| 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 vQ}6y
T:]L/wCj
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器
uw(NG.4
-s|8<A||"
原始数据 b89a)k>^g
}Ew hj>w
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 NEt1[2 X%
XQ%4L-rhN
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 9^Fz iM
ZK;z m
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 SP* fv`
",aT WQgN
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 za Tb~#c_
xL|;VyD
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 Q\ /uKQ
)a@k]#)Skm
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
@fv}G>t
j>Iaq"
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。
X\$ 0
40E#JF#
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 WrPUd{QM
6 DG @?O
原始数据 r(d':L V
@%k}FL=:t(
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 Z6\+
nJ4pTOc
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 /~*_x=p:
H ]4Hj
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 vAY,E=&XvM
3 rLTF\
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 N7E$G{TT
JSh.]j<bJL
工作条件；连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产。单班制 +)zOer,
K\"R&{+=
工作．运输带速度允许误差为 5％。 gs!(;N\j|
v8AS=s Y4r
机械设计课程设计计算 F}Vr:~
zO g7raIa
说明书 qC
F5~ ;7
}D+}DPL{^
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 CLvX!O(~
|5Xq0nvCe
目录 >pUtwIP
`+6R0Ch
1. 设计任务书....................................3 *CHI2MB
)K &(
2. 系统传动方案分析与设计........................4 Mc B[|PmC
q,
O$ %-70
3. 电动机的选择..................................4 :y7c k/>
:
]C ~gc
4. 传动装置总体设计..............................6 k)EX(T\
2-Y<4'>
5. 传动零件的设计计算............................7 /Q,mJ.CnSR
MEB it
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 <b,~:9*?
/SYw; <=
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 "DYJ21Ut4
8WnwQ%;m?
3） 链传动的设计计算........................... ...15 O/[cpRe
j?'GZ d"B
6. 轴系零件的设计计算............................17 vVOh3{e|
7uzk p &+:
1） 轴一的设计.....................................17 Omd .9
,v"YqD+GC5
2） 轴二的设计.....................................23 ;!yQ
m * JaXa
3） 轴三的设计.....................................25 JtER_(.
F'0O2KQ
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 F$)[kP,wtO
O({2ivX
8. 键联接的强度较核..............................27 1I:+MBGin
ti
\wg
9. 轴承的强度较核计算............................29 p, #o<W
R17?eucZ
10. 参考文献......................................35 'inFKy'H
B
{>7-0
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 50 X([hIr
$< Ja LS
一、课程设计任务书 1y}Y9mlD.
7
qS""f 7
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） WPQ fhr#|
q@{Bt {$x
图一 CB ^U6ZS
PUUwv_
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％。 5 aCgjA11
|:gf lseE
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 2'w?\{}D
%KLpig
运输链的工作速度(m/s)：0.8 7j-4TY~
E 7{U |\
运输链节距(mm)：60 -qGa] a
P5UL4uyl
运输链链轮齿数Z：10 uLV#SQ=bZN
u ,KD4 {!
二、系统传动方案分析与设计 .6Pw|xu`Pw
vw9@v` k
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。 x<ZJb
DW[N|-L
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。 c z8T
NPp ;78O0[
3. 系统总体方案图如图二： .:F%_dS D
LU!a'H'Q
图二 t7aefV&_,
koug[5T5
设计计算及说明 重要结果 EFM5,gB.m
Y^wW2-,m
三、动力机的选择 %WjXg:R
J cd-
1.选择电动机的功率 C&(N
I
do>wwgr
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 .[ICx
D9H?:pmv?
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW；
" y}--
b0Ps5G\ u
Pw→工作机需要的输入功率，kW； ,?^ p(w
k5'Vy8q
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 w9EOC$|Y
0Qf,@^zL*
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； u0 `S5?
