| 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 bmVksi2b
9F)+p7VJq
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 =.O8G=;DOA
#L5H-6nz
原始数据 x zu) ``?
r$} M,! J
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 )WavG1
;rYL\`6L
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 /"?yB$s
+<7~yZ[Z8
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 u8L%R[#o
hdt;_qa
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 nI.K|hU:P
;X,|I)
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 t?f2*N :
P_6oMR
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 Ya{$:90(4
d \dh"/ _$
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 esU9
"C %<R
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 m/uBM6SXx
NovF?kh2
原始数据 0w 9)#e+JS
P} hHx<L
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 =i[ _C> U
p&dpDJ?d:=
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 wm~35cF(
(~ro_WC/I
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 wb~B Y
? cU9~=
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 4{4VC"fa
4FUY1p
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 RQhS]y@e
;Gixu9u'
工作．运输带速度允许误差为 5％。 E{x<P0 ;
hB /4.K ]8
机械设计课程设计计算 Z$
q{!aY
h=h4`uA9
说明书 [w*YH5kX
mU@pRjq=
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 dC+WII`V
}2c)UQD8
目录
+l' l*<
% gUf
1. 设计任务书....................................3 *|W S,
[`pp[J-~7
2. 系统传动方案分析与设计........................4 lz1RAp0R "
ou8V7
3. 电动机的选择..................................4 <&JK5$l<X
z OwKh>]
4. 传动装置总体设计..............................6 I)7STzlMj.
{jdtNtw
5. 传动零件的设计计算............................7 rywui10x*
Q8-;w{%
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 _mSDz=!Z3
RE)! b
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 v *'anw&Z
yC #%fgQ r
3） 链传动的设计计算........................... ...15 DzZEn]+zt
xib?XzxGo
6. 轴系零件的设计计算............................17 <46> v<
J>D+/[mFt
1） 轴一的设计.....................................17 j'L/eps?S
U'4 j+vUc
2） 轴二的设计.....................................23 1,Ams
a
]~ R p
3） 轴三的设计.....................................25 b$@vJ7V!
HrOq>CSR
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 *LuR
< V
*Wbs{>&No
8. 键联接的强度较核..............................27 wPr9N}rf
#BPJRNXd
9. 轴承的强度较核计算............................29 HpL COY1-
sF. oZ>
10. 参考文献......................................35 {"v~1W)
~,Y xUn8@
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 3{:AG,G
8-#_xsZ^;
一、课程设计任务书 I1f4u6\*X
g2 RrBK ,
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） DtEvt+ h
DUrfC[jpv
图一 p]jkfsCjN
IL0e:-@!0
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％。 nj1TX
5S9i>B
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 ,|}}Ml
Aj {c s
运输链的工作速度(m/s)：0.8 P^3`znq{
;{L ~|q J
运输链节距(mm)：60 Bm> >-nG;
[,bra8f[C
运输链链轮齿数Z：10 @5RbMf{
uqo tVil,
二、系统传动方案分析与设计 hr@kU x
#Vy8<Vy&w
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。 4 EE7gkM5
~ :krJ[=
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。 g)Tr#
y:HH@aa)
3. 系统总体方案图如图二： #}p@+rkg2
| V: 9 ][\
图二
WrHY'
A:$4cacu9
设计计算及说明 重要结果 WqO4_;X6/
8@ZZ[9kt
三、动力机的选择 Wa5B;X~
88 &M8T'AP
1.选择电动机的功率 9 _oAs"w
JW},7Ox
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 Y&u wi :_g
A.9ZFFz
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； 56?RFnZ&j
+$YH dgZ.
Pw→工作机需要的输入功率，kW； BHu%x|d
g:fkM{"{
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 Jn&^5,J]F8
Nov)'2g7G
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； Ro@ =oyLE
EJW}&e/
滚动轴承效率η2=0.98； XiL[1JM
G"F)t(iX
链传动效率η3=0.96； p:NIRs
OQ&'3hv{
圆锥齿轮效率η4=0.98； I~ 1Rt+:
h'nXV{N0
圆柱齿轮效率η5=0.99； V7"^ .W*
GU|(m~,`
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 FeT|
Fh:L
%Ze]6TP/><
因此总效率 *!.anbo@?z
RsW4 '5
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 9vckQCLM
z* )kK
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 L .s$|%
Js <DVe,
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 r>ag( ^J\
Q*N{3G!
