpCbTIXK
2. 系统传动方案分析与设计........................4 NWKD:{
U8moVj8w1
3. 电动机的选择..................................4 hVd63_OO
&oT]ycz%
4. 传动装置总体设计..............................6 Ar|_UV>Zf
ztu N0} '
5. 传动零件的设计计算............................7 .9`.\v6R
Lg'z%pi
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 7Q^t(
g
>X!Q
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 b+ {yF
Z
r vb
%
3） 链传动的设计计算........................... ...15 ]+J]}C]\d
l!GAMK 6o
6. 轴系零件的设计计算............................17 0n5N-b?G-@
hGPjH=^EM
1） 轴一的设计.....................................17 P*\.dAi
<}|+2f233+
2） 轴二的设计.....................................23 P,,@&*
:
_v_ak4m >
3） 轴三的设计.....................................25 `DEz `
D
c: _l+CgeH
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 m,-:( 82
M7hff 4c
8. 键联接的强度较核..............................27 SV-pS>#
Cf a?LgSz
9. 轴承的强度较核计算............................29 9HWtdJ+^C=
%h3 CQk
10. 参考文献......................................35 N'TL &]
d6wsT\S
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 K4y4!zz
uZi]$/ic
一、课程设计任务书 FLi)EgZXt
B1 'Ds
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） BsR xD9r
Fz-Bd*uS
图一 !MoGdI-<r[
]>&au8
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％。 `ez_
{
F $B _;G
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 F?T A yD*
}VdohX-
运输链的工作速度(m/s)：0.8 DjtUX>e
@MTm8E6au
运输链节距(mm)：60 #\Lt0
"Qm
运输链链轮齿数Z：10 G,%R`X ns
8h}o 5B
二、系统传动方案分析与设计 9>%ti&_-jt
"\Z.YZUa\
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。
R Mrh@9g
Z_Hc":4i
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 |I6\_K.=L
t*~V]wZ
3. 系统总体方案图如图二： qf7 lQovK
vEk
jd#
图二 &+Xj%x.]
{|bf`
设计计算及说明 重要结果 LDx1@a|83
D!+d]A[r
三、动力机的选择 QVsOB$
)u`q41!
1.选择电动机的功率 *{/B Pc0*
w/#k .YE
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 {rBS52,Z#
Q!iM7C!8
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； }$?x wcPU
S2'./!3yv
Pw→工作机需要的输入功率，kW； qlNK }
s sUWr=mD
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 7='lu ;=,
gDa}8!+i
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； $i;%n1VBg
uzr(gFd
滚动轴承效率η2=0.98； 1/:WA:]1 ,
JmjqA Dex
链传动效率η3=0.96； ]nY,%X E
Q30A aG}f
圆锥齿轮效率η4=0.98； [W;iR_7T5
ZF!cXo7d
圆柱齿轮效率η5=0.99； 3A!`U6C(
s laYr`u
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 * G!C 'w\$
=dSH 8C"
因此总效率 @ (<C {
D,b'1=
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 F !g>fIg
V(3^ev/
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而
T)? : q
DybuLB$f
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 wVX]"o
<[Oe.0SGu
2.选择电动机的转速 &c>%E%!"
G<:_O-cPSv
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。 ]-]K 4*{
H\H4AAP5F$
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 , yq]= +X>(
jMr [ UZ
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 *oZ]k`-!8
!Lkk1z o
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； '-c
*S]: r
o{MF'B #
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； [QwEidX|
"%]<Co<S
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； ;+C2P@M
4:wVT;?a
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 ~j3O0 s<gK
uIh68UM
所以 I[nSf]Vm>
I Sa}Km>Q
因此 6.5E
d-
&`x1_*l
3.选择电动机的类型 iF,%^95=
M18 > %zM
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。 Z:eB9R#2y
/ vgEDw
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。 b:B+x6M
,i RUR 8
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。 -So$ f-y
zD^*->`p
四、传动装置总体设计 N$ oQK(
!%X ~`&9
1.计算总传动比及分配各级传动比 c o 8bnH
xu%_Zt2/?j
传动装置的传动比要求应为 ICdfak
<=nOyT9
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 ) KvGJo)("
h4ozwVA
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。 L0\~ K~q
i8w/ a
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。 ,{6 Vf|?
!( gMr1}w
2.计算传动装置的运动和动力参数 +h ]~m_O
#nq$^H
设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 Lm&BT)*
F:7 d}Jx
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴，分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴，则 ~Z`Cu~7
+-r ~-b s
1） 各轴转速计算如下 P9
w);jp;
vc%=V^)N7U
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 V1#:[o63+
"|Gr3 sD
2)各轴功率 I:6H65(&
J
?0P{{
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 ! tzk7D
'iWDYZ?