?67Y -\}
滚动轴承效率η2=0.98； !$gR{XH$]
wfLaRP
链传动效率η3=0.96； +V{kb<P
9y"@(
圆锥齿轮效率η4=0.98； -lY6|79bF
nksLWfpG?B
圆柱齿轮效率η5=0.99； v dc\R?
hcsP2
0s
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 rlOAo`hd
+%h8r5o1
因此总效率 tEvut=k'
V17%=bCZ5[
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 L>Fa^jq5
M P Y[X[
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而 m[~y@7AK<
P@V0 Mi),
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 3YOq2pW72G
KPKt^ C
2.选择电动机的转速 vXrx{5 gz
U:0m p"
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 :!WHFB
o 8
1#< '&Lr
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , Nk?
^1n$
Y!w`YYKP
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 Q{>+ft U
B" 1 c
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； y.mda:$~=
he;dq)-e9
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； IL#"~D?
m$>H u@Va
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； 2*;~S4 4
HdUQCugxx:
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 gwuI-d^
_Xe>V0
所以 5H<m$K4z
hd%F nykq
因此 -P$PAg5"2
M2, l7
3.选择电动机的类型 N2^=E1|_
UNu#(nP
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。 _7Ju
/|6N*>l)y
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。 S6 Q
e5ZX
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。 JzQ_{J`k
6jD=F ^ jw
四、传动装置总体设计 X:"i4i[}{9
n,y ZRY
1.计算总传动比及分配各级传动比 cJ= 6r
:
v!~fs)cdE|
传动装置的传动比要求应为 3) <yod=
i
&nSh ]KK
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 f643#1
y&$A+peJ1
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 :1QI8%L'$i
@1roe
G
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)DMPVB<
nfbR
P t
2.计算传动装置的运动和动力参数 Tv,[DI +
yLvDMPj
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。 O m|_{
PJ|P1O36a
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 0*3R=7_},o
VPJElRSH
1） 各轴转速计算如下 {UI+$/v#
E4jNA }3k+
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 sUO`u qZV
| tH4:%Q'
2)各轴功率 ? (1 y
76{ G'}B
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 tCH!m y_
MAR 'y8I
3） 各轴转矩 ~Fcm[eo C
~!d\^ Z^i
电动机轴的输出转矩 +Mb.:_7'
_1\v
五、传动零件的设计计算 L,/%f<wd
z43M] P<
1、直齿锥齿轮的设计 eu-*?]&Di
d7;um<%zn
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 m+[Ux{$
IFL*kB
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： Ynj,pl
&K#M*B ,*p
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）。 )*J^K?!S
K($Npuu]
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 +mj y<~\
kVMg 1I@
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； !wVM= z^G
`*R:gE=
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； r q].UCj
83_h J
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 Xl#ggub?
aB&&YlR=n<
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； *] )
`z8Ox
.t !x<B
b、 小齿轮传递的转矩 ； G5 WVr$
uw_Y\F-$
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； ^jZbo {
"ze|W\Bv!
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 "<1{9
SY\ gXO8k
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； #q=Efn'
Wd: uV
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 Ve; n}mJ?
;4|15S
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 q>+k@>bk @
m-#2n?
z-
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 sDlO#
YU'E@t5
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 8(~ h"]`!
hRhe& , v
h、 小齿轮分度圆周速度v d\8l`Krs[_
iqWQ!r^
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； `M8i92V\qY
?Z/V~,
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； hz@bW2S.
W^l-Y %a/o
齿间载荷系数取 ； 9rf)gU3{+L
>|UOz&
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 S.NPZ39}ZE
}K|oicpUg
故载荷系数 ； 3f{3NzN
/a4{?? #e
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 64tvP^kp
kt:!
