| 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 |3:=qpT-
@xm~T|[7
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 'e>sHL
[A9 ,!YY
原始数据 1Bk*G>CX9(
5o| ! f
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 %?oU{KzQ@;
L-C/Luws
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 G 0 QXf
/QXs-T}d
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 L%K_.!d^
tOM3Gs~o6z
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 #* gU[9U~
'<D `:srV
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 DV[ Jbl:)
{9Mdt`WL
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 2v9s@k/k)6
:.S41S
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 H'0*CiHes
]X:
rby$
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 k<'vP{
0"^o TmQN
原始数据 j t`p<gI
5Vqmv<F;$Z
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 Q)6wk Y+!
(C l`+ V
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 (: TGe v
H@ 2v<e@
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 IN|i)?r h
^Em@6fz[
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 /s8%02S
j,56Lh%1
工作条件；连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产。单班制 LA+$_U"Jk
o ?va#/fk
工作．运输带速度允许误差为 5％。 W l !!5\
~f=6?5.wa
机械设计课程设计计算 \buZ?
<Id1:
说明书 g2aT`=&Z
[ t
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 < R|)5/9
*K}z@a_
目录 Y-%l7GErhL
?b@q5Y
1. 设计任务书....................................3 wI@zPVY_ i
qXU:A-IdIl
2. 系统传动方案分析与设计........................4 ?K4.L?D#J
?79SP p)oo
3. 电动机的选择..................................4 {V%%^Zhwy
T+K` ^xv_L
4. 传动装置总体设计..............................6 UU.mdSL
j$|j8?
5. 传动零件的设计计算............................7 -Ap2NpZ"t
Ho )t=qn
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 5DkK'tCI9Z
E?Qz/*'zv
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 *h*j %
*#Lsjk~_-
3） 链传动的设计计算........................... ...15 sd]54&3A
c
YM CfP
6. 轴系零件的设计计算............................17 N?a1 sdR
b:F Ep'ZS
1） 轴一的设计.....................................17 ;!l*7}5X=
{WYu 0J@
2） 轴二的设计.....................................23 U^[cYTG
1A%N0#_(Md
3） 轴三的设计.....................................25 Sl. KLc@@
|&elZ}8
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 0<]$v"`I
R<n8M"B
8. 键联接的强度较核..............................27 u8-a-k5<
1 P[I}GW#
9. 轴承的强度较核计算............................29 a1
4 6kq
+,&m7L
10. 参考文献......................................35 V17>j0Ev$W
Vqa5RVnI
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 .)i O Du
iUeV5cB
一、课程设计任务书 '[>\N4WD
$i ,6B9
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） +={
&P u+(~'Q
图一 <X:Ud&\
OLk9A
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％。 & K5C= ]4
t{ /:( Nu
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 =oo[ Eyr
a 4A `cUt
运输链的工作速度(m/s)：0.8 TpJ g-F
cr76cYq"Q
运输链节距(mm)：60 1YJ_1VJ
~A8qeaP
运输链链轮齿数Z：10 QuSV&>T\
BCBEX&0hk{
二、系统传动方案分析与设计 %/UV_@x&
|RR"'o_E
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。 /C*~/}
+mJ
:PAy4
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。 G;2R]H#p
y=[gQJ6~r
3. 系统总体方案图如图二： W3 De|V^
]YCPyc:
图二 $T"h";M)s
1i4W WK7k
设计计算及说明 重要结果 h 7bPA W=(
<_"B}c/2$
三、动力机的选择 c*N50%=4
|w=Ec#)t4
1.选择电动机的功率 9 wAA.