3） 各轴转矩 V]Rt[l]
kGmz1S}2
电动机轴的输出转矩 ) 7C+hQe
fHODS9HQ
五、传动零件的设计计算 qizQt]l
.?`8B9w
1、直齿锥齿轮的设计 UHgW- N"
:K~sazs7J
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 3bR W]mP8
4,0 8`5{
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： nAC>']K4$
v\@pZw=x
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）。 yl&s!I
BRa9j:_b
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。 xI_0`@do
Z oy)2E{
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 ； ==UYjbuU
=W&m{F96
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； CpB ,L
xs& xcR R"
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 A2uf ET
CG95ScrX
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； ,!, tU7-H
x]@z.Yj
b、 小齿轮传递的转矩 ； {\vVzy,t7
6{{<+
o
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； 4*L* "vKa
_Hd | y
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 Z\]{{;%4b7
sgDSl@lB
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； 7#W]Qj
a]P w:lT
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 * n FzfV
xticC>
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 j!y9E~Zz
8{QCW{K
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 E#_2t) 20
wP*3Hx;S
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 2Wu`Dp;&l
y/ Bo 4fM
h、 小齿轮分度圆周速度v *oeXmY
dq@
* 8ui
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； 4].o:d;`/
J4"A6 `O
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； iLIb-d?!a&
-seLa(8F
齿间载荷系数取 ； /&Cq-W
Gp
\-AwE
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 fv#ov+B
wn?oHz*
故载荷系数 ； #h^nvRmON
<W! n lh
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 7Y[ q)lv
xT_"` @
模数 g%"SAeG<K
F<4 :P=
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 y705
C 5-u86F
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； Zs79,*o+0M
AV2Jl"1)z
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； j@(S7=^C6%
F?R6zvive
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 WN{8gL&y
?i0+h7 =6
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 ^i#0aq2}
'l<$H=ZUVG
载荷系数K=2.742; BM:p)%Pv#P
N*|EfI|X
c) 分度圆锥角 ;易求得 \mGb|a F8
XchD3p+uB
因此,当量齿数 g]HxPq+O
"?6*W"N9
根据[2]表10-5查得齿形系数 vb0Ca+}}
sq#C|v/
应力校正系数 4`#%<G
~m=Z>4M
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: u;^H =7R
/ zNVJhC
结果显示大齿轮的数值要大些; $aTo9{M ^
"[["naa
ｅ、设计计算 l>`S<rGe
8cY5:plK
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 u SZfim@Z7
;_<
Yzl
大齿轮齿数 ; w\d1
5ip ZdQ ^
5) 其他几何尺寸的计算 4xs>X7
%iIr %P?
分度圆直径 :+_H%4+
-6F\=
锥距 :k.>H.8+~
u8A,f}D 3
分度圆锥角 Rb
b[N#p5
/8_x]Es/
齿顶圆直径 2g) q
(
>/GYw"KK
齿根圆直径 i0x[w>\-
E(S$Q^
齿顶角 4yxf/X)
| 1OF!(:
齿根角 'g)5vI~'
= "Lb5!
当量齿数 ,0Udz0
!C' Y
7
分度圆齿厚 wjID*s [
Pa\yp?({q
齿宽 =x^IBLHN
=1B;<aZH!
6) 结构设计及零件图的绘制 Cq=k3d#}
+Sv2'& 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. Q E; ,mC>
i}:^<jDv?
零件图见附图二. r)qow.+&
czo*_q%
2、直齿圆柱齿轮的设计 V,tYqhQ3
XHuHbriI
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 ； A:sP%c;
v>Kv!OY: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。 Q?m= a0g
!Cm9DzG
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。 >?X(, c
NTM.Vj
-_h
4）材料及精度等级的选择 ` NvJ
Bb5RZ#oa
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）。 $>l65)( E\
MIAC'_<-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。 -S $Y0FDV
zv\T ;_
5） 压力角和齿数的选择 2;ogkPv '
?
i|LO
选用标准齿轮的压力角，即 。 V elX+|w
R jR
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? Wf$P+i*
:?gk =JH:
取 。 7}e{&\0=l
SC0_ h(zb,
6） 按齿面接触强度设计 K&vqk/JW1
{f% x8t$
由[2]设计计算公式10-9a，即 z"@UNypc,
r?n 3v[ B
a. 试选载荷系数 ； q& k?$rn
!='& #@7u
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： N^tH&\G\m
UazUr=| e
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； G?{uR6s>#
lLeN `{?
