| 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 y +?=E g
kNRyOUy
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 qe[
zpbc mQB *
原始数据 ]}p2 Tp;1
XIqv {w
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 $[j-C9W
Yr5iZ ~V$
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 +d@v
AxP
a Z I>x^X
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 hN& yc
*4-r`k|@>/
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 r4 9 UJE
4Y`! bT`
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 hK:#+hg,
+x n&K"]:3
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
A(q ~{
FTbT9
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 g4zT(,Z Y
`x2fp6
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。
DhY;pG,t
BXT 80a\
原始数据 RcY6V_Qx
L.SD M z
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 )WaX2uDA?
? +bTPl;%'
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 & 6`
G A'*58
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 -;sJ25(
qJsQb
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 bs:C1j\&
<FXQxM5"
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 p#ZMABlE,P
yfPCGCOW?
工作．运输带速度允许误差为 5％。 4aj[5fhb-
2 v"wWap-+
机械设计课程设计计算 {fAh@:{@
z2rQ$O -#
说明书 r0~ 7v1rG
Hi9 G^Q
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 6&g!ZE 'G
WpZy]( ,
目录 Q'FX:[@x-S
M3hy5 j(b
1. 设计任务书....................................3 w k-Mu\
h-z%C6
2. 系统传动方案分析与设计........................4 vS~AxeW/7R
+9<,3I Je6
3. 电动机的选择..................................4 &>d:ewM\
?9o#%?6k
4. 传动装置总体设计..............................6 XS}Zq4H
I>N-95
5. 传动零件的设计计算............................7 Iu=pk@*O
3&.TU5]`-
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 [VfL v.8w
B| $\/xO
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 h#(. (d
,g Ar|x7_
3） 链传动的设计计算........................... ...15 yrxx+z|wR
?TL2'U|M
6. 轴系零件的设计计算............................17 ] =$-B
kcg)_]~6
1） 轴一的设计.....................................17 Mft0D j/
*X-~TC0
[
2） 轴二的设计.....................................23 o=a:L^n t,
#C;#$|d
3） 轴三的设计.....................................25 9m<X-B&P
M]8eW
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 ~2, wI<Nz
)_x8?:lv
8. 键联接的强度较核..............................27 j`LT`p"9S
oHP >v_ X
9. 轴承的强度较核计算............................29 7|{%CckN
l(0&6ENyj
10. 参考文献......................................35 &gKP6ANx2
.@x"JI> ;
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 2vW,.]95M
BIb{<tG^N
一、课程设计任务书 nU">> 1!U
he#Tr'j
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） H |(*$!~e
X*p :&=o
图一
K|I j71
nvUkbmZG#
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％。 8WLh]MD`
];wo hW%
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 TZ [F u{gZ
r*
运输链的工作速度(m/s)：0.8 U_zpLpm^
*$WiJ 3'(m
运输链节距(mm)：60 ['9OGV\
h} b^o*
运输链链轮齿数Z：10 $48[!QE
>Y*iy
二、系统传动方案分析与设计 ^5zS2nm
JzS^9) &
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。 "_% 0|;
|L~g NC
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 DrVb x
,2:L{8_L
3. 系统总体方案图如图二： D?&w:C\&@z
"78cl*sD
图二 YM,D`c [pX
jA Q)3ON<
设计计算及说明 重要结果 1J!tcj1(
[wpt[zG
三、动力机的选择 C Ol%P
zqE8PbU0M;
1.选择电动机的功率 -%QEzu&
/[)P^L`
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 Y;F,GxR}
N[?4yV2s
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； G%x,t -
daokiU+l2
Pw→工作机需要的输入功率，kW； Se] t;7j
@+Anv~B.