7
模数 F={a;Dvrn
/PIcqg
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 4H&+dR I"
?6W Y:Zec@
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； `b$.%S8uj=
L4nYXW0y
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； MQ8J<A Pf-
ud('0 r',D
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 S<Xf>-8w
}pkzH'$HJ
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 ( a#BV}=
k{-Cwo
载荷系数K=2.742; $=4QO
FQ\h4` >B
c) 分度圆锥角 ;易求得 cbTm'}R(G
a&? :P1$
因此,当量齿数 ep{F pB
_oeS Uzq.
根据[2]表10-5查得齿形系数 sQZhXaMa $
fz
"Y CHe
应力校正系数 Nj/
x. X
WH^%:4
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: S?2>Er
+
{'.7#
结果显示大齿轮的数值要大些; ,z=LY5_z)
VI *$em O0
ｅ、设计计算 qIT@g"%}t
7@W>E;go
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 (#c:b
l.M0` Cn-%
大齿轮齿数 ; JB<t6+"rD
dSHDWu&
5) 其他几何尺寸的计算 2D5StCF$O
dk^~;m#iN
分度圆直径 N8df8=.kw
!j-Z Lq:;
锥距 4 #Jg9o
q!@4~plz
分度圆锥角 d&>^&>?$zh
V !~wj
齿顶圆直径 1< ?4\?j
$%f&a3#
齿根圆直径 2&cT~ZX&'
o)/ 0a
齿顶角 j1<Yg,_ .p
<: CkgR$/{
齿根角 P.DK0VgY
;$Jo+#
当量齿数 }x ,S% M-
\Vk:93OH21
分度圆齿厚 {M)Nnst "~
Q/Rqa5LI:
齿宽 #w=~lq)9
uXiN~j &Be
6) 结构设计及零件图的绘制 ^<6[.)
m]&SN z=
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. 3X NCAb2
N2o7%gJw
零件图见附图二. /$%%s=@IL
nJ;.Td
2、直齿圆柱齿轮的设计 @ N m@]q
}6ldjCT/,
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 ； %"-5 <6d
NHE 18_v5
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。 _#8MkW#]~
J . <F"r>
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。 ~.|_ RdN
vih9 KBT
4）材料及精度等级的选择 4^d?D!j
XK vi=0B
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）。 \{D"
!e
zT { VE+=
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。 !5N.B|N t
Fk;Rfqq
5） 压力角和齿数的选择 Uw:"n]G]D?
n&!-9:0
选用标准齿轮的压力角，即 。 G+m }MOQP7
hqdDm
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? nr3==21Om4
moE2G?R
取 。 GtHivC
lLIA w$
6） 按齿面接触强度设计 A=>u
1h69
uw8f ~:LT
由[2]设计计算公式10-9a，即 OZ&o:/*H M
v` r:=K
a. 试选载荷系数 ； w2'5#`m
#L NED)Vg
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： |[y 6Ua0
y_[vr:s5pG
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； !Z6{9sKR=]
ss-D(K"
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； " Yy n/
6w7 7YTJ
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 。 eV~goj
i@'dH3-kO
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 t$ *0{w
E
T^q
0'#/
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； sR8"3b<qA
A %-6`>
h. 计算接触疲劳许用应力: fc@A0Hf
j+Y JbL v
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 XX~,>Q}H=
?X;RLpEc|A
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, B/C,.?Or
nRY5xRvK
j. 计算圆周速度 2T`!v
y?#
Loe
k. 计算齿宽b i mM_H;-X
A p !lQ>p
l. 计算齿宽与齿高之比 l;V173W=&
|cY`x(?yP
模数 E} .^kc[(4
%>s |j'{
齿高 mA} "a<0
A)KZa"EX
所以 |7K bpj
B-ESFATc
m. 计算载荷系数 xLn%hxm?,
9>$p
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; L rPkxmR
B1Oq!k
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; 'ig'cRD6N
CQ2jP
G*py
由[2]表10-2查得使用系数 ; Rva$IX ^]
Vz[C=_m
