| 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 Vx-H W;,
. |KxQn}
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 :NS;y-{^^y
xzIs,i} U
原始数据 yq\) 8Fe
g#5g0UP)V
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 NfS0yQPx
4$d|}ajH
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 &R pQ2*4n
g8!!:fdu
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 Og"50 -
kzgH p,;R{
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 H>-,1/IY
*sB=Ys?
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 c3i|q@ k
\f0I:%-
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 $9Y2\'w<h6
8r)eiER v
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 Lm:O
vVVB
GAtK1%nPD
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 U -X
m'oVqA&
原始数据 3 +BPqhzf
9j$
OU@N
8
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 Z(*n ZT,
a%Cq?HZ7
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 <w.V !"!
ZEUd?"gaR
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 c{rX7+bN
VlXIM,
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 Mwp#.du(
1S0Hc5vw
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 tN";o\!}
v#YO3nD
工作．运输带速度允许误差为 5％。 qV9`
peR =J7
机械设计课程设计计算 :[|`&_D9J
L'"20=sf
说明书 o9q%= /@,
W q F(
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 Q3wD6!'&m
yTkYPx
目录 ~=Er=
0
u)R>ozER
1. 设计任务书....................................3 @ \u)k
`H+ 7Hj
2. 系统传动方案分析与设计........................4 Y?ZTl762
roj/GZAy"
3. 电动机的选择..................................4 ^X[Kr=:Jp
7$,["cJX
4. 传动装置总体设计..............................6 DtXXfp@;
Uu>YE0/)
5. 传动零件的设计计算............................7 !ny; Y V
$-M 1<?5
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 XuoI19V[
kh^AH6{2
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 pWbzBgM?nU
UFouIS #L
3） 链传动的设计计算........................... ...15 }@SZ!-t%rD
{nm#aA%,
6. 轴系零件的设计计算............................17 6\OSIxJZF
(U/ 6~r'.L
1） 轴一的设计.....................................17 ZJ=-cE2n
qECc[)B
2） 轴二的设计.....................................23 cS4e}\q,
f ,K1 a9.
3） 轴三的设计.....................................25 Q%o
IC92lPM }
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 j3C p o
x
PPPRO.y
8. 键联接的强度较核..............................27 L 4
x
*~prI1e (
9. 轴承的强度较核计算............................29 A6q,"BS^d
< LzN/I aJ
10. 参考文献......................................35 jR }h3!
( .<Gde#
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 fG0rUi(8
>pG]#Z g
一、课程设计任务书 wf6ZzG:
>fdS$,`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） PrDvRWM
Y\dK- M{$
图一 F! c%& Z
P ,xa yy
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％。 vh
KA8vr
YPf&y"E&H
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 ,UH`l./3DX
42U3>
运输链的工作速度(m/s)：0.8 }P-9\*hlm
k,X` }AJ6
运输链节距(mm)：60 &>i+2c~
M\e%GJ0
运输链链轮齿数Z：10 n KDX=73
bveNd0 hN
二、系统传动方案分析与设计 1,,o_e\nn3
9);a 0}*5
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。 7{."Y@
.;/@k%>
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。 yY`<t
hh
<=D .u
3. 系统总体方案图如图二： ~Jmn?9 3
qJ5Y}/r
图二 L7q%u.nB1
} Y j ic4?
设计计算及说明 重要结果 n&FN?"I/]
N''9Bt+:
三、动力机的选择 3AX /A+2
G?'L 1g[lc
1.选择电动机的功率 , Z&"@g
S7E:&E&
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 #x':qBv#
WvUe44&^$
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； 4=*VXM/
Maf!,/U4
Pw→工作机需要的输入功率，kW； N}>`Xm 5'
)Qp?N<&'
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 \qNj?;B
Y;xVB"
(
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； {j ${i
&0Wv+2l @
滚动轴承效率η2=0.98； WP2|0ib
<CzH'!FJN
链传动效率η3=0.96； 2@uo2]o)
gqyQ Zew
圆锥齿轮效率η4=0.98； z)]_ (zZ^
i7mT<w>?