-"
j_!bT!8
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 1)$%Jr
TNh=4xQ}
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； PXV)NC
Ba/RO36&c
Pw→工作机需要的输入功率，kW； 8$\Za,)g
8V6=i'GK
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 j3
6,w[Y:
y&1%1 #8 F
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； >eQbipn
Rb)|66&3&
滚动轴承效率η2=0.98； EbCIIMbe"
-M6L.gi)oJ
链传动效率η3=0.96； '9 'l=Sh
a* D,*C5}
圆锥齿轮效率η4=0.98； B Y3bpR
ovo/!Y J2
圆柱齿轮效率η5=0.99； '0 ]r<O
IrJ + Jov
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 +fM&su=wl
#;`Oj
因此总效率 L~IE,4
K]X` sH:
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 gc##V]OD
ZI,j? i6\
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 tmp6h B
eI^gV'UK
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 &M[MEO`t8
(z/jMMms
2.选择电动机的转速 Dv@ PAnk3C
e8oK n&
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。 S ` =n&'
^ 00{Hd6
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 , h}h^L+4
BBxc*alG0
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 _5b0wd B
'@bJlJB9>
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； A;,Dg=FL/
wFvT0
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； .Rv f/-e
{SJsA)9:#
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； :N2E}hxk
fz3lR2~G
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 +Qs!Nhsq
ZYa\"zp-
所以 xI?0N<'.*q
<4c%Q)
因此 tw< P)V\h
=2%VZE7Vm
3.选择电动机的类型 +"8}R~`!
V.8%|-d
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。 %G[/H.7s -
.xl.P7@JJ
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。 L+.H z&*@
)t%h[0{{
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。 F.?01,J=1
Qs l80~n_7
四、传动装置总体设计 /;l[I=VI
d; =u
1.计算总传动比及分配各级传动比 Efx=T$%^&
9 Kbw
GmSU
传动装置的传动比要求应为 w{`Acu
<
bFy(+
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 V&*D~ Jq
zsVcXBz
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。 >3 PMnI
<7'&1= %r
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。 \}#@9=
Pu;yEh
2.计算传动装置的运动和动力参数 c<4F4k7
#!})3_Qc(y
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。 JoJukoy}F
6+3 $:?
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴，分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴，则 ubbnFE&PD
OC NPi4
1） 各轴转速计算如下 9 x?'}
TQc@lR!
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 E^ wyD-ii/
gn)R^
2)各轴功率 o=_c2m
()\jCNLT
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 "3}<8 c
9S>g6}[E#0
3） 各轴转矩 >zng J$
" ^Rv#
电动机轴的输出转矩 :( , mL2[
? ?[ g}>
五、传动零件的设计计算 1~\M!SQ)
,j178EX
1、直齿锥齿轮的设计 {C")#m -0
e |V]
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。 C6jR=@42Q
;>>C)c4V "
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： ~<)vKk
HB iBv-=,
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）。 mgQ IhXH5L
gU;&$
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。 =Op+v "
hXB|g[zT
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 ； O0hu qF$K
(Rd$VYuf
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； qP1FJ89H
h`Tz5% n
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即
u0
y 1
,
ZFE(
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； 8P2 J2IU
_#C()Ro*P
b、 小齿轮传递的转矩 ； gl7|H&&xV
X2yTlLdY
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； 2 7A!\pn
%d;ezY '2
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 -VT+O+9_A
gfg n68k
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； 9 OT,TpA
GP a`e
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 /*rhtrS)
k'3Wt*i
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 t ^ SzqB
0
n
vSvk
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 (zcLx;N
](jFwxU
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 yj_4gxJ\
IV `%V+
f
h、 小齿轮分度圆周速度v !L2 4+ $
SA"8!soY3
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； A1i!F?X
>m6&bfy\q
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； (k?7:h
K8I$]M
齿间载荷系数取 ； `[fx yg:u
3V <&|
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 Y.6SOu5$]
~bK9R 0|<
故载荷系数 ； |>
enp>
I]`-|Q E
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 .qv'6G
,5Vt]#F5@
模数 gl%`qf6:O
%; "@Ah
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 s Be7"^
j+IrqPK C^
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； 7^6uG6
~+6Vdx m
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； EcL-V>U# M
na+d;h*~y
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 w3T ]H _V
aHzHvl
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 /RnT Q4
}hpm O-
载荷系数K=2.742; RP4Ku9 hk
f58?5(Dc|
c) 分度圆锥角 ;易求得 Vr.Y/3N&'
*#
{z 3{+
因此,当量齿数 |I;$M;'r&
:mcYZPX#
根据[2]表10-5查得齿形系数 =n(3o$r(
C#0Qd%
应力校正系数 ~a9W3b4j
, E )|y4
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: rVnd0K
8hanzwoJ:
结果显示大齿轮的数值要大些; $.%rAa_H
E0n6$5Uc?
