| 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 RJer x:]
V@-Q&K#
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 Dv/7 w[F
Ry]9n.y
原始数据 at@tS>Dv
nQ+5jGP1
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 _8 0L/92
w)@Wug
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 R<6y7?]bZ
QkD
~
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 E&y)`>Nq{
[R%*C9Y d
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 xRXvTNEg
``:[J r &
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 /NCN wAj7
"B
(?|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 \ f+;X
Q8m%mJz~]
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 @_-,Q5
Z.Z;p/ 4F
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 $6wSqH?q
'F.P93
原始数据 ^tG ,H@95
W$NFk(
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 *9kg \#
*Ic^9njt
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 :" !Z9l\@
SF,:jpt`Z+
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 sfn^R+x4,9
~B"HI+:\L
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 HB5-B XBU
.Hqq!&
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 {fHor
Er
j{_i?R?
工作．运输带速度允许误差为 5％。 r.zgLZ}3&V
jF}kV%E
机械设计课程设计计算 +<[ q"3
$Uy+]9
说明书 1Xm>nF~
ROQ]sQpk
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 Tf]ou5 |
Ru*gbv,U
目录 [[A O6.Z
H(76sE
1. 设计任务书....................................3 wW\@^5
54>0Dv??H
2. 系统传动方案分析与设计........................4 ]3I a>i
qQ3Q4R\
3. 电动机的选择..................................4 +O 7(
>a
2h51zG#qd
4. 传动装置总体设计..............................6 -A
w]b} #v
Icg-rwa<Z
5. 传动零件的设计计算............................7 X0P +[.i
c8uw_6#r(D
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 |*g#7 YL
O H2IO
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 aXVldt'
Q2m[XcnX
3） 链传动的设计计算........................... ...15 TA*}p=?6?!
b=MW;]F
6. 轴系零件的设计计算............................17 MW rhVn{R
Lr*PbjQDIY
1） 轴一的设计.....................................17 <H60rON
^il$t]X5-
2） 轴二的设计.....................................23 hjg1By(
|f$+|9Q?
3） 轴三的设计.....................................25 =Vs?=|r
V>)/z|[
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 #`|Nm3b
}WC[ <AqI
8. 键联接的强度较核..............................27 y<- ]'Yts
v\?J=|S+
9. 轴承的强度较核计算............................29 o ;Z"I &
A)n_ST0
10. 参考文献......................................35 .cs x"JC
"] ]LQb$
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35
p )JR5z
=T2 SJ)
一、课程设计任务书 v0)Y, hW
K(u pz n*a
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一）
B(s^(__]
_4Eq_w`
图一 \a;xJzc9
oZY|o 0/9
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％。 8/)\nV$0Y
Y2l;NSWU
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 0g: q%P0
nn:'<6"oV
运输链的工作速度(m/s)：0.8 >fP; H}S6
Ojl X<y.
运输链节距(mm)：60 +jB;
bv]SR_Tiq
运输链链轮齿数Z：10 BXdk0
P<&bAsje
二、系统传动方案分析与设计 i,;eW&
?C fQwY#N
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。 y'^U4 # (
6}R*7iM s
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 !^F_7u@Q
BSHS)_x s
3. 系统总体方案图如图二： c$ib-
&)Qq%\EP4
图二 BrSvkce
e'$[PF
设计计算及说明 重要结果 dcmf~+T
zL+t&P[\
三、动力机的选择 'q:7PkN!p
&UnhYG{A
1.选择电动机的功率 v+{{j|x=
1K/ :
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 (S W6?5
Am@Ta "2
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； aG ;F =e
pEcYfj 3M
Pw→工作机需要的输入功率，kW； yN`hW&K
, 2#Q >
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 ]3,9 ."^
)s:kQ~+
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； T 8g\_m
.+XK>jl +
滚动轴承效率η2=0.98； /hqn>t
'/UT0{2;rS
链传动效率η3=0.96； 1- ^D2B[-
I>nYI|o1
圆锥齿轮效率η4=0.98； 5L2j, ]
0!YVRit\N
圆柱齿轮效率η5=0.99； K:< V iz
Jy}~ZY
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 9[VYd '
3t+{~{Dj
因此总效率 m_Ed[h/I
6p) &}m9!
