| 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 ZE(& (s
s)-An( Uw
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 "wcaJ;Os
+( LH!\{^
原始数据 } -3 VK%
"~4V(
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 0#V"
*AH `o b}
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 ?C|'GkT
v "l).G?
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 2 S8;=x}/
}B0[S_m w
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 +XWTu!
lR?y
tIY
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 ChiIQWFE
w B)y@w4k
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 N9-0b
d"|_NG` vr
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 ]it.
R-
#2]* qgA4
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 cH_qHXi[G
[ja ^Bhu
原始数据 }a" =K%b<\
qiz(k:\o
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 B^2r4
9vC
Snkb ^Kt
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 xp|1y ud
y[7M(K
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 j/t% 7,
By1T um+I1
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 $%EX~$=m]-
)Xdq+$w.
工作条件；连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产。单班制 %R GZu\p
, Q0 Y} )
工作．运输带速度允许误差为 5％。 }8 3
8F&
K~:SLCv
E%
机械设计课程设计计算 (wu'FFJp#
d(^8#4
说明书 qc (e3x
YP,,vcut
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 k| OM?\
';R]`vWFe
目录 b
ri[&=
Zj [m
1. 设计任务书....................................3 0MRWx%CR
>/-H!jUF]
2. 系统传动方案分析与设计........................4 xd{.\!q.
,$`} Rf<
3. 电动机的选择..................................4 ^_#wo"
HS |Gz3~
4. 传动装置总体设计..............................6 EMnz;/dMt
G@P;#l`(D
5. 传动零件的设计计算............................7 OV{v6,>O
t,YRM$P
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 {XU!p: x
syu/"KY^!
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 A.*e8a/6X
k
-G9'c~
3） 链传动的设计计算........................... ...15 hTa X@=Ra
e
( ]]
6. 轴系零件的设计计算............................17 P[fy
c&PsT4Wh
1） 轴一的设计.....................................17 5& %M L
XoD :gf
2） 轴二的设计.....................................23 T"99m^y
rn
. qs
3） 轴三的设计.....................................25 }`CF(Do
KKpM=MZ
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 *
1}dk`-
by1q"\-,
8. 键联接的强度较核..............................27 7= G6ao7
Xr^ 5Th\
9. 轴承的强度较核计算............................29 Y nnK]N;\x
|8E~C~d
10. 参考文献......................................35 ?5't1219
8(j]=n6 r
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 ItLR|LO9
;G`]`=s#Lq
一、课程设计任务书 R:n|1]*f3X
,R=!ts[qi
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） z:S:[X 0
^+-QY\N
j
图一 hqeknTGsIn
i ;pg9Vw
2.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动；使用期限为10年；小批量生产；两班制工作；运输链工作速度允许误差为 5％。 y#
\"yykB
Pz*BuL <
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 Yt*NIwWr
MMk9rBf
运输链的工作速度(m/s)：0.8 V=fu[#<@Ig
1<~n2}
运输链节距(mm)：60 ^XeJZkLEB
q5Zu'-Cx@
运输链链轮齿数Z：10 ()j)}F#Z`
EwcFxLa!F
二、系统传动方案分析与设计 & LI q?
47Vt8oyh%
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。 (]sm9PO
<zY#qFQ2
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 (XR}U6^v]
-J!n 7
3. 系统总体方案图如图二： >"UXY)
DEu 0Z
图二 5M> p%/
Q65M(x+oy
设计计算及说明 重要结果 l9/}fMi
k6DJ(.n'%a
三、动力机的选择 O.#R r/+)
[Y@}{[q 5
1.选择电动机的功率 i.^UkN{
.+Q 1h61$T
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 O:+y/c
"r;cH 5 3
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； %;]/ Z%!
D]d! lMK/
Pw→工作机需要的输入功率，kW； ^{J^oZ'%~
!M }-N
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 vR#MUKfh
#2\M(5d
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； 9*JxP%8T~X
StR)O))I
滚动轴承效率η2=0.98； *kf%? T.