ｅ、设计计算 l! bv^
]b?9zeT*'l
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 )RgGcHT@
:iWS\G^ U
大齿轮齿数 ;
08bJCH
&DG->$ &|
5) 其他几何尺寸的计算 ~ Heb1tl ;
h& &6r\4/|
分度圆直径 DL^o_6 1
] y{WD=T
锥距 #18 FA|
pmvT$;7I
分度圆锥角 .wA+S8} S
+EXJ\wy
齿顶圆直径 VSX@e|Nj
^ <`(lyph
齿根圆直径 . 5y"38e
C B YX]
齿顶角 oTjyN\?H
;h=*!7:
齿根角 <yA}i"-1W
~+X9g
当量齿数 zdl%iop3e
IA z Z1#/3
分度圆齿厚 2| iV,uJ&
:e1 o<JgPt
齿宽 f>o,N{|
O4 3YY2
6) 结构设计及零件图的绘制 }GMbBZ:nKK
^g1f X1
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. C;+(Zp
*.-.iY.a]
零件图见附图二. %sBAl.!BN
.{KjEg 6
2、直齿圆柱齿轮的设计 >I
}T^cEfX
1）设计已知：齿数比u=2.5；小齿轮转速 ；输入功率 ；传递的转矩 ； %_-zWVJ
Y/<lWbj*A
2）齿轮传动的主要特点是：效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定，但制造和安装精度要求高。 )4U> !KrY
WF&[HKOy/
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 f*{
YFg?*&
vr^~yEr
4）材料及精度等级的选择 n6d 9 \
,C.:;Ime({
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 G0 J4O!3
b i y4 d
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 AUVgPXOwd
/M~!sPW&?
5） 压力角和齿数的选择 9Ya<My
{gA\ph% s
选用标准齿轮的压力角，即 。 Ma *y=d;,1
'3]p29v{
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? 1% F?B-k
_\PNr.D 8
取 。 Qp"y?S
unJid8Lo
6） 按齿面接触强度设计 02`$OTKz
/yz=Cj oz
由[2]设计计算公式10-9a，即 )3YtIH_
<^~FLjsfg
a. 试选载荷系数 ； SVlua@]ChU
(BxJryXm
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： UX3BeUi.)
pMg3fUIM
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； JjpRHw8\
6$a$K,dZ
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； bPD`+: A_
M/?KV9Xk2
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 。 x^|V af
kg][qn|>J]
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 ML-)I&>tT
zf4Ec-)
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； ""Zp:8o
s cuH mY0
h. 计算接触疲劳许用应力: IKMeJ(:S
|py6pek|
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 y-p70.'{U
{U
'd}Q
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, W3vi @kb]
w {~+EolK
j. 计算圆周速度 E3@QI?n^^
e__@GBG
k. 计算齿宽b RsU3Gi_Zdz
R(P%Csbqh
l. 计算齿宽与齿高之比 m S#zraJn5
LA_3=@2.H
模数 i |{Dd%4vK
Am8x74?
齿高 aK,z}l(N
VL[R(a6c
<
所以 JOjoi A
/&u<TJ4
m. 计算载荷系数 A^ _a3$,0
xD&^j$Em
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; )!g{Sbl
RH}A
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; $F.([?)k?