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 N{g7
g)Hs d0
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而 N`IXSE
\H>T[
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 /q>ExX sEC
AKjobA#
2.选择电动机的转速 nkPlfH
+~G:z| k
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 \; '#8
g,WTXRy
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , <7ANXHuSW
] H;E(1iU
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 qk'&:A
N
e{=KdzT
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； dL4VcUS.
gh[q*%#
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； 'q;MhnU+
'qiAmaX
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； i0 3S9J
um$U3'0e
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 dkEbP*y Xg
L' 'VBY"?
所以 p@Os
H(n
fHp.3
因此 R& t2
:
^}!"4{
3.选择电动机的类型 J|U~W
kW
\M.?* 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。 lrHN6:x(Y4
AFsieJ
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。 K'8?%&IQ
q'H6oD `
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。 LC=M{ \
tq}sedYhee
四、传动装置总体设计 n)a/pO_
)ZLj2H <
1.计算总传动比及分配各级传动比 V WdTnu
r`FTiPD. C
传动装置的传动比要求应为 n3V$Xtxw
.
&}x[~g
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 d <ES
?\4kV*/Cqz
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 hA/Es?U]
ho^c#>81
综合考虑各项因素，查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3；圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5；圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 ?S=y>b9R
X0ugnQ6
2.计算传动装置的运动和动力参数 A6_ER&9$>N
h8.(Q`tli
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。 (]mBAQ #hw
SLkgIb~'X
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 f9_Pn'"I
Bf^K?:r"V
1） 各轴转速计算如下 !7]^QdBLY
$M- "a z]
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 m|?1HCRXRI
v%`k*n ':
2)各轴功率 L*Ffic
1GR|$E
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。 fRk'\jz T
kW%wt1",
3） 各轴转矩 DD7D&@As
d\A7}_r*x
电动机轴的输出转矩 <Cs 9$J
Y~( 8<`^
五、传动零件的设计计算 ~QE?GL
2 WKIO|'
1、直齿锥齿轮的设计 3M[d6@a
_ !"[Zr
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 9 XS>;<"2
o4rf[.z
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： `7`` 1TL
l'!_km0{d
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 i[3 3u p
5K|`RzZ`B$
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。 ZZxt90YR'5
=y?Aeqq\fl
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 ； DeN2P
: =quCz G
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； E 7SmiD@)
M>BVnB_,-
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 .ArOZ{lKD>
}ew )QH d
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； WT 5 2
[e|9%[.V
b、 小齿轮传递的转矩 ； 4
;6,h6a
6: R1jF*eG
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； ]REF1<)4z
$G /p[JG6-
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 >^@~}]L
0eA |Uq~
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； PGTj Okx
uqBV KE
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 8RZqoQDH
_>t6]?*
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 \$,;@H5I^
e/)Vx'd`+
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 ~^3U@( :
A(C0/|#V
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 $U^ Ms!'L
0o@eE3^
h、 小齿轮分度圆周速度v JAmpU^(C
){tT B
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； `Z@qWB<
2tp95E`(O
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； eN TKX
{|q(4(f"Iu
齿间载荷系数取 ； ~P-^An^
*M~BN}.