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 B\n[.(].r
"I TIhnE
代入数据计算得 qY#6SO`_iy
)CyS#j#=
又 , ,查[2]图10-13得 'H!XUtFs"
-{_PuJ "
故载荷系数 !%> 7Dw(kt
/Q )\ +
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 h.fq,em+H
L4f3X~8,b
ｏ、计算模数m R GX=)
\ (T /O~b2
7) 按齿面弯曲强度设计 P
}uOJVQ_
5M_H
NWi4
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 07 $o;W @
d5l UGRg
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； 39jG8zr=Z[
3BLq CZ
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 *9i{,I@
#89!' W
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 lHIM}~#;nd
KY N0
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K 3k?X-|O8AZ
~v"L!=~G;a
e.查[2]表10-5得齿形系数 C8 \^#5
bJ;'`sw1
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 -`t^7pr
b YPK h
小齿轮 YAmb `CP
,v&(Y Od
大齿轮 sT' 5%4
RX5dO%
结果是大齿轮的数值要大； IqGdfL6[(
r"R#@V\'1b
g.设计计算 OU XR
Hq 188<
结果分析：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。因此，可取弯曲强度算得的模数1.802，并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 "g#i'"qnW
< d_!mKw
按接触强度计算的分度圆直径 ，算出小齿轮齿 ，圆整得 ；大齿轮齿数 ； eR" <33{
H7j0K ~U0
8） 其他几何尺寸的计算 !? gKqx'T$
'`<w#z}AF
分度圆直径 /FJu)H..U
O7IJ%_A&
中心距 ； ;w[0t}dPl
vZoaT|3
G]
齿轮宽度 ； v}Fr@0 %
m9Hit8 f@Q
9）验算 圆周力 ,4oo=&
? K\axf>F
10）结构设计及零件图的绘制 F@:'J\I}:
;d9QAN&0}
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。 IB7E}56l
U`m54f@U
3、链传动的设计计算 _#h_:
1y4
1.设计条件 3Ims6I]
U ZsH9
o
减速器输出端传递的功率 ^ ovR7+V
aAA U{EWW
小链轮转速
( ICd}
y;H-m>*%
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 w*JGUk
"6?0h[uff
2.选择链轮齿数 {,~3.5u
g'qa}/X
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 。 % - 0t?/>
2('HvH] k
3.确定链条链节数 qm o9G
q#=(e:aCb
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 $H>W|9Kg,
\)?H J
取 （节） 7VF LJr t
`lt"[K<
4.确定链条的节距p P(z+ +A&
OH(waKq2I
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 )/?$3h;
e;} 7G
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 KNIn:K^/
Da&]y
齿数系数 3x'| ]Ns
5S--'=fu+
链长系数 ?oHpFlj
9 c :cw
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 lv+TD!b
cq /$ N
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。 g~A`N=r;h
K}MK<2vU
5.确定链长L及中心距a By Nn
1F&Trqq
链长 o= "M
W+ko q*P
由[2]公式9-20得理论中心距 =mp;.k95
pohp&Tcm
理论中心距 的减少量 | Uh
6.nCV 0xA
实际中心距 o]M 5b;1
<s<n
可取 =772mm iVq' r4S
! \.pq 2
6.验算链速V RO/FF<f
&H/'rd0M
这与原假设相符。 !_'ur>iR
MC.) 2B7
7.作用在轴上的压轴力 4-H+vNG{%
"N bq#w\
有效圆周力 CSq4x5!_7>
qL3;}R
按水平布置取压轴力系数 ，那么
qwgPk9l
YvyNHW&
六、轴系零件的设计计算 Ata:^qI
co|aC!7
1、轴三（减速器输出轴）的设计 9} M ?P
W_(j3pV?Ml
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： 3E $f)
=BAW[%1b
（2）求作用在轴齿轮上的力： kr:^tbJ
""F5z,'
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 7XLtN "$$
Y}|X|!0x
径向力 ca*DZG/
jrr*! ^4|
其方向如图五所示。 q" sed]
] i ,{
（3）初步确定轴的最小直径 /quc}"__
4,gK[ d c
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 O6a<`]F
< ?}-$
查[2]表15-3取45钢的 <~'"<HwtK
rt~d6|6
那么 dx{bB%?Y\=
GmEJhr.3`=
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。 j2.|ln"!