2^t#6XBk/
由[2]表10-2查得使用系数 ; 7N C=*A~
{k4CEt;
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 Qr1e@ =B
c PgfTT
代入数据计算得 f<+ 4rHT
Ggh.dZI4
又 , ,查[2]图10-13得 _3]][a,
Hk>79};
故载荷系数 Oz| K8p
9Rek4<5
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 .nYUL>
s5RjIa 0$7
ｏ、计算模数m /8VP[i)u
K"<PGOF
7) 按齿面弯曲强度设计 c}3W:}lW
=9kN_:-
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 ,>t6 9 Ad
7W6cM%_B
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； 9}B`uJ
X 2tk[Kr
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 L< zD<M
USN8N (
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力
)1g"?]
)BfT7{WN
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K 3E
f1bhi
& c Ny
e.查[2]表10-5得齿形系数 {pb>$G:gfx
6#j$GH *
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 H+
h07\?
%
GE>[*zN
小齿轮 m/N dJMoN=
yr#5k`& \_
大齿轮 gyS+9)gY
\5Vde %!$Z
结果是大齿轮的数值要大； JbB}y'c4}=
R),zl_d_
g.设计计算 i{D=l7j|w
c!8=lrT.
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。 `OymAyEYQ
v(OBXa9
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 ； y7KzW*>g :
|[9?ma
8） 其他几何尺寸的计算 9w9 jp e#
(M
=Y&M'f
分度圆直径 vK$"# F~
N_L,]QT?
中心距 ； q yHZ M} /
|*RYq2y
齿轮宽度 ； p;?*}xa
fF*`'i=!
9）验算 圆周力 1b8p~-LsU
]pEV}@7
10）结构设计及零件图的绘制 uP\lCqK,
50dGBF
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。 ^I KO2Ft
&D%(~|'
3、链传动的设计计算 7u\*_mrv
K/ &?VIi`z
1.设计条件 }HEvr)v9
B *htN
减速器输出端传递的功率 I ] ; M7
W4;m H}# 0
小链轮转速 Y32O-I!9u
v){ .Z^_C
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 H'
T
"uLjIIl
2.选择链轮齿数 Ax o D8|
H"2uxhdLK3
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 。 q_
=b<.;
xUF_1 hY
3.确定链条链节数 ;X ,1&#I
>r & ;3:"
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 va f&X]p
d2X[(3
取 （节） 7^} Ll@
vi@Lz3}::
4.确定链条的节距p zF4 [}*
)pw&c_x
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 0'&X
T^"
,2oF:H
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 ,mPnQ?
(BX 83)
齿数系数 _w@qr\4i=
?}Z1(it0
链长系数 M>jtF P <S
P?BGB bC
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 hO{cvHy`
*9ywXm&?
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。 z}SND9-"
SM[Bv9|0
5.确定链长L及中心距a ,_!6U
+Taa!hfys
链长 wix5B@
i`
A
由[2]公式9-20得理论中心距 =TR,~8Z|
eUS
理论中心距 的减少量 ># +IaKL7
4Z[V uQng
实际中心距 PR<||"03
4^6.~6a
可取 =772mm 4 !`bZ`_Bw
IB.yU,v
6.验算链速V %/kyT%1
vUC! fIG
这与原假设相符。 w^K^I_2ge
]j>i.5
7.作用在轴上的压轴力 ] L2Oz
QD{:vG
g
有效圆周力 o/ [
3`9{T>
按水平布置取压轴力系数 ，那么 '+<(;2Z
vL
l2b{u
GE
六、轴系零件的设计计算 j:5%ppIY
`n!viW|tB
1、轴三（减速器输出轴）的设计 [%HIbw J
jc_\'Gr+[
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： SEKN|YQV/t
us? &:L|!=
（2）求作用在轴齿轮上的力： SM[{BH<
NGjdG=,
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 >KG E- Yzj
$ &5w\P
径向力 %R_{1GrL'c
NTs;FX~g[
其方向如图五所示。 8U~.\`H-PT
9T2xU3UyY
（3）初步确定轴的最小直径 0Flu\w/+P
]pTvMom$6
选轴的材料为45钢，调质处理，以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径，即 Hr;h4J
=4C}{IL
查[2]表15-3取45钢的 ,S[K{y<
1S%k
那么 .M|>u_<Qd
{I%y;Aab8