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 M"OCwBT U
=#I/x=L:
故载荷系数 ； +'g~3A-G
E@@XWU21;N
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 vWYU'_=
hus9Zv4
模数 s%z dP
lxLEYDGFS
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 }SW>ysw'm
FCt %of#
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； cEPqcy
*
7 nawnS
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； {k<mN
Y
$)j f
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 q+ 9c81b
Xf|I=XK
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 #t&L}=G{%
b;G#MjQp'
载荷系数K=2.742; jQ P2[\
T $Rf
c) 分度圆锥角 ;易求得 0 SDyE
GUvEOD=p
因此,当量齿数 D;oX*`
Up1e4 mNL
根据[2]表10-5查得齿形系数 >yt8 gw0J
jH2_Ekgc;_
应力校正系数 AUm5$;o,/
{= T9_c
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: ff 2`4_ ,|
r )f+j @KF
结果显示大齿轮的数值要大些; f] kG%JEK
_VLA2#V>
ｅ、设计计算 8]% e[
6Iv &c2
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_%L~1+'
p y%RR*4#
大齿轮齿数 ; X:OU u;
n4Q ^
5) 其他几何尺寸的计算 |Y;[)s =q
.vtV2lq
分度圆直径 t`"pn <
43BqNQ0
锥距 +(8 Z8]Jf
t|}}#Z!I[f
分度圆锥角 6fw2 ;$x"
:Mnl 1;oh
齿顶圆直径 j4]y(AA
%1kI aYZ
齿根圆直径 !,cfA';S
@*5(KIeeC>
齿顶角 !,JV<( 7k
Pbl#ieZM
齿根角 ' )KuLVE}S
t/(rB}
当量齿数 wp>L}!
1HBX D\!
分度圆齿厚 9 wP,Z"
=]W[{@P
齿宽 Q JtO~~-
A $ W~R
6) 结构设计及零件图的绘制 \vqqs
Q?{^8 ?7
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. Y aAOP'p
jF0>w m
零件图见附图二. 5T]dQ3[ v4
BKd?%V8:Q
2、直齿圆柱齿轮的设计 CsiRM8
UKp^TW1^
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 ； x^)W}p"
kJ.0|l0
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。 IQQ QB
"g&hsp+i"A
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。 w7QYWf'
k83S.*9Mx
4）材料及精度等级的选择 ;>< m[ l6
=&roL7ps
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）。 #]@|mf
q
b
r\_
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。 cng166}1A
Nyl)B7/w
5） 压力角和齿数的选择 K aNO&%qX
8 Cw3b\ne
选用标准齿轮的压力角，即 。 #X qnH
V$3`y=8
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? YU/?AQg
F $1f8U8
取 。 , #K{+1z:
k[{ ~ eN:
6） 按齿面接触强度设计 t_jnp $1m
W}M 3z
由[2]设计计算公式10-9a，即 'C)
v ?!19
`j!XWh*$
a. 试选载荷系数 ； LyRW\\z2
hr3<vWAD
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： 7R$O ~R3p
j?1wP6/NP
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； d8K|uEHVz
%#C9E kr
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； PP8627uP
%BF,;(P
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 fw)Q1"|
}/M muPp
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 (h'Bz6 K
aATNeAR
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； L5r02VzbD
DcN!u6sJ
h. 计算接触疲劳许用应力: 'zOB!QqA`v
U< <XeSp
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 bD. KD)5
m}6Jdt'|
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, 2@Oz _?O=
* a uT_*
j. 计算圆周速度 o+Fm+5t;
IYv.~IQO
k. 计算齿宽b wl gR = l
&z@}9U*6b
l. 计算齿宽与齿高之比 R5&<\RI0
Vllx v6/_
模数 EVP{7 }K1
]A%~bQ7
齿高 k~)@D| ?