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； G`R2=bb 8
jJY!;f
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 。 2Yd;#i)
h)C `w'L
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 %MUwd@,
j i| tc9#6
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； '^6x-aeq[D
2SVJKX_V+
h. 计算接触疲劳许用应力: K0?:?>*b#
m3K .\3
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 Y]t)k9|vv
S A16Ng
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, {5gh.
Uu3< S
j. 计算圆周速度 zINziAp{
_"%-=^_
k. 计算齿宽b 8k lu*
$T80vEi+u
l. 计算齿宽与齿高之比 ];o[Yn'>o
Tj*Vk $}0
模数 Va m4/6
[S!_ubP5
齿高 kFHtZS(
UDz#?ZWnd
所以 | sio:QP
d$` N Apr
m. 计算载荷系数 7$* O+bkn:
v= I 'rx
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; f '<MDLl
&a hZ_9Q
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; 6> Szxkz
\.<V ~d?
由[2]表10-2查得使用系数 ; H #;-(`F
nE3'm[)
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 )9 QeVf
AR-&c 3o
代入数据计算得 tk
<R|i
"R/Xv +;
又 , ,查[2]图10-13得 Z>H
y+Q4
z!GLug*j`
故载荷系数 -q.tU*xf'
do1aH$Iw
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 IA XoEBlMs
hs"=>(P)
ｏ、计算模数m [nam H a
}QL 2#R
7) 按齿面弯曲强度设计 jLs- v
(0T6kD
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 O:Fnxp5@
?x(]U+
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 ；
!Z'x h +
.;0?r9
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 E$'Zd,|f=
g=
ql 3N
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 $i+
1a0%n
Wb/q&o
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K <Yk#MeiEp
aAr gKM f
e.查[2]表10-5得齿形系数 ; 9r `P_r
A@X& d y
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 m| )Mc VV
S WYIQ7*
小齿轮 q.l" Y#d
jcWv&u|
大齿轮 JEK 6Ms;)A
w34&m
结果是大齿轮的数值要大； %C!u/:.Kv
oc>n e]_'
g.设计计算 H\\ 0V.}!
i 5"g?Wa2N
结果分析：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。因此，可取弯曲强度算得的模数1.802，并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 5m`@ 4%)zp
.&AS-">Z
按接触强度计算的分度圆直径 ，算出小齿轮齿 ，圆整得 ；大齿轮齿数 ； El~ x$X*
J3 oj }M*
8） 其他几何尺寸的计算 uj_ OW re
LP8Stj JP
分度圆直径 Z)6gh{B08
)pS1yYLj
中心距 ； OA\2ja~+
Z^w}: {
齿轮宽度 ； ik@g; >pQD
n1n1 }
9）验算 圆周力 >g ]S"ku|
3McBTa!
10）结构设计及零件图的绘制 x: `]uOp
2Rc'1sCth-
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。 Vj7(6'Hg
E-NuCP%|c
3、链传动的设计计算 ;O*y$|+PA
X&1R6 O
1.设计条件 }xx[=t=nUf
9Z,vpTE
减速器输出端传递的功率 0f).F
t> J 43
小链轮转速 5eI3a!E]O
; ?>xuC$
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 _7(>0GY
N 4$!V}pp
2.选择链轮齿数 _cqB p7
#{)= %5=c
假定链速V=0.6-3m/s，查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17，则大链轮（从动链轮）齿数 。 j$ h.V#1z
*Z! #6(G
3.确定链条链节数 [HJ^'/bB'
=@U~ sl [
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 H mt} @
}(h_ztw
取 （节） < KF|QE
C0o 0
l>
4.确定链条的节距p uXiAN#1
Y/1KvF4)k
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 A " t ~
)
{AbQaw
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 */iD68r|-
;/$=!9^sZ
齿数系数 zY\pZG
^2L\Y2
链长系数 d'~
k f#
v\>!J?
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 5;wA7@
+H5= zf2
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 1b:3'E.#w
MA\"J AP/
5.确定链长L及中心距a \2(Uqf#_
8<UD#i@:C
链长 `mTpL ^f
Q}GsCmt=)O
由[2]公式9-20得理论中心距 fZK&h.
}D_h*9
理论中心距 的减少量 413,O~^
w%jc' ;|
实际中心距 .