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 h~HB0^|
jSt mS2n
（4）轴的结构设计 B_3QQ tjAl
pL oy
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 Z IxRyo-i
.I?@o8'x
图三 A,i()R'I
^. X [)U
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 !MZw#=D`
bk#xiuwT
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 \Z5 +$Ij
7u11&(Lz
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 ^kj=<+ v#
v<rF'D2
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； 2V#6q,2
:jNYP{Br
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 。 O@U?IF$
V:
p)m&y6
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）。 <3
@}Lj
~P1_BD(
图四 ~2%3FV^
OS7R Qw1
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 eO5ktEo J
"h $R ]~eG
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接，根据 由[1]表4-1查得平键截面 ，键槽长度为50mm。 Jgx8-\ 8
2PC5^Ni/9@
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 Vb6K:ZnF
4^Qi2[ w
根据轴端直径，参考[2]表15-2取轴端倒角为 ；各轴肩未注圆角半径为R1.6，如轴结构与装配图四。 ^KHLBSc:
VZxTx0: ,
（5）求轴上的载荷 u]vPy
ria
to3?$-L
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 ， bAhZ7;T~
2bQ/0?.).-
； ； [STje8+V
R8sck)k'}
图五 `q ?RF+
O8 RzU g&
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： r%MyR8'k]
XI}I.M
表一 $4j^1U`~)K
g{ (@uzqG
载荷 水平面H 垂直面V 8]*Q79
w!,QxrOV~
支反力F 9]~PC Z2j
gA
+:CgQ
弯矩M nk08>veG
i &F~=Q`
总弯矩 ,?=KgG1i
qpgU8f
扭矩T T=146.8Nm >ZCo 8aK
I)[B9rbe
（6）按弯扭组合校核轴的强度： <q6`~F~|
[}k |
根据[2]中公式15-5，即 QT}iaeC1i
wXCyj+XB*
取 ，并计算抗弯截面系数 rgR?wXW]jE
MSB%{7'o
因此轴的计算应力 Yf ( im
~= 9V v
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 wiV&x l
q! *MH/R
，故安全。 TNsg pJ?\
$MT}l
（7）精确校核轴的疲劳强度 M7 p8^NL
aJQXJ,>Lv
①、判断危险截面 Ar~{= X
&!#2ZJ}{
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 Oy '0I,
"o==4?*L
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 7-g^2sa'(
R<j<. h
②、截面2左侧： ScHlfk
p
It\BbG=
抗弯截面系数 a@k.$
jaa/k@OG
抗扭截面系数 =F[lg ?g
wz@/5c/u
截面2左侧的弯矩为 G;9|%yvd8
yTj p-
扭矩为 e5qvyUJM
B%(K0`G#X
截面上的弯曲应力 3DI^y` av
_DrnL}9I7
扭转切应力为 6m\*]nOy4
6NSO >/E
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； - _w~J Cx
YiBOi?h9
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 * S{\#s
QS%,7'EG
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 y8D 8Y8B
!r2}59 J
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 kFnUJM$r
q"l>`KCG`
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； M3PVixl i3
|'@V<^ GR
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； LNbx3W
oC
R>` ih&,)
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 FcY$k%;'Q
M +\rX1T
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 B
;; cbY
L c{!FG>
③、截面2右侧： (O Qi%/Oy
dvxf lLd @
抗弯截面系数 0A@-9w=u
a\Tr!Be,
抗扭截面系数 DZF[dxH
"&| lO|
截面2右侧的弯矩为 ScsWnZ
EqYz,%I%
扭矩为 7kOE/>P?
#Xj;f^}/
截面上的弯曲应力 y K=S!7p\
c-v*4b/d
扭转切应力为 EOofa6f&l
pEJ #ad
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 :R{x]sv
PlF89-
表面质量系数 ； ;c nnqT6
+q$xw}+PK
故综合影响系数为 HarYV :
|
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