nf1O8FwRb
所以 X.ecA`0
|5jr l|
m. 计算载荷系数 AkCy
C1
-F_c Bu81V
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; }{)Rnb@
>
xxA^A
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; 3^5h:OaT
\>x1#Vr>#V
由[2]表10-2查得使用系数 ; RAWzQE }
X 8):R- J
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 Nxna H!wS
&4ndi=.#rg
代入数据计算得 q1v7(`O
F)4I70vG
又 , ,查[2]图10-13得 %+ /Dv
H4W!Md
故载荷系数 t~ <HFY*w
0s7 9rJ
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 d"L(eI}G
6\k~q.U@XI
ｏ、计算模数m uIBN
!\j
rgDl%X2B
7) 按齿面弯曲强度设计 c\/-*OYr<
iiF` 2
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 g)=$zXWhP
Kj)sL0
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 ； Uz~B`
#<X4RJ
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 #%w+PL:*O
) O5@R
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 c Q'x]u_
c91^7@Xv
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K g/}d> 6
v|K IVBkbT
e.查[2]表10-5得齿形系数 mG$N%`aG
.)=*Yr M
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 N;,zPW a
~`="tzr:
小齿轮 ]#W7-Q;]
Pm%5c\ef
大齿轮 qM+Ai*q
OQ4Pk/-'
结果是大齿轮的数值要大； P j,H]
JdLPIfI^
g.设计计算 ^M%P43
K\xnQeS <W
结果分析：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。因此，可取弯曲强度算得的模数1.802，并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 #d *0
)w
-2!S>P Zs
按接触强度计算的分度圆直径 ，算出小齿轮齿 ，圆整得 ；大齿轮齿数 ； TG U 7o:2
7VG*Wu
8） 其他几何尺寸的计算 _iCrQJ0"T
V)`A,7X
分度圆直径 @$!6u0x
H-nhq-fut
中心距 ； <T;V9(66
S=lCzL;j"
齿轮宽度 ； $STGH
K F _Uu
9）验算 圆周力 ~5h4 Gy)
o tfmM]f
10）结构设计及零件图的绘制 F(zCvT
7 )[2Ud8
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。 H }]Zp
S7WHOr9XMV
3、链传动的设计计算 !.^x^OK%y
uD? RL~M
1.设计条件 2wnk~URj
#d3_7rI0V
减速器输出端传递的功率 ^;h\#S[%
i 7PS=]TK\
小链轮转速 4H;7GNu
f 3qR7%X?
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 /4OQx0Xmm
`xHpL8i$5
2.选择链轮齿数 Mpyza%zj
3 8m9t'
假定链速V=0.6-3m/s，查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17，则大链轮（从动链轮）齿数 。 ("PZ!z1m1
8{!|` b'f
3.确定链条链节数 fa, :d8
a%BC{XX
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 w'A *EWO
|f$ws R`&
取 （节） =,q/FY:
}~=<7| N.
4.确定链条的节距p f4*(rX
Lg(G&ljE@k
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 PX_9i@ZG
h*D -Vo
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 g.Qn,l]X/p
&Ep$< kx8
齿数系数 1 oKY7i$
:Zkjtr.\
链长系数 t Dah@_
r}e(MT:R'
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 \Gk}Fer
aM1WC 'c&)
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。 +mD; \iW]
ROfV Y:,M
5.确定链长L及中心距a D 4(73
[.Md_
链长 ujE~#b}X
YU 0pWM
由[2]公式9-20得理论中心距 EZ/_uj2&SN
e 2N F.
理论中心距 的减少量 *y|w9 r p
F=5vA v1
实际中心距 i( +Uv tgs
9}2/ko
可取 =772mm |x1Ttr,
B/K=\qmm
6.验算链速V .Jg<H %%f
s/~pr.>-l
这与原假设相符。 `|" o\Bg <
.Wp(@l'Hd
7.作用在轴上的压轴力 }*%=C!m4R!
C" `\[F`.k
有效圆周力 ^t<L
5>CeFy
按水平布置取压轴力系数 ，那么 UHi^7jQ
K*'AjT9wX+
六、轴系零件的设计计算 &WAU[{4W
i= >`=. ~
1、轴三（减速器输出轴）的设计 rGt]YG#C
?wmu 0rR
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： bT9:9LP
y |*4XF<b
（2）求作用在轴齿轮上的力： X 2| Z!
uQW[2f
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 `Has3AX8
}V.fY3J-
径向力 { i3x\|
F/p1?1M
其方向如图五所示。 cw~G H
wT;;B=u}G
（3）初步确定轴的最小直径 d@cyQ FX
"Ya ;&F.'