G,6`: l
链传动效率η3=0.96； PRYm 1Y
P\[K)N/ 1
圆锥齿轮效率η4=0.98； G@ e;ms1
a A*h *
圆柱齿轮效率η5=0.99； H[g i`{c
>yenuqIKQv
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 s%#u)nw19
8>|4iT
因此总效率 Eb5>c/(
L#D)[v"
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 9J M f
T]
q 7 W7s w
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 \p\p~FVS
<b4}
B
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 C<QpUJ`k
R))4J
2.选择电动机的转速 cWQ &zc
a{;+_J3S
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。 .1h\r,
#
=JT wH>fD
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 , mWoN\Rwj
BVv -1$ U^
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 =%}(Dvjv
5^qs>k[mN
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； M_?B*QZJI
~y 2joStx
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； x
`%x f
<|3F('Q"
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； 0|hOoO]?q&
fP;I{AiN~
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 lS2 `#l >
=L"I[
所以 FAGi`X<L
Mu" vj*F
因此 H11@ DQ6
+5GC?cW
3.选择电动机的类型 |e+r~).4B
tOj5b 7'ui
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。 m*e8j[w#
)DW".c
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。 w(M i?
.(Z^[C}
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。 tsB}'+!v#
4/x.qoj
四、传动装置总体设计 Py9:(fdS
aO:A pOAO
1.计算总传动比及分配各级传动比 tQMz1$
93.L887
传动装置的传动比要求应为 5 "x1Pln
d)%l-jj9,
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 M;z )c |Z
wx G*mOw
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。 Ko0T[TNkh
e 7Sg-NWV
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。 l i`
Hw#yw g
2.计算传动装置的运动和动力参数 <Lle1=qQ
qm=9!jqC;
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。 ~W gO{@Mw
nzB! 0U
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 y+.(E-g
>Z An2s
1） 各轴转速计算如下 XQ Si
2ZxZ2?.uJ
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。 :r_/mzR#
fb!>@@9Z
2)各轴功率 lb)i0`AN+
Jk NRXC:
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。 U XS+GAWU
]`@< I'?,X
3） 各轴转矩 ;4vx+> -
(jh0cy}|]
电动机轴的输出转矩 S.fb[gI]
erV&N,cI
五、传动零件的设计计算 W$R@Klz
AIwp2Fz
1、直齿锥齿轮的设计 pWGIA6&v(
j+3=&PkA.]
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。 a3_pF~Qx
qUN XT
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： )|U+<r <
s.!gsCQme
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）。 M`G#cEc
qEPC]es|T
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。 `9VRT`e
9\R+g 5
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 ； s9?H#^Y5u
A@ G%*\UZ
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； qP[jtRIN
K&iU+
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 9C1\?)"D^e
s !HOrhV
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； H[iR8<rhQ
)!D,;,aQ
b、 小齿轮传递的转矩 ； k`,>52
?7aeY5p
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； I6 Q{ Axy
1 &YkRCn0
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 Y X{F$BM
xR5zm %\
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； ~$ "P\iJ
bX&=*L+ h6
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 1:q5h*
7brC@+ZD
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ,S=ur%
n]WVT@
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 ,tHV
H7[
s\
YHT.O?
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 [`|g j
ft 4(^|~
h、 小齿轮分度圆周速度v e:RgCDWL
|`ZW(} ~
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； XXPpj< c
1ihdH1 rg[
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； 7 +kU 8}
yK:b $S
齿间载荷系数取 ； ABnJ{$=n#
Ouc$M2m0!