: Q[Z
ig(a28%
可取 =772mm x8I=I"Sp
bD_|n!3
6.验算链速V *oAv:8"iY
(Zi(6 T\z
这与原假设相符。 QR<z%4
]J;pUH+u
7.作用在轴上的压轴力 " >vxYi
!Z978Aub3&
有效圆周力 p=m) lR9
w5 nzS)B:u
按水平布置取压轴力系数 ，那么 *I)o Dq3
HvS KR1wL\
六、轴系零件的设计计算 #9aB3C
5$o]D
1、轴三（减速器输出轴）的设计 >S4klW=*I
M)t d%<_
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： qdoJIP{
mJT<
（2）求作用在轴齿轮上的力： @/i;/$\
IXYSZ)z
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 %[(DFutJY+
#L[-WC]1y
径向力 c,%9Fh? (
_:ypP R J
其方向如图五所示。 'EF Sr!+
B9IqX
（3）初步确定轴的最小直径 zlC|Sp af
`9QvokD
选轴的材料为45钢，调质处理，以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径，即 44T>Yp09
dIi Q^M
查[2]表15-3取45钢的 `p` )D 6
"Ka2jw,
那么 E- ,/@4k
R*~<?}Rr
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 >SO !{
~IvAnwQ'
（4）轴的结构设计 icW?a9 b&
KLpu7D5 (|
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 6.? Ke8iC
L}O_1+b
图三 <eRE;8C-
b e[KNrO
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 .>z)6S_G
D 3 m4:z
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 o.yuz+
GtcY){7
b、由于齿轮主要承受径向力，故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组，标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承，其尺寸为 ，故 ,-7w\%*
eqz#KN`n#
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； ( )1 \b
#$p&J1
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 。 d~f_wN&r
iB #xUSkS
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）。 nO^aZmSu
SaK aN#C
图四 UFnz3 vc
Zcq'u
jU
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 {fXD@lhi
yRt]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。 p/jC}[$v
,!U._ic'B
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 N)Fy#6
5B3S]@%
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。 -r%4,4
JWhi*je
（5）求轴上的载荷 $j61 IL3+
cVjs-Xf7D%
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁，轴的支承跨度 ， 7J@iJW],,
hwkm'$}
； ； 9 4bmK V_
f 7B)iI!
图五 'TWZ@8h~
EA.4 m3
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： e>`+Vk^Jc
KF^5 C
表一 >-EJLa
!1
:%!7
载荷 水平面H 垂直面V +3]1AJa
9
cU]@j}2
支反力F vmW > $P
kSJWXNC
弯矩M r;}%} /IX
P|,@En 1!
总弯矩 . U.K nn
}7p`8?
扭矩T T=146.8Nm ktlI(#\%
o6 L eC*
（6）按弯扭组合校核轴的强度： UI S\t^pJD
-4du`dg
根据[2]中公式15-5，即 TEQs\d
ug]WIG7 S
取 ，并计算抗弯截面系数 #R2wt7vE
3 [mVPV
因此轴的计算应力 fBtTJ+51}
wrw4Uxq
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 m-V_J` 9"
N l~' W
，故安全。 J~.8.]gXW
/) 6+I(H
（7）精确校核轴的疲劳强度 Z DHm@,d
{8b6M
①、判断危险截面 8YroEX [5l
3d<Z## `{4
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 WI @l2`X
v|DgRPY
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 tzH~[n,
l /WQqT
②、截面2左侧： 44e:K5;]7
hnOo T? V
抗弯截面系数 ~kHWh8\b:
D(bQFRBY6"
抗扭截面系数 =$kSvCjP
&l nr? y^
截面2左侧的弯矩为 mdzUL
d5J
l1_hD ,4
扭矩为 ngmHiI W
Z=c&</9e
截面上的弯曲应力 KK-}&N8
.J?cV;:`
扭转切应力为 Ql 2zC9C
_]oNbcbt(
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； _x +)Tv
xWC*DKV
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 yRd [ $p
MS7rD%(,'
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 "pRi1Y5)l
=}F}XSvXH
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 c&> S
_!qi`A
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； )4O >V?B
T?lp:~d
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； ;RR\ Hwix
Vt4KG+zm
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 BIQQJLu
luvxwved
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 l % \p
W!Qaa(o?
③、截面2右侧： pB(|Y]3A
g"}j
抗弯截面系数 3ncL351k
AHB_[i'>7
抗扭截面系数 |K. J@zW
u W 7Yem&
截面2右侧的弯矩为 >;^t) 6
K=K]R01/o
扭矩为 A>9I E(C_
8x~'fzf;Sq
截面上的弯曲应力 $cSmub ZK
v#^ _ |
扭转切应力为 (fqU73
(C9{|T+h
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 %(}%#-X
OCN:{
表面质量系数 ； +T8h jOkC
mb GL)NI
故综合影响系数为 >1*Dg?/=S
|
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