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 #&S<{ 75A
{O!; cI~
查[2]表15-3取45钢的 ]>sMu]biH
.1J`>T?=Q
那么 U;.cXU{
c(?O E'
"Z
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。 UQ^
)t
]
p"cY/2w:j
（4）轴的结构设计 V)`Q0}
\[+':o`LH
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 *x 2u
ahM ? ;p
图三 1_}k)(n
5=8_Le
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 l>HB 0o
u |$GOSD
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 &\/}.rF
hE2{m{^A
b、由于齿轮主要承受径向力，故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组，标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承，其尺寸为 ，故 ]Qx-f*
D6
F>@z&a}(
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； S |@
Y !
e<Oz %
c、取安装齿轮处轴段的直径 ；齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，该轴段长度应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，则轴肩处的直径 ；轴环宽度 ，故取 。 q> #P |
3i}$ ~rz]U
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）。 )MM(HS
ZhoB/TgdL
图四 <lPHeO<^]
xxdxRy9/
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 9B3}LVg\
aMJ9U )wnK
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。 uk.x1*0x
zfml^N
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 jN7Z} 1`
D%'rq
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。 (jE[ W:
xU 9^8,6
（5）求轴上的载荷 T5 BoOVgO
u/?;J1 z:
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 ， qRZLv7X*j
LA837%)
； ； 90$`A MR
]b&qC
(
图五 <,T #* fg
:4238J8
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： T=cb:PD{%
><;.vP
表一 N %?8Bm~dP
j%*<W> O
载荷 水平面H 垂直面V l)1ySX&BU
,rQPs
支反力F > Gxu8,_;
/lvH p
弯矩M ;\+A6(GX{
' P-FeN^
总弯矩 akA C^: F
v*e=oyx[
扭矩T T=146.8Nm <.6$zcW
y
`w5u.'
（6）按弯扭组合校核轴的强度： Le c %kC
r+Y]S-o:
根据[2]中公式15-5，即 uwb>q"M
3gmu- t v
取 ，并计算抗弯截面系数 q|ZQsFZ
D cL x [C
因此轴的计算应力 j2{ '!
!Lj+&D|z
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 6~Xe$fP(
X?.LA7 )CK
，故安全。 utwqP~
)c<5:c
（7）精确校核轴的疲劳强度 ma26|N5
~x}=lK N
①、判断危险截面 LaiUf_W #X
s"]L QM1|
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 Ndx ]5
1Q$Z'E}SK@
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。 o %tvwv
u7<s_M3%N
②、截面2左侧： [ &FWR
Kth^WHL
抗弯截面系数 eJ!a8
ojd/%@+u+Y
抗扭截面系数 # S 4{,
iP JZ %
截面2左侧的弯矩为 %.D @{O
. RNQlh3
扭矩为 (UTt_ry g
{*%'vVv+
截面上的弯曲应力 vg1p{^N !
<%Re!y@OL
扭转切应力为 Hv1d4U"qM
v 1O*
Q
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； l4d2 i;4BK
Em R#)c~(W
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 {N$G|bm]u<
wLC|mByq
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 2FS,B\d
S<LHNZu|^A
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 ~Hs a6F&F
> c7fg ^@
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； *(x`cf;k
>g6:{-b^a
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； =GjxqI v
|L7
`7!Z
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 i5*sG^<$H
xFS `#1
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 z6R<*$4
R
'/Ilz`
③、截面2右侧： YXa^jFp
@$;"nVZ4v
抗弯截面系数 #x&1kHu<
=2{ ^q vP
抗扭截面系数 OY6l t.t
TP oP%Yj"
截面2右侧的弯矩为 hun/H4f|
Y] nY.5irL
扭矩为 BaTE59W
*B`wQhB%
截面上的弯曲应力 e ?H`p"l
aC$hg+U$G
扭转切应力为 ek#{!9-
f|_iHY
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 6546" sU
[*#ms=Zdc
表面质量系数 ； [:sV;37s
t8 #&bU X
故综合影响系数为 #IyxH$
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