| 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 cj;k{ Moc
^ *1hz<
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 b3.}m[]
%#7 ]
原始数据 mS?W+jy%
.Lm 0$o* `
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 ~ugyUpY"
/Ue_1Efa
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 "'3QKeM 1
) :V F^"
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 GZ 1c~uAu
[R0E4A?M
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 ?s5/
3 f-J%!aH
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 i%GNm D
s 9n_s=w
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产．两班制 kInU,/R*
sl_f+h0
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 X?aj0# Q
w 6
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 cU_:l.b
@bIZ0tr4
原始数据 LV8{c!"
Gp0yRT.
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 y=&^=Z h[
'FM _5`&
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 }B`T%(11=
|>/m{L[
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 PI&@/+
+>QD4z#
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 R4%}IT^%P
D[0g0>K
工作条件；连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产。单班制 +W+o~BE
y:YJv x6&4
工作．运输带速度允许误差为 5％。 ~o27~R ]
wCt!.<, .
机械设计课程设计计算 o(stX a
y_M,p?]^,
说明书 D+ xPd<
;m~%57 .;\
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 "R0(!3
XP(fWRT1
目录 =gA n;~
4W<8 u(
1. 设计任务书....................................3 GhR% f xe
85rj M#~
2. 系统传动方案分析与设计........................4 : ~Ppv5W.
om{aws;
3. 电动机的选择..................................4 i:2e J.
M.K%;j`
4. 传动装置总体设计..............................6 -eFq^KP2
zU2 Mno
5. 传动零件的设计计算............................7 "b[w%KYyl
yk/BQ|G
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 ei!Yxw8d
;3&HZq6Z (
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 Ap!Y 3C
j/, I)Za
3） 链传动的设计计算........................... ...15 r:5 u(2
Yu: !l>
6. 轴系零件的设计计算............................17 H{g&yo
2h#_n'DV
1） 轴一的设计.....................................17 [! YSW'
(%)<jg1
2） 轴二的设计.....................................23 LvW7>-
78kT}kgW
3） 轴三的设计.....................................25 ]5+<Rqdbg
/3o@I5
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 &5n0J
MNocXK
8. 键联接的强度较核..............................27 "$ U!1
{7^D!lis
9. 轴承的强度较核计算............................29 z+]YB5zK%
B qcFbY
10. 参考文献......................................35 Fjw+D1q.
QygbfW 6u
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 &6^QFqqW`-
Rz"gPU4;`
一、课程设计任务书 >?(}F' :
XX'mM v
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） C/YjMYwKgv
j'q Iq;y
图一 dCO)"]
sW0<f& 3
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％。 ?y2v?h"
6MmkEU z
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 wqA7_
-
d[y(u<Vl
运输链的工作速度(m/s)：0.8 F1NYpCR
2py
[P
运输链节距(mm)：60 p_qJI@u8
A;gU@8m
运输链链轮齿数Z：10 z<,-: =BC"
HBcL1wfS
二、系统传动方案分析与设计 1Ts$kd O
/>dYk Iv
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。 {J]x81}*;
wD5fm5r=
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。 {qb2!}FQ
jn+BH3e
3. 系统总体方案图如图二： W5R /
9K4Jg]?
图二 TgvBy
2)(ynrCe
设计计算及说明 重要结果 D}]u9jS1
0tEe
$9eK@
三、动力机的选择 D0Lo T?$N
!EB[Lut m
1.选择电动机的功率 >M^4p
*/y (~O6
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 1Y{pf]5Wx
|6GDIoZ
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； x#}{z1op9
_!E)a
Pw→工作机需要的输入功率，kW； aW(H n[}^
@aUQy;
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 !Hx [
`3
>6 A8+=
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； ^(~%'f
@y(<4kLz
滚动轴承效率η2=0.98； C!}t6
67A g.f6-
链传动效率η3=0.96； C (}N*e1
= jkiM_<h
圆锥齿轮效率η4=0.98； G!.% Qqs
`w EAU7m:
圆柱齿轮效率η5=0.99； ; P9cjfSn
BMYvxSsm
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 H,0Io
GDY =^r
因此总效率 1)hO!%
Y|~+bKa
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 +AYB0`X)
C^*3nd3
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 oyq9XW~ D
Z!2%{HQ=q
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 @ ('/NjTZ
&sg~owz
2.选择电动机的转速 0YO/G1O&
~zhP[qA})
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。 rObg:(z&\
LGq
T$ O|
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 , Z ~v-@
FgnPh%[u
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 xP-\)d-.aN
Eal*){"<,?