hl (hJfp
（4）轴的结构设计 BmMGx8P
|5~#&v_
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 9gEwh<
%wvdn
图三 J0\Fhe0'
>#~& - 3
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 -)]Yr #Q
xU >WEm2
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 。 7#ibN!
[-k
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 ?o4C;
_j/<{vS y
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； O%zU-_|*
*,8^@(th
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 。 i6tf2oqO7
7>Ouqxh21
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）。 foF({4q7b^
so)[59M7
图四 H*&f: mfq
z/W E,R
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 wh\}d4gN
]J}
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。
bv9i*]
( vPN5F
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 6?mibvK
'4Ixqb+
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。 :W:K:lk
~u !|qM
（5）求轴上的载荷 YpZ +n*&+
W*4-.*U8a
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 ， $@Rxrx_@M
Y E s &
； ； Ins`l
4(~L#}:r!
图五 "Hb"F?Yb
gsv uE
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： `H_ 3Uc
/-ch`u md
表一 | `Ntv }
c74.< @w
载荷 水平面H 垂直面V YTX,cj#D^&
#*uL)2nR
支反力F @ ZwvBH
\H~T>j{N
弯矩M NP#w +Qw
eV"h0_ox
总弯矩 _AYK435>N
&)Tdc
扭矩T T=146.8Nm Ic:(Gi- %
2c,9e`
（6）按弯扭组合校核轴的强度： /y#f3r+*2
e7r -R3_
根据[2]中公式15-5，即 }[};IqVaK
}6 }l7x
取 ，并计算抗弯截面系数 3 !Ij;$
BB $>h}
因此轴的计算应力 d(x\^z
@* jz
o
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 V imE@ Hz
v
~?qz5:K~
，故安全。 cLJ$M`e
C12Fl
（7）精确校核轴的疲劳强度 KKPh~ThC
"f 2$w
①、判断危险截面 m
3 hrb-
]z;I _-
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。 #7 $
H
K?Nhi^f"L
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。 ]G= L=D^cK
kT66;Y[
②、截面2左侧： m6K}|j
VT`^W Hu
抗弯截面系数 D~fl JR
~ 'H ]jN
抗扭截面系数 UiP"Ixg6
l0w]`EE
截面2左侧的弯矩为 |A9F\A->4
wn, KY$/
扭矩为 l^-];|Y
D~iz+{Q4
截面上的弯曲应力 ]e^&aR5f"
]BZA:dd.G
扭转切应力为 x7w4[QYw
rjAn@!| :+
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； z}9(x.I
A_ZY=jP
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 Z'W =\rl
8.= BaNU
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 S-b/ S5
3E]plj7$
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 ] t ,BMu=%
(9 GWbB?
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； uc\Kg1{
7 ~ p@0)''
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； E \EsWb
^_W#+>&--
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 Tc:)-
z[o
j#x6
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 A#<? 4&
[;yOBF
③、截面2右侧： )
7@ `ut
*W1dG#Np}
抗弯截面系数 l0 m-$ /
D|p9qe5%
抗扭截面系数 M `M5'f
1{. |+S Z!
截面2右侧的弯矩为 EjR9JUu
5` ~JPt
扭矩为 n\'4
H;LViP2K*
截面上的弯曲应力 At>DjKx]O
T/~f~Z z
扭转切应力为 iB yf{ I>+
Y(' #jU
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 50wulGJud
}?i0
I
表面质量系数 ； !hy-L_wL]
_Y4` xv0/
故综合影响系数为 pa3{8x{9m
|
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