圆柱齿轮效率η5=0.99； P]j{JL/g&
$@}6P,mg
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 )z2Tm4>iql
1ncY"S/V O
因此总效率 o_b j@X
(NSc G[$}
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 GT|=Apnwr%
MftX~+
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 ZK{VQ ~
y9pQ1H<F;
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 v&xk?F?WU,
,DXN q`24
2.选择电动机的转速 az?B'|VX
Y>R|Uf.o z
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。 >m44U 9
!@W1d|{lu
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 , \&Mipf7a
.Rd@, 3
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 B9>3xxp(by
=H QH;c"
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； >|XQfavE
]Tx8ImD#)A
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； 7K
{/2k
=5[}&W
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； )l\BZndf
l`[*b_
Xt
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 ~{=+dQ
6f\0YU<C&
所以 UyEyk$6SU
" < m)Fh;
因此 R`:Y&)c_$
UqsVqi
h(
3.选择电动机的类型 y 4C_G?
eeoIf4]
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。 % )i?\(/
f:KKOLm
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 J62[2=V
DSM,dO'
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。 05TZ
u f.Zg;Vc
四、传动装置总体设计 |F iL1_
6HCP1`gg
1.计算总传动比及分配各级传动比 y4/>3tz;
xD8x1-
传动装置的传动比要求应为 c_yf=
R1! {,*Gy
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 {I@@i8)]
s4@AK48
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。 :cnH@:
ZcYxH|Gn
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。 WW:@% cQ@
q-KN {y/
2.计算传动装置的运动和动力参数 3R
!Mfz*
7;dV]N
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。 ^; N u\c
@-NdgM<
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 #c5G"^)z
^}ngb Dn
1） 各轴转速计算如下 )U6T]1
&\ F`M|c
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。 XTG*56IzL
h:Q*T*p y
2)各轴功率 C o4QWyt:
R Q X
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。 J-:\^uP
d(jd{L4d
3） 各轴转矩 aW$sd)
</>;PnzE
电动机轴的输出转矩 : tu6'X\k
b%2+g<UKh
五、传动零件的设计计算 ;_@u@$=~
1[
ME/r
1、直齿锥齿轮的设计 * 8CI'UX
s_N?Y)lS+(
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。 y[UTuFv~Q
Ko]A}v\]
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： bJ*jJl x
<{Wsh#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）。 "~:o#~F6
VC:.ya|Z
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。 ZZL.&H o
zF[kb %o
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 ； _ n,Ye&m
6Z] * ce<r
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； xL3-(K6e
_Y4%Fv>@
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 Vahfz8~w/
\ { r%.G
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； oyZ}JTl( Q
IP~*_R"bM
b、 小齿轮传递的转矩 ； ^vS+xq|4"
_5uz u6:y
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； M. O3QKU4
R *lJe6
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 -/*-e
/+b
d[;S n:B
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； h[b; _>7
^ a#Vp
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 y, @I 6
M<hX ! B
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ~ mP#V
WI/&r5rq
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 Sq u'd
Q%o:*(x[O
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 oswS<t{Z
AC;ja$A#
h、 小齿轮分度圆周速度v T$RVz
Pzb LbH8A
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； u;R <