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； 1Uk Gjw1J
=:_DXGW2H
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； UZx8ozv'
Qm>2,={h
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； q#\4/Dt
x*! %o(G
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 GBYwS{4
uYCWsw/
所以 .qS(-7<
KZGy &u
>`
因此 Y+ !z]S/x
Z7dyP R
3.选择电动机的类型 c0QKx=
Hv-f :P O
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。 )jGB[s";)y
2x!cblo
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。 fVz0H1\J&
f"R'Q|7D
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。 s y>}2orj~
#:s *Hy=
四、传动装置总体设计 s@(ME1j(U!
N2 .Ym;^
1.计算总传动比及分配各级传动比 i,!t u
odKdpa
Zc[
传动装置的传动比要求应为 J KA%$l0
8 `}I]
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 4(&sw<k
B{!*OC{l
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。 z!aU85y
e[Jh7r>'
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。 X x1e SX
zKfY0A R
2.计算传动装置的运动和动力参数 LC})aV|
3jjV
bm
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。 s9,Z}]Th
{
t@7r
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 B7( bNr
=F09@C ,
1） 各轴转速计算如下 _b9>ZF~
b<j*;n.
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。 PO*0jO;%
`\yQn7 Oq
2)各轴功率 <&l@ ):a
s[#_sR`y
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。 DFp">1@`PR
v+C%t!dx
3） 各轴转矩 RV ),E:?
LerRrN}~
电动机轴的输出转矩 C(n_ *8{
O% 8>siU
五、传动零件的设计计算 kL"Y>@ H
NIG*
}[}P
1、直齿锥齿轮的设计 ,L\>mGw
#N 'bhs
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。 EN5F*s@r
q
+!i6!6r
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： h/]));p
IQQ>0^Q~
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）。 IHv>V9yiG
<=%=,Yk
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。 %7
$X
*
9JJk\,
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； 9\>{1"a
_8e0vi! ~2
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； A().1h1_k
V W( +sSQ
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 Q-K B Qc
h059 DiH
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； %[on.Q'1]2
NmTo/5s
b、 小齿轮传递的转矩 ； ?8YbTn1 f)
L,sFwOWY
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； ;N!opg))d<
\hP.Q;"MtO
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,Bl_6ZaL
B# 4'3Y- 3
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； a}[rk*QmZ
(};/,t1#$
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 D{6<,#P{w
x!fgZr{
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 )) I[@D1b
3x>Y
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 `! <#'PR
JvY s6u
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 ;Qidf}:
!ezy
v`
h、 小齿轮分度圆周速度v 4jW <*jM
pzb`M'Z?C
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； {Gw{W&<
jXIVR'n(
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； ppn l bL^*
=d /$B!t{
齿间载荷系数取 ； _% i!Ly G
0a:@DOzT
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 TP mb]j
Se > v|6
故载荷系数 ； &3:<WU:U
5 YLc4z*
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a " : V@AT
V6_~"pRR=
模数 s?PB ]Tr
V5p->X2#
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 9>;CvR
5:%`&B\
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； XV1XzG# C
I2z6iT4nB
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； NMESGNa)z
7,Y+FZ
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 <4TF ]5
bSa]={}L(
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 G )&!f)6
u24XuSe$
载荷系数K=2.742; Rg3g:TV9c
rq:sy=;
c) 分度圆锥角 ;易求得 oWq]\yT<`
Zi<(>@z2
因此,当量齿数 on
4
$n7
9r
](/"=f
根据[2]表10-5查得齿形系数 gps.
5>h/LE]"
应力校正系数 Qe`Nb4xf
x^McUfdr|
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: X 39%O'
q s iV
结果显示大齿轮的数值要大些; yUs/lI, Q
{Rn*)D9
ｅ、设计计算 `bWc<4T
8F/z rPG
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 y0'WB`hNQ
E5\>mf
,;u
大齿轮齿数 ; =)J )xH !N
G`f|#-}
5) 其他几何尺寸的计算 czK}F/Sg `
~ J
>Jd
分度圆直径 3?TUt{3g
t-Ble
锥距 6n
H'NNS:J
3&R1C>JS ]
分度圆锥角 Nx!7sE*b$1
&:~9'-O
齿顶圆直径 X$eR RSW
yO@@-)$[y
齿根圆直径 #
S0N`V
_5o5/@
齿顶角 ]ClqX;'weJ
9{%/I
齿根角 \ "d\b><R
r r2^sQ;_
当量齿数 U-D00 l7C
@*WrHoa2N
分度圆齿厚 ek d[ |g
/< Dtu UM
齿宽 DH uUEv<
rj/nn)vv;
6) 结构设计及零件图的绘制 I0G[K~gb
M$} AJS%8
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. cDz^jC
Ob] J!.