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 b ffml
*^$N $t/2
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； mrB hvp""
f~(^|~ZT
滚动轴承效率η2=0.98； w]}cB+C+l#
u[% J#S
链传动效率η3=0.96； MrygEC 5
c=c.p
i"s
圆锥齿轮效率η4=0.98； #| e5
98%a)s)(a
圆柱齿轮效率η5=0.99； Jv$2w H
&^Q~G>A
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 XzR WY\x
j?` D\LZhf
因此总效率 C@:N5} ,]
xVmUmftD
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 '2B0D|r"a
ZI:d&~1i1
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而 hQRc,d6x5
3 mMdq*X5
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 Mh@ylp+q
} j y7,+
2.选择电动机的转速 a/xCl
:=8q
0~I)
/T
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 hCx#H eh
peP:5WB
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , Boz_*l|
!i lDR<
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 'aSORVq^e[
J +Y|# U
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； iO#xIl<
lu(Omds+
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； I,q~*d
e}@J?tJK.L
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； =$`")3y3
6I'V XdeN
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 mi3q1npb7[
ntUVhIE0
所以 TuPxyB
= ~R3* GN
因此 (?=(eo<N
Z-=7QK.\{
3.选择电动机的类型
6}ewBAq%
|[t=.dK%
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。 R }YryzV5
G5@@m-
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。 VY26 Cf"
Gf$>!zXr
查[1]表12-1，其额定功率为4kW；满载转速为1440r/min；额定转矩T=2.2；最大转矩为2.3；质量M=43Kg；电动机安装代号是B6。 W8/6
Tl{r D(D
四、传动装置总体设计 81 Not
^,r;/c9A8
1.计算总传动比及分配各级传动比 z^a?t<+
B#lj8I^|
传动装置的传动比要求应为 lY8Qy2k|
Hw 3 E S
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 x=<>%m5 R
",oUVl
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 3m9 E2R,
Z%d4V< fn
综合考虑各项因素，查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3；圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5；圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 (3S/"ZE
YtKX\q^.
2.计算传动装置的运动和动力参数 3W00 , f^9
>I ; #BE3
设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 9Ei#t FMc
%&S]cEw
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴，分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴，则 lJ2/xE ]
N>iCb:_
T;
1） 各轴转速计算如下 >}tG^ )os
\M^4Dd Ay
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 uZI:Kt#
? =Qg
2)各轴功率 UYLI>XSd
3
+9|7=d
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 WW z ns[$f
6Xq O' G
3） 各轴转矩 $f G/gYvI\
ZPFTNwf
电动机轴的输出转矩 7hE=+V8
W u{nC
五、传动零件的设计计算 mjc:0hH
J~6*d,Ry`
1、直齿锥齿轮的设计 e6a8 ad
&?pAt30K:
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 ;f*xOdi*k
RGOwm~a
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： T!$HVHh&,}
1z!Lk* C)
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）。 WJ,ON-v
9&jNdB
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。 gW%(_H mX
AX?6Q4Gq1
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 ； zh#uwT1u
Tl-B[CT
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； s_ $@N!
KLB?GN?Pb
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 pm|]GkM
~<-h# B
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； -hfY:W`Dz
~Y[b
QuA=)
b、 小齿轮传递的转矩 ； J >&GP#7}
"=O)2}
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； eZo%q,L
WR%iUO40
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 w=5qth7
~d]7 Cl
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； *?\Nioii
s4*,ocyBP
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 =0 |evC
l1-FL-1
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数
C5?M/xj
Qmn5-yiw1d
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 D:0PppE
U^I'X7`r
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 h[?28q$
2sH5<5G'
h、 小齿轮分度圆周速度v
|\ L2q/u
wq#3f# 3V
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； n9yx Zu
~b/>TKn+
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； d)H K9T|B
,GlK_-6>
齿间载荷系数取 ； A>k;o0r
c+c ^F/
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 J %t1T]y~
Bc@e ;k@i
故载荷系数 ； {DR+sE
a;sZN USn
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 ?au i q
.[!
^ L
模数 t+tGN \q
lAQ&PPQ
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 {lA@I*_lj
JB7]51WH@
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；
/uWON4
Gu pKM%kM
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； =/;(qy9.-R
}Z|a?J@CZm
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 (46)v'?