H3"90^|, @
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； owHhlS {
jHBzZ!<
齿间载荷系数取 ； {gT2G*Ed^Z
T2|dFKeWG
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 =:OS"qD3l
%g1:yx
故载荷系数 ； K;Qlg{v
lArY lR }
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 3@P
2]Q~D
Goa0OC,
模数 ]f#1G$
OPH f9T3H
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 f}Mx\dc
7<;87 t]]
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； zXWf($^&E
.21[3.bp/q
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； %2>ya>/M
</~!5x62Oy
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 8L] em&871
_P9T h#UAg
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 3~v' Ev
EF1aw2
载荷系数K=2.742; G zy"$t
qk!")t
c) 分度圆锥角 ;易求得 RS'!>9I
=w &JDj
因此,当量齿数 :=9?XzC C
+72[*_ <
根据[2]表10-5查得齿形系数 Z<+Ipj&
Hq=5/ N
应力校正系数 4mNg(w=NF
M{\W$xPL)
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: 92zo+bc
eaSf[!24"
结果显示大齿轮的数值要大些; F#d`nZ=M
8~Avg6,
ｅ、设计计算 :rr;9nMR[
(prqo1e@
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 \ H
<k
cZ>h [XX[
大齿轮齿数 ; .[YM0dt
|oCE7'BaP
5) 其他几何尺寸的计算 ?}<4L K]
( <y~]ig y
分度圆直径 \Nd8,hE
+JQ/DNv
锥距 !\D[lh}rL
3@xn<eu
分度圆锥角 H$GJpXIb
Lckb*/jV&
齿顶圆直径 Y MGzO
gzdR|IBa
齿根圆直径 -n.ltgW@
~%)ug3%e
齿顶角 @nIoYT='
Ci{,e%
齿根角 \jlem <&
!8'mIXZ$
当量齿数 x""gZzJ$L
9UF^h{X
分度圆齿厚 R`%C]uG
_ ; 7{1n
齿宽 osB8
'\GR
aE]/w1a
6) 结构设计及零件图的绘制 ! 2]eVO
!{h C99q6
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. ~ o"VZp
,LD[R1TU8
零件图见附图二.
v E4ce
%qN_<W&Ze
2、直齿圆柱齿轮的设计 3RSiu}
@D:$~4ks
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 ； 6;|6@j
%5) 1^
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。 0[ (Z48
kH&KE5
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。 |ATz<"q>
u; -_%?
4）材料及精度等级的选择
S xn#
QOb+6qy:3
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）。 ui _nvD:
j% 7N\Vb
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 Gmjx
w4 R!aWLd
5） 压力角和齿数的选择 ~3 ,>TV
s"tyCDc.c
选用标准齿轮的压力角，即 。 W Z!?O 0.A
>gQJ6 q
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? nu'r `
n+ot. -
取 。 pb>TUKvT&
(4;m*' X
6） 按齿面接触强度设计 NI^=cN,l
"4`i]vy8
由[2]设计计算公式10-9a，即 Rv-`6eyAA
2h_XfY'3pX
a. 试选载荷系数 ； pQ:7%+ Om
UG @9X/l}
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： gL)l)}#
`a$c6^a
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； )qyJw N
.D
ef
!@|2
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； .m r& zq
*y6zwe !M
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 !z EW)
wW. V>$q
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 H<Ne\zAv
%A]?5J)Bi
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； $oPx2sb
8Uv2p{ <#
h. 计算接触疲劳许用应力: yniXb2iM
T +a\dgd
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 xZMQ+OW2i
fN! ci']
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, <./r%3$;7
-[h2fqu1
j. 计算圆周速度 " 7G >
-V C
k k
k. 计算齿宽b jV}tjwq
sf7~hN*
l. 计算齿宽与齿高之比 RWX?B
xE.yh#?.k
模数 x/<eY<Vgm?
[Yi;k,F:
齿高 u0o}rA
-za+Wa`vH
所以 5{PT
5. IX
m. 计算载荷系数 KxA ^?,t[
bXiOf#:''
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; I`% ]1 {
\ #yKCA';
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; zUQn*Cio e
O4 +a [82
由[2]表10-2查得使用系数 ; \me'B {aa
EC:u;2f!
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 E"/r* C+T
tCF,KP?