零件图见附图二. E9]*!^=/
\
*A!@T
2、直齿圆柱齿轮的设计 oVd7ucnK
M2nUY`%#v
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 ； E`|vu*l7
}\1I sK ~P
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。 +y\o^w4sT
o+}G/*O8
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。 ^ZFK:|Ju
(Mw+SM3<
4）材料及精度等级的选择 $Qxy@vU
bpa'`sf
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 k{bC3)'$#R
Us_1 #$p,
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。 wWM[Hus
v =DC3oh-
5） 压力角和齿数的选择 #P
{|7}jk
EIF
选用标准齿轮的压力角，即 。 y s[ z[
BC#O.93`
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? H!|g?"C
o* e'D7
取 。 '_ys4hz}
T&j:g g
6） 按齿面接触强度设计 &d]@$4u$ ;
BCX2C
由[2]设计计算公式10-9a，即 |gU)6}V@
9)uJ\NMy
a. 试选载荷系数 ； GtKSA#oYZB
ER;\Aes*?
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： c sV3mzP
li0)<("/
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； u5Mg
+K ,T^<F;
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； \5 j#ad
3CPSyF
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 。 g*!1S
,o}CBB! k
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 ~.z82m
,:0!+1
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； 6#ktw)e
; O ~%y '
h. 计算接触疲劳许用应力: 6NQ`IC
B_RF)meux
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 lHE \Z`
# hw;aQ
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, z'\BZ5riX<
:k2 J
&@8
j. 计算圆周速度 5Ha(i [d
EA z>`~
k. 计算齿宽b ): fu]s"
O\h%ZLjfO
l. 计算齿宽与齿高之比 AYDAt5K_
"BIhd*K[~
模数 V;gC [7H
hsJGly5H
齿高 ! vuun |
P G
zwS
所以 EAE#AB-A
X.ZG-TC
m. 计算载荷系数 (3=bKcD'
S'`RP2P
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; /l8w b~vl
Tq?f5swsI
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; \\{78WDA
EJNHZ<
由[2]表10-2查得使用系数 ; l-5O5|C
Vddod
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 % .8(R
&
L @J$kqWY
代入数据计算得 h!tg+9 %
] #7baZ
又 , ,查[2]图10-13得 Y oZd,} i
>y$*|V}k
故载荷系数 ,V''?@
_>^Y0C[?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 [ Scao $
*2/6fhI[p
ｏ、计算模数m pp2 Jy{\d
Iz&d
S?p_
7) 按齿面弯曲强度设计 3TN'1D ei
w9Nk8OsL
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 @P h' !
-6^Ee? "
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 ； SQN{/")T
C;ME" 4,(
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 lq?N>~PG
BF" eVKA
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 ob/HO (h3
;KG}Yr72
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K \aN5 :Yy
'1z C|:,
e.查[2]表10-5得齿形系数 3%u: c]-wF
Ds@K%f(.?w
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 -L2?Tap
P<9T.l
小齿轮 cc a]@Ox]
7w\!3pv
大齿轮 e.(RhajB
Z*(OcQ-
结果是大齿轮的数值要大； ^}kYJvqA
ANR611-a
g.设计计算 Ko
"JH=<
z; >O5a>z
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。 3Q,p ,
L l,nt
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 ； ;cb='s
!_?HSDAj"n
8） 其他几何尺寸的计算 MW0CqMi]T
$ $R - >
分度圆直径 o+\?E.%%g
.SBN^fq
中心距 ； f Qw|SW
}@53*h i(
齿轮宽度 ； j92+kq>Xd
vVo# nzeZ5
9）验算 圆周力 Z
eWst w7
}~#qDrK
10）结构设计及零件图的绘制 ( e<p^T J]
Nt[&rO3s
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 f i6_yFl
5'x Z9 K
3、链传动的设计计算 @2\UjEo~
_$v$v$74^
1.设计条件 myB!\ WY
D.h <!?E%
减速器输出端传递的功率 l_(4CimOZ
z f^@f%R
小链轮转速 e XmYw^n
O)r>AdLGn
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 , qhv(
/ jOug>s
2.选择链轮齿数 ^Ux*"\/ Es
_3gF~qr
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 WW*Y!
K i3 wqY
3.确定链条链节数 o2LUB)=R'
$U%N$_k?
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 @2 SL$0!QA
~ o5h}OU"
取 （节） Q\$cBSJC1
lpefOnO[
4.确定链条的节距p hPU Yq7B
Zr;(a;QKs
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 cp+eh
79U 7<]-!