*S Z<ori
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 6{6tg>|L)
4{_5z7ody
载荷系数K=2.742; 7pNh| #Uv'
R!=XMV3$PH
c) 分度圆锥角 ;易求得 (~#9KA1A}
G(-
`FH
因此,当量齿数 9b0Z
Ey{
9/Ls3U?
根据[2]表10-5查得齿形系数 0IZV4{
|N*>K a;
应力校正系数 q)/4i 9
S/4k fsN
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: 5B Z5Gl3
qr */}F6
结果显示大齿轮的数值要大些; udB}`<Q
Z7Kc`9.0|
ｅ、设计计算 anbr3L[!
.*Z]0~ &|
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 @RC_Ie=#)
`fH6E8N
大齿轮齿数 ; B?]^}r
t?s1@}G^
5) 其他几何尺寸的计算 ^%nAx| 4xQ
y~\z_') <>
分度圆直径 >y?$aJ8ZV
jH8F^KJM[
锥距 \%)p7PNY
#>0nNR[$Y
分度圆锥角 8yd OS
+m Y(6|1
齿顶圆直径 K
\O ,AE
(b(iL\B$D=
齿根圆直径 #q\C"N5ip
=hA/;
齿顶角 8WAg{lVs
@'S-nn,sO
齿根角 d-Sm<XHu.
O lP#|x*
当量齿数 O_E[F E:+
}&=C*5JN
分度圆齿厚 G B15
@~"0|,6VC
齿宽 N-^\e)ln
$I_aHhKt
6) 结构设计及零件图的绘制 Q$3%aR-2
`8L7pbS%,Q
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. H]SnM'Y
L"IdD5`7T
零件图见附图二. k]v a
]1klfp,`
2、直齿圆柱齿轮的设计 _ ZJP]5
XRZm g "
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 ； )#1@@\< ^T
c(o8uW n
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。 IkD\YPL;
:Bl $c,J
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 r t f}4.
!dZC-U~
4）材料及精度等级的选择 -\>Xtix^-c
"BK&C6 ]
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 }v`5
Ra.<D.
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 >I+O@
m#Rll[
5） 压力角和齿数的选择 4PNl3N3,n
5=l Ava#
选用标准齿轮的压力角，即 。 m+CvU?)gJ
S/8xo@vct]
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? _Nw-|N .
H Jwj,SL
取 。 }y'KS:Jb
d]CRvz W
6） 按齿面接触强度设计 [gU z9iU
!uHX2 B+~
由[2]设计计算公式10-9a，即 z[l17+v
QH;1*
a. 试选载荷系数 ； mim]nRd2v
`*N2x\+X
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： =xg pr*
xCGvLvFn
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； Y8( g8RN
p,U.5bX
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； Drc\$<9c@
#k*e> d$
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 。 '\P6NszY~
^,@Rd\q
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 s <td n[d
>{V]q*[/;Q
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； V 9][a
s @Y0"
h. 计算接触疲劳许用应力: C}%g(YRhb
Xrc0RWXB8
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 YEQ}<\B\&
y1B3F5
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, $yBU
,lu}
MX]<tR `
j. 计算圆周速度 EX=Q(} 9F<
Z#%4QIz ?
k. 计算齿宽b (J y 7
a8Nl'
f*0
l. 计算齿宽与齿高之比 V\Cu|m&HI
* ix&"|h
模数 $s5LzJn
H4MFTnJ{
齿高 9H`Q
|7g(5
fMy7pXa_
所以 8N' [ )Jw
NN>,dd3T
m. 计算载荷系数 ]`b/_LJN$F
?v \A &d
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; Lp.,:z7
G FB(c
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; M|w;7P }
M| :wC
由[2]表10-2查得使用系数 ; l Q
{k
kFg@|#0v9
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 >,yE;zuw
4$oNh)+/h
代入数据计算得 |7LhE+E
|@`F !bnLr
又 , ,查[2]图10-13得 &!SdO<agZ
j'R{llZW
故载荷系数 8M <q-sn4B
omevF>b;
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 N =FX3 Z
P-o /ax
ｏ、计算模数m [+\=x[q
>4b: ` L
7) 按齿面弯曲强度设计 |qnAqz K|
.7 6T<j_
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 _bRd2k,
OGpy\0%
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； ^lud2x$O^C
ND $m|V-C
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 @~,&E*X! .