代入数据计算得 XCo3pB
Wq~
oe4r_EkYwW
又 , ,查[2]图10-13得 6T`F'Fk[
?q*,,+'0
故载荷系数 p;x3gc;0
h1_9Xp~N
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 'vRj
G/)]aGr
ｏ、计算模数m !gyEw1Re7
C"gH>G
7) 按齿面弯曲强度设计 f"Z2,!Z;
,UveH` n-
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 SjmWl f,
=O.% )|
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 ； K(:
_52rt
j,Vir"-)
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 xQ]^wT.Q
-50 Nd=1
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 )q8!:Z
o4U[;.?c
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K y Gs:3K I
{0~xv@ U
e.查[2]表10-5得齿形系数 bT8 ?(Iu
(Qp53g
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 {L#+v~d^'n
!RPPwvNk4
小齿轮 TIIwq H+h.
CKuf'h#
大齿轮 RAs 5<US:
vNn $dc
结果是大齿轮的数值要大； k@Q >(`
U#mrbW
g.设计计算 .B? J@,
0kiV- yc
结果分析：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。因此，可取弯曲强度算得的模数1.802，并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 -]-?>gkN5
v-MrurQ4
按接触强度计算的分度圆直径 ，算出小齿轮齿 ，圆整得 ；大齿轮齿数 ； 5;:964Et
a{y"vVQOF
8） 其他几何尺寸的计算 G?e\w+}Pj@
Y2 oN.{IH
分度圆直径 8jd Ex &K
U8]BhJr$ Q
中心距 ； }|-Yd"$
h4,S /n
齿轮宽度 ； %I^y@2A 4`
dFw>SYrpu
9）验算 圆周力 8)m
?>}&,:U}
10）结构设计及零件图的绘制 {{+woL'C
WvVf+| Km
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。 E!6 Nf[
6d#:v"^,
3、链传动的设计计算 dp=#|!jc
,>vI|p,/G*
1.设计条件 k4!z;Yq
+=JJ=F)
减速器输出端传递的功率 JXNfE,_
Ed ,O>(
小链轮转速
24 L
=v
wx*)7Y*
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 IuOY.c2.u
iO2%$Jw9\
2.选择链轮齿数 p J #<e
0%OV 3`
假定链速V=0.6-3m/s，查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17，则大链轮（从动链轮）齿数 。 C0#" U f
[ KT1.5M[
3.确定链条链节数 I7@g,~s
\66j 4?H#
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 ,EuJ0]2
,K 1X/),
取 （节） +1(L5Do}
mq!_/3
4.确定链条的节距p n+94./ Mh
Xx;4
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 ry[NR$L/m
qFwJ%(IQ
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 RLL2'8"A
??g `c=R!V
齿数系数 `GQ'yv
N8K @ch3=P
链长系数 +:D90p$e
%Tvy| L
,
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 9 ! 6\8
B(l8&
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。 ~V?3A/]
<&Q(I+^
5.确定链长L及中心距a VsTa!V^~
S-D=-{@
链长 [7|j:!
}ki}J >j|f
由[2]公式9-20得理论中心距 d%C :%d
vi-mn)L6#
理论中心距 的减少量 U%)m
[zAw
gyx4= 'Q
实际中心距 SWZA`JVK
5Z @~d'D
可取 =772mm CTOrBl$70
\T ii
S
6.验算链速V w\f>.N
$hGiI
这与原假设相符。 @cT= t0*
PR i3=3oF
7.作用在轴上的压轴力 <6L=% \X{*
jh3X G
有效圆周力 UC{Tm f
sM0o,l(5
按水平布置取压轴力系数 ，那么 *k%3J9=-1
Z-wvd w]$
六、轴系零件的设计计算 IQ3]fLb
MG 6y
1、轴三（减速器输出轴）的设计 g3"eEg5 NY
hr)CxsPoRQ
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： gJv;{;%
| Vq&IfP
（2）求作用在轴齿轮上的力： <Z6tRf;B
{ 95u^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 nL[ zXl
7=gv4arRwt
径向力 K0bh;I
N)rf /E0
其方向如图五所示。 C1 YG=!
Nr(3!-
（3）初步确定轴的最小直径 [q5N 4&q\
G d 08RW
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 FID4@--
<y30t[.E6
查[2]表15-3取45钢的 lx vRF93a.