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 + L#): xr
a#,lf9M
齿数系数 7 JP.c@s
6r)qM )97
链长系数 u8[jD^
.PJ_1
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 DFqVZ
N_E :?Jo
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 U,$^| Iz
i(<do "Am<
5.确定链长L及中心距a 71Mk!E=1
\"A ~ks~
链长 BP@Lhii
=[^_x+x
hE
由[2]公式9-20得理论中心距 fkr;
a`<W
FDRpK 5cw
理论中心距 的减少量 {7o|*M
zMN4c BL9m
实际中心距 26c1Yl,DMn
l@%7]
0!T
可取 =772mm 3)qtz_,H/g
aAkO>X%[
6.验算链速V Q,xKi|$r
3 ?D M
AV
这与原假设相符。 jo=,j/,l
,0[h`FN
7.作用在轴上的压轴力 NU|T`gP
F!yejn
[
有效圆周力 .e% B'
oNr~8 CA`
按水平布置取压轴力系数 ，那么 zLLe3?8:
qn R{'d
六、轴系零件的设计计算 _&6&sp<n
[z`m` 9Aq
1、轴三（减速器输出轴）的设计 4*9:
> 9wEx[
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： pUaGrdGxzQ
ws$!-t4<(
（2）求作用在轴齿轮上的力： kVe_2oQ_>
4]]1J L(Ka
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 R%N&Y~zH
O
WVa&8O
径向力 bPtbU :G
gb_k^wg~1'
其方向如图五所示。 &llp*<
i7
)fz<n$3|$#
（3）初步确定轴的最小直径 hUy\)GsT
I 0}+}{M:
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 YkLEK|d
r z%=qY
查[2]表15-3取45钢的 ,-*o c>
rTjV/~
那么 ,kKMUshBi
Ni[2 p
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。 lvz&7Z b
v1Lu.JQC$
（4）轴的结构设计 NPM}w!
?5 ! >k^q
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 e&(Di,%:
1[vmK,N=E
图三 )5U&^tJ
uiIY,FL$
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 TY3WP$u
^w XXx=Xf
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 &dkj T8L$
QviH+9
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 fN TPW]
QX'/PO
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； Q1Sf7)
zl j%v/9
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 。 CK v [E
eJrJ5ml I`
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）。 m4 ~Co*]w
#eT{?_wM
图四 Zv*Z^; X9
PXk+Vi,%k
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 {% 5tqF
b:nHcxDU <
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。 ||&EmH
yU~OfwQ
④、确定轴上圆角和倒角尺寸
ajayj|h
. 4"9o%
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。 q*oUd/F8
8qfg=mu+ %
（5）求轴上的载荷 ui,#AZQ#{4
3Q`F x
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 ， 6U k[_)1
!' No5
； ； $*bd})y)I
R)"Y 40nW
图五 A`4j=OF\
Wm
nsD!
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： hmOhXE[ a&
U<**Est
表一 \ qc 8;"@
e}? #vTRI}
载荷 水平面H 垂直面V :cm fy6h]
qHfs*MBJ%
支反力F -< jb>8
h:3`e`J<h
弯矩M vIrLG1E K
7CzZHkTg
总弯矩
] }XK
4Wq{ch
扭矩T T=146.8Nm Y B@\"|}
~l%D cp
（6）按弯扭组合校核轴的强度： y(B~)T~e@
l|`%FB^ k
根据[2]中公式15-5，即 9N|O*h1;u
b<qv
/t)$
取 ，并计算抗弯截面系数 u2^ oXl
(u-i{<
因此轴的计算应力 m& DDz+g
Pq~"`-h7:
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 inavi5.
'}*5ee](S
，故安全。 b+\jFGC%6=
z]> 0A
（7）精确校核轴的疲劳强度 yOGa W~
FS r`Y
①、判断危险截面 P@:#NU[
W{l+_a{/9
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。 ;8;nY6Ie
Re('7m h~
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。 VkT8l4($X<
FfN==2:b
②、截面2左侧： 3 4
W#
!'Xk= +
抗弯截面系数 dRyK'Xr
mCe,(/>l+
抗扭截面系数 LWc}j`Wd
X~U vh 8O
截面2左侧的弯矩为 O B8fFd
|Sy | E
扭矩为 ?@ l9T)fF
k/O|ia 6
截面上的弯曲应力 _CP e
3@ ?#4]D{'
扭转切应力为 3x9 O<H}
D {h1 "q
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； `!DrB08A
)H#Hs<)Qy
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 ;Aiu y{<
&h-d\gMJ
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 ~Rk%M$E9
a_m P$4T
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 XRKL;|cd
s2iR }<
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； xA#B1qbw
w"bQxS~$y
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； q i h7
!zwn Fdp
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 e//28=OH
Gk*Mx6|N
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 D| ,d _W
q i}HJkOq
③、截面2右侧： @P6K`'.0
fz Rzkn:=
抗弯截面系数 3'Q H\t 5
= - ~ 82%
抗扭截面系数 x:O?Fj
97e fWYj
截面2右侧的弯矩为 zht^gOs
iDlIx8PI
扭矩为 K7Kd{9-2
Byyus[b'A
截面上的弯曲应力 Z_D8}$!
b-U LoV
扭转切应力为 1j# ~:=I
K&
<|94_k
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 l.\Fr+*ej
Il%LI
表面质量系数 ； Vc$x?=
Hu|NS {Ke-
故综合影响系数为 2[LT!TT
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