7Ko<,Kp2b
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 R/Y9t8kk
Tw JiYXHw?
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K W5z<+8R
`S$zwot
e.查[2]表10-5得齿形系数 \]uD"Jqv#
o
b;]
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 g?&_5)&
-!V+>.Oh
小齿轮 cLhHGwX=x
#[Z ToE4
大齿轮 g ^ .g9"
w*#B_6bG
结果是大齿轮的数值要大； Kcf1$`F24
Qf|x]x*5
g.设计计算 uy'm2
@pq2Z^SQ H
结果分析：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。因此，可取弯曲强度算得的模数1.802，并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 y.vYT{^
6bPoC$<Z
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 ； sT8(f=^)8F
ja !K2^
8） 其他几何尺寸的计算 NN> E1d=
q 9+ `pj
分度圆直径 } V *
'^mCLfo0}
中心距 ； T<XGG_NOl
^V6cx2M
齿轮宽度 ； 5\!t!FL_
W3Gg<!*Uo
9）验算 圆周力 3QS A|
q~:H>;:G-
10）结构设计及零件图的绘制 p} }pq~EH/
;|yd}q=p
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。 c?(;6$ A
J:D{5sE<|
3、链传动的设计计算 r{Lr Q
?`T0zpC
1.设计条件 2><=U7~
2bv/ -^
减速器输出端传递的功率 TwfQq`
5z/*/F=X
小链轮转速 )\aCeY8o
:<}1as! eo
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 [ KcF0%a
"%zb>`1s
2.选择链轮齿数 I N^dJ^1+
Q H>e_
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 。 L/Tsq=
<ztcCRov
3.确定链条链节数 sOVbz2 \yb
reP)&Fo
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 >PbB /->
Ty&O k*
取 （节） g$/C-j4A[
{u}d`%_.M
4.确定链条的节距p gI T3A*x
3*(w=;y
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 /`kM0=MM a
xcHuH -}
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 BT *z^Z H
6lAHB*`
齿数系数 !+EE*-c1c
|YnT;q
链长系数 _8 C:Md`
w . c]
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 j+ eto'
aam6R /4
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 e)M)q!nG
R3bHX%T
5.确定链长L及中心距a X~2L
,&F4|{
链长 c0U=Hj@@
-\|S=<
g
由[2]公式9-20得理论中心距 5 (cgHr"
Z#vU~1W
理论中心距 的减少量 vT=?UTq
S_ER^Pkg
实际中心距 ,9.-A-Yw
ix+sT|>
可取 =772mm V44M=c7E
+1pY^#A
6.验算链速V ,ZWaTp*D/
PZ.q
这与原假设相符。 X/qLg+X
y[A%EMd
7.作用在轴上的压轴力 =}K"@5J
Dt~ |)L+
有效圆周力 MhL>6 rn
1yd}F`{8UF
按水平布置取压轴力系数 ，那么 /H'F4->
+:ih`q][b
六、轴系零件的设计计算 aovw'O\Q
I&JjyR
1、轴三（减速器输出轴）的设计 %8c2d
2A(?9
R9&h
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： Hs`j 6yuc9
Oe)B.{;Ph
（2）求作用在轴齿轮上的力： ;7*R ;/
#`o]{UfW
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 a+=. (g
xcM*D3
径向力 :cA%lKg
J.Fy0W@+k4
其方向如图五所示。 %f1>cO9[
_eZ*_H,\
（3）初步确定轴的最小直径 (T|q ]29
tDQuimYu7
选轴的材料为45钢，调质处理，以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径，即 0K' ^g0G
.8dlf7* ,
查[2]表15-3取45钢的 ',bSJ4)Y
fP8iz `n
那么 LQz6op}R
k1E(SXcW9
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 /Bs42uJ3
!4mg]~G
（4）轴的结构设计 hCpcX"wND
JU3to_I o
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 :d=: >_[
o"j$*o=
图三 eufGU) M
W|C ZA
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 _?oofE:{
AU 4K$hC^
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 )%wNVW 0C
8)bqN$*h