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 [#C(^J*@c
@L 5s.]vg=
故载荷系数 ； 'C<4{agS
< /jTWc'}
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 Z(a,$__
j.7BoV
模数 pK@8= +
a}/ A]mu
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 Xg1 QF^
xr1,D5
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； v ,A8Mk2s#
?=0BU}
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； '/QS
sZR
+ I r
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 BBlYy5x
#hF(`oX}4K
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 &`Ek-b!7
]?a i
载荷系数K=2.742; k^*S3#"
q!\4|KF~
c) 分度圆锥角 ;易求得 q jml wVw
6 ly`lu9
因此,当量齿数 L/2,r*LNx$
o==:e
根据[2]表10-5查得齿形系数 cCbZ*
\d}>@ @U&
应力校正系数 |WDMyKf6J
c Mp#_\B
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: /K\]zPq
G EUC<bL+
结果显示大齿轮的数值要大些; 7 HM%Cd
?_n baFQK3
ｅ、设计计算 2*ByVK
M#;"7Qg
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 /m CE=
![9um sx
大齿轮齿数 ; =`Lci1#pu}
6g &E v'
5) 其他几何尺寸的计算 S> V+IKW;(
b .|k j
分度圆直径 Ws*UhJY<GS
0<#>LWaM_
锥距 T1=T
; Bwg'ThT
分度圆锥角 On-zb E
qPF`= #
齿顶圆直径 FE,BvNBZ
! N'HL-oT
齿根圆直径 Bvsxn5z+:
2 rPmu
齿顶角 &hu>yH>j
HvzXAd
齿根角 k{ ~0BK
]I'dnd 3e
当量齿数 WJj5dqatV
\45F;f_r6
分度圆齿厚 f@Yo]F U
M`) /^S9
齿宽 ,=V 9 ?
W.Cb Nou
6) 结构设计及零件图的绘制 a&RH_L jM
D$ Eq~VQ
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. @|([b r|O
oh na1a^
零件图见附图二. B;e (5y-
V@rqC[on
2、直齿圆柱齿轮的设计 AF\Jh+ynT!
Dl@Jj?zc
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 ； D9h
5.d[C/pRw
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|xa:`3?
s>*xAIx
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。 );;UA6CD
ir|c<~_=
4）材料及精度等级的选择 hjD%=Ri0Z
uH]oHh!}j
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）。 &P7Z_&34Z
Z\3~7Ek2m
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。 7YFEyX10d
L3=5tuQ[5
5） 压力角和齿数的选择 l "-Z#[
8W Etm}
选用标准齿轮的压力角，即 。 - }_1f[b
R*/s#*gmL
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? Z@(KZ|
Wh)!Ha}
取 。 niqknqW<t
9y&bKB2,
6） 按齿面接触强度设计 A `{hKS
-Xx4:S
由[2]设计计算公式10-9a，即 $*|M+ofQ
BP}@E$
a. 试选载荷系数 ； 0SDnMij&bf
5] LfJh+"n
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： m?kyAW'|
$,P:B%]
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； .$@+ / @4
NfUt\ p*
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； >, [@SF%
@VPmr}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 。 Yt ?]0i+
/,`OF/%
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 qVfl6q5
@fb"G4o`:
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； @{W" mc+
[Q+k2J_h
h. 计算接触疲劳许用应力: oKb"Ky@s
n*Uk<_WA
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 7Ja*T@ ! h
wZs 2 aa
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, f , 4erTBH
6tFi\,)E
j. 计算圆周速度 $1g1Bn
Vd(n2J MtG
k. 计算齿宽b a>x6n3{
}B a_epM
l. 计算齿宽与齿高之比 Qe{w)e0}`
Q;J(
5;
模数 M~N/er
u~aRFQ:
齿高 =J4|"z:
le]~Cy0
所以 i[@1 3kr
P#7=h:.522
m. 计算载荷系数 - Z`RKR8C
y pyKRsx
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; 4 M|u T
9-
[orL.D]