! ;1$1xWK
那么 =cN! h"C[
Es~|:$(N]|
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。 `A O<r
:1O1I2 L0
（4）轴的结构设计 v1E=P7}\{s
]|y] ?7
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 dU 4G!
xO< $xx
图三 #ErIot
OSsxO(;g
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 hDf|9}/UQd
l`}Ag8Q
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 d*A(L5;@
=b* Is,R/
b、由于齿轮主要承受径向力，故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组，标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承，其尺寸为 ，故 ' t5 I% F
k'd(H5A
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； .PhH|jrCW^
Lk-%I?
c、取安装齿轮处轴段的直径 ；齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，该轴段长度应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，则轴肩处的直径 ；轴环宽度 ，故取 。 w|uO)/v
UI,i 2<&
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求，取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm，则 （参看图四）。 =CE(M},d
E9yBa=#*c
图四 v FL\O
i{$h]D_fD
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 -a}d
@&
!w[io;
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。 {Va "o~io
B: pIzCP
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 [AZ N a
bS 9<LQ *
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。 H$/r{gfg^
sZ,mRT
（5）求轴上的载荷 5$T>noD
4Z Z/R?AiK
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 ， C98 Ks
i'Oh^Y)E#
； ； -[I}"Glz:
v=~=Q*\l
图五 #jja#PF]7
D w@0P
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： f8DF>]WW
osJ;"B36
表一 =H F||p@
S&C
载荷 水平面H 垂直面V U se`E
D &xb tJd
支反力F -F+dRzxH
r] +V:l3
弯矩M )7e[o8O_6
ydNcbF%K
总弯矩 }a(x
L'F
`dYM+ jpa
扭矩T T=146.8Nm "))G|+tz
B@,L83
（6）按弯扭组合校核轴的强度： >?$+hZz<
!~{AF|2f
根据[2]中公式15-5，即 OOE mXb]8
7DU"QeLeb
取 ，并计算抗弯截面系数 b ;Vy=f
4No!`O- !&
因此轴的计算应力 '~^3 =[Z
a;a2x
.<
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 8q6b3q:c
~$0Qvyb>
，故安全。 y s5b34JN
K#=)]qIk
（7）精确校核轴的疲劳强度 He4sP` &I
;P-xKRU!Xx
①、判断危险截面 f!`,!dZgkd
b@OL !?JP
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 }ST9&w i~
JNzNK.E!m-
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 rurC! -
e ,_b
②、截面2左侧： EHT5Gf
=H_|007C
抗弯截面系数 rNL*(PN}lO
X*2M Nx^K~
抗扭截面系数 eZ]4,,m
H1PW/AW
截面2左侧的弯矩为 ^X%{]b K
tQy@d_a=y
扭矩为 ! K~PH
U @<>2
截面上的弯曲应力 T4`.rnzyRb
E%M~:JuKd?
扭转切应力为 I$ 4GM
Kq|L: Z
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； -WIT0F4o;
^ ~HV`s
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 eu(1bAfS&T
/@5 X0m
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 zof>S>5>R7
R$@|t?
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 3S-n sMs.
~n#rATbxf
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； |IqQ%;H
&L,zh{Mp
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； r'/7kF- 5
@|xcrEnP}B
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 L$7
NT}L
&N!QKrj3
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 )TxAhaz+
v\#69J5.>)
③、截面2右侧： d18%z Y>
Nhv~f0
抗弯截面系数 Y@._dl iM
NZ/>nNs
抗扭截面系数 DCv~^
=<I 90j~)
截面2右侧的弯矩为 9g#L"T=
*5i Nw_&
扭矩为 xX`P-h>V`c
<qs>c<Vj
截面上的弯曲应力 N5 SK_+
5V\\w ~&/
扭转切应力为 08&DP^NS
i{w<4E3
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 yz!j9pJ
MoN;t;
表面质量系数 ； F{\MIuoy
WR QJ6B
故综合影响系数为 }tT" vC u
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