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 ]114\JE
u :w
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； %$ [#/H7=W
&w%--!T
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 。 hl$X.O
2(i| n=
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求，取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm，则 （参看图四）。 *; :dJXR
h>"j!|#!s
图四 qV5l v-p
0b(x@>
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm，锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm（参看图一），考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm；已知深沟球轴承的宽度B=25mm，大锥齿轮轮长 ，那么
8/s?Gz
O)$Pvll
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。 C K9FAuU
.R] DT5
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 BcxALRWE
VRB !u420
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。 B'&QLO|
H b?0?^ #
（5）求轴上的载荷 <j}A=SDZ)
KBa ]s q_
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 ， <Uc?#;% Y}
Q!y% N&
； ； RXRoMg!-P
u*$]B x
图五 z\`tn z7>$
5m2f\^U
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： 1) Nj.#)
/|m0)H.>
表一 0k G\9
gC+?5_= <
载荷 水平面H 垂直面V 9Cz|?71
hsHbT^Qm
支反力F TPVB{
107
xF6byTi
弯矩M B \LmE+a>
CE @[Z
总弯矩 ^[6el_mj
UM<!bNz`
扭矩T T=146.8Nm GH \
Sy
=&F~GC Z>
（6）按弯扭组合校核轴的强度： C6'K)P[p
%-woaj
根据[2]中公式15-5，即 E[cH/Rm
Lp) P7Yt-
取 ，并计算抗弯截面系数 xqb*;TBh*
SuXeUiK.[
因此轴的计算应力 c~+KrWbZ~
t:"3M iM=c
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 =~>g--^U
bXSAZW f
，故安全。 U$ 46=F|
nS](d2
（7）精确校核轴的疲劳强度 IN75zn*%
Y5c[9\'\
①、判断危险截面 x4K A8
[HI$ [ :[
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。 ?,i}Qr [Q
5^K\<+{~B
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。 ~F8xXW0
Zo,066'+[.
②、截面2左侧： c:[ ZknnCe
f] _ 'icP
抗弯截面系数 k{H7+;_
]T6pH7~
抗扭截面系数 }3_ >
MdN0 Y@Ll
截面2左侧的弯矩为 ] GO=8$Z
"n_X4e+18P
扭矩为 CXi[$ nF3
!hFhw1
截面上的弯曲应力 +D2I~hC0'
lQd7 p+ 21
扭转切应力为 c8T| o=`k6
Y::O*I 2
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； <PiO %w{
>7PNl\=gG
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 3YJ"[$w='(
SgYMPBh
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 f !#+cM
MT7B'hd
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 yO}5.
: _tt9J
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； S@g(kIo]
~GcWG4
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； I _ gE`N
uaz!ze+
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 I]DD 5l}\
On54!m
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 @mmnr?_w
a9UXg< 4
③、截面2右侧： 'u E;8.,
v` {N0 R
抗弯截面系数 #wo
*2 (
a HVzBcCPh
抗扭截面系数 %pxO< O
!-.GfI:q
截面2右侧的弯矩为 ! ?v_.
[F'|KcE3
扭矩为 V$sY3,J7A%
&
+*OV:[;
截面上的弯曲应力 1Qu@pb ^
^5.XQ 0n
扭转切应力为 6JDaZh" =K
R|v'+ bv
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 DzQ
DY9]$h*y
表面质量系数 ； ]8}51 y8
iaCV8`&q%
故综合影响系数为 x M(H4.<
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