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; u>n"FL 'e
eIfQ
TV
由[2]表10-2查得使用系数 ; ;0Pv49q
0~z\ WSo
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 N@L{9ak1
(
* Xn"o
代入数据计算得 E^zfI9R
naW!b& :
又 , ,查[2]图10-13得 y?3. W
50j8+xJPV
故载荷系数 " X8jpg
@1Q-.54a
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 . z.4E:Iq
msM1K1er
ｏ、计算模数m 8M@'A5]
VOLj#H
7) 按齿面弯曲强度设计 94?WL
p*&0d@' r
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 C!*.j vhT
4a "Fu<q
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； z8'1R6nq
/rnI"ze`
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 #5Z `Q^
p.SipQ. P
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 #F.jf2h@
8.#{J&h
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K *B"Y]6$
J+J,W5t^
e.查[2]表10-5得齿形系数 -(8I ?{"4i
`(sb
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 E5d$n*A
wDZ<UP=X
小齿轮 ||_hE T
: q]9F4im
大齿轮 (Z
SaAn),
q8 ?kBKP
结果是大齿轮的数值要大； g 4$(%]
Ki2!sADd
g.设计计算 |4Q *4s
%, kP_[!>Q
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。 M
9t 7y
_XV%}Xb'
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 ； b} 3"v(
H<Oo./8+
8） 其他几何尺寸的计算 /Hyz]46
Sw\ *$g]
分度圆直径 {`QHg O
_ U <fS
中心距 ； \ ;npdFy
xzm]v9k&
齿轮宽度 ； Nr4:Gih
U]iI8c
9）验算 圆周力 @h%V:c
kI^*
'=:
10）结构设计及零件图的绘制 5^u$zfR
uZS :
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。 O1J&Lwpk,
mll :rWC)
3、链传动的设计计算 xzOa9w/
(+>
2&@@<
1.设计条件 ~2 w&+@dV%
8Xot ly
减速器输出端传递的功率 {r,U ik-nL
qTd[Da G#
小链轮转速 dAh.I3
Gt9 $ hB7
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 HTJ 2D@h
H5=kDkb
2.选择链轮齿数 j xh:z
5Q?Jm~H9
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 。 >='/%Ad
W$rWg>4>
3.确定链条链节数 0
&zp
~[g(@Xt
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 Dcl $?
=ejj@c
取 （节） b(H{i} {]
cO ~<iy
4.确定链条的节距p ti\
${C3
MtLWpi u@[
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 z%;p lMj
tE7jT e
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 8i#
=3e7n2N)
齿数系数 v= 5 5{
*'< AwG&
链长系数 ?+yr7_f3*
(#Y~z ',I
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 0# ,a#P
QU"WpkO
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 ` ONjEl
@I _cwUO
5.确定链长L及中心距a X 'S s#s>g
bx0.(Nv/X
链长 N9e'jM>Oos
w?Te%/s.
由[2]公式9-20得理论中心距 6j<9Y
*]6g-E?:@
理论中心距 的减少量 {%V(Dd[B6
;O"?6d0
实际中心距 Pob X; Z
m|a9T#B(
可取 =772mm t un}rdb
t&r.Kf9Z\
6.验算链速V "HMEoZ
"s2_X+4oY
这与原假设相符。 /sE,2X*BT
d>NGCe
7.作用在轴上的压轴力 ,T/Gv;wa2
7=G 2sOC
有效圆周力 ewZ?+G+ m
o-,."|6
按水平布置取压轴力系数 ，那么 vCzZjGBY
C"hN2Z!CD|
六、轴系零件的设计计算 615Ya<3f8
( xs'D4
1、轴三（减速器输出轴）的设计 q!Du
J
vB:\ZX 4
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： FXQWT9Kk~_
+&GV-z~o
（2）求作用在轴齿轮上的力： YW }$e W*
\Z-th,t
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 iS W2I~PD
^_7|b[ Bt
径向力 Wn%P.`o #
o+A 7hBM^
其方向如图五所示。 YagfCi ?
a)_ 3r]sv^
（3）初步确定轴的最小直径 q6zVu (
^&zC PUH
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 zj
6I:Q r
l45/$ G7
查[2]表15-3取45钢的 u [>"_!T
]\E"oZ
那么 h\s/rZg=r
!Sc"V.o @!
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。 =|3BkmO
GO"`{|o
（4）轴的结构设计 bLqy7S9x
qBA)5Sv\V
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 C{ex vLQ
HJL! ;i
图三 >O'\
jp}$l
L%'J]HL-
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 %iyc1]w{
*PJH&g#Ge
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 OO:S2-]Y>e
/{T&l* '
b、由于齿轮主要承受径向力，故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组，标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承，其尺寸为 ，故 7! O"k#
\PrJy6&
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； +m=b
"g
:F(4&e =w
c、取安装齿轮处轴段的直径 ；齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，该轴段长度应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，则轴肩处的直径 ；轴环宽度 ，故取 。 ZmA }i`
,Qj G|P
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求，取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm，则 （参看图四）。 ``MO5${
crmQn ^4\
图四 uEPp%&D.+
#bOv}1,s
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 ;6tra _
19 5_1?'<
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。 o9kJ90{ D=
FP@_V -
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 -@v^. @[Z&
!:{Qbv &T
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。 sh/ ,"b2!P
eG=d)`.JaV
（5）求轴上的载荷 .N(R~_
L&\W+k
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 ， ($di]lbsT
JrP`u4f_
； ； ,@*5x'auK
(zhZ}C,VF
图五 O=K
lc+Oo
Z{8%Cln
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： L]Tj] u )
u>XXKlW:
表一 l@`k:?
"~r<ZG
载荷 水平面H 垂直面V ,!=
sGUQ)
D*l(p5[
支反力F P`tOL#UeZL
X5WA-s(?0
弯矩M \f,<\mJ#
E|=x+M1sH
总弯矩 3u@,OE
j.M]F/j
扭矩T T=146.8Nm :ez76oGyc
q <}IO
（6）按弯扭组合校核轴的强度： 2;)IBvK
:Drf]D(sMX
根据[2]中公式15-5，即 ,Yag! i>;
\kE0h\
取 ，并计算抗弯截面系数 vfSPgUB)
3 M#x)cW
因此轴的计算应力 `zoHgn7B9q
MN: {,#d0
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 v.ZU Ya|
5BrN
uR$
，故安全。 P@y)K!{Nk
GcM1*)$ 4
（7）精确校核轴的疲劳强度 h ;=~%2Y
[8u9q.IZ
①、判断危险截面 "rdpA[>L
=
MByD&o`
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。 2)EqqX[D
3MQHoxX
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。 /&6{}n
jV%
V N
②、截面2左侧： :k9T `Aa]
l!1_~!{y
抗弯截面系数 `.@udfog^0
le:}M M
抗扭截面系数
(N/u@ M
r'noB<| e
截面2左侧的弯矩为 O%%Q./oh
65Z}Hf
扭矩为 QRQ{Bq}#
F` KXG$
截面上的弯曲应力 nw+t!C
X#1WzWk '
扭转切应力为 \p:)Cdn
nscnG5'{+
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； ll__A|JQ
wn"\ @Qv G
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 +*OAClt+]
olv&K(-ccI
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 e;v7!X
Q7a mp:JFb
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 H~*N:$C
M|nLD+d ~8
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； X$xf@|<a
o^@#pU <
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； 'qV lq5.
ESviWCh0Fl
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 [XPAI["
y/@Bhzc
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 oW
OR7)?r
tOXyle~ C
③、截面2右侧： }
e w {WD
Qfp4}a=
抗弯截面系数 `; Ui6{|
N 75U.;U0
抗扭截面系数 iK2f]h
:@p]~{m :G
截面2右侧的弯矩为 Uhu?G0>O
C;ab -gh
扭矩为 i` YZ;L L
|J a5O
截面上的弯曲应力 kM-8%a2i
EFiVwH
扭转切应力为 ys!O"=OJ
_I)TO_L;
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 '`tFZ fT
NXLb'mH~
表面质量系数 ； "r`2V- E
mR2"dq;U
故综合影响系数为 g3s5ra[
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