2.选择电动机的转速 l4 > c
FL {$9o\@
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 jdIAN
9S|a!9J
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , jN AS'JV
fXe$Ug|5a
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 sDB,+1"Y$
R2A#2{+H
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； \30rF]F`l
FR']Rj
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； bao"iv~z
6 Nws>(Ij
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； @A|#/]S1
uD?Rs`
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 Q*hXFayx
,h9?o
所以 DP-0,Gt&Xj
z%1& t4$
因此 1ozb
tn
`pjB^--w
3.选择电动机的类型 &`,Y/Cbw
V`8\)FFG
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。 X/_89<&
6!se,SCvw
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。 \mL]xE-
uu.}<VM.1
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。 Q_Wg4n5
V%B~ q`4
四、传动装置总体设计 R9 Y@I
{:|b,ep
T
1.计算总传动比及分配各级传动比 8Wo!NG:V5
yp[,WZt
传动装置的传动比要求应为 m L-6+pJ@
G^';9 UK
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 OIIA^QyV
<'QI_mP*
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。 ROXa /
]V)*WP#a
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。 ^wD`sj<Qg
Z6-ZAS(>m
2.计算传动装置的运动和动力参数 l"7#(a
RL )~J4Y
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。 cvQAo|
rHi4Pw{L
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 & KY!a0s
_ds;:*N+qA
1） 各轴转速计算如下 1:r#m- \
M~n./wyC
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。 g m%cAme
%P{3c~?DH
2)各轴功率 *U}ztH-+/
Uu52uR
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。 'tDUPm38
fZ&' _
3） 各轴转矩 ExMd$`gW
l|{[vZpT
电动机轴的输出转矩 X7[gfKGL)N
O"/Sv'|H#
五、传动零件的设计计算 )\j
dF-s
CZ'm|^S
1、直齿锥齿轮的设计 6B*#D.fd*
C,A/29R,s
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 B,&QI&k`~
a4gX@&it_k
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： ->X>h_k.Y
?;H}5>^8P
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 Yg,;l-1
9UVT]acq
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 V#5$J Xp
qGX#(,E9;
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 ； $PI9vy S
2gZ nrU
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； [q C0YM
,tcUJ}l
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 0~ K&P#iR
9 zS
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； 1q@R04 i
( Zd(?">i
b、 小齿轮传递的转矩 ； ~**x_ v
"*.N 'J\
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； D,R',(3
+iFt )
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 9(nq 4 HvI
&oq 0XV.M^
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； <9piKtb|L
dq`{fqGl
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 |q 8N$m
*z)gS X
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 l)dE7$H
beC%Tnb7
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 %Zbm%YaW5
-*MY7t3
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 Rw%?@X3m]
1kw*Q:
h、 小齿轮分度圆周速度v xY#J((-iH
(XW'1@b
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； @fJsRWvGq
[U 8/nT
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； *i^ $xjOa
M?UUT8,
齿间载荷系数取 ； ,z>-_HOnw
)\ceanS
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 DKu$u ]Z
<Q/)SN6_E
故载荷系数 ； BWy-R6br
u~j
H
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\EA!Cs3
\20} /&
模数 Zfcf?&><
1(dK b
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 !CcDA/0
V){Io_"
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； / \# f@Sg
pR9 3T+X
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； @R50M (@W
D|*w6p("z
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 G^#>HE|
HXSryjF?
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 v N\[2r%S
l^nvwm`f#:
载荷系数K=2.742; RuIBOo\XL7
~M-L+XZl(
c) 分度圆锥角 ;易求得 7~XA92
)Yy5u'}
因此,当量齿数 7=^}{
B I)@n:p
根据[2]表10-5查得齿形系数 CYgokS\=,
J ( d[05x0
应力校正系数 9!Q Zu ZY
Ht(TYq
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: g^(gT
T`fT[BaY
结果显示大齿轮的数值要大些; <_< zrXc]
U\H[.qY-
ｅ、设计计算 .=J- !{z
]zaTX?F:
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 Ovk=s,a)K
I V# 8W
大齿轮齿数 ; OxGfLeP.R!
$Y_S`#c@i
5) 其他几何尺寸的计算 j67ppt
h`\ $8 oV
分度圆直径 [znN 'Fg:"
'LPyh ;!f
锥距 6[k< &;
!>> A@3
分度圆锥角 3= sBe HL
F&R*njJcc
齿顶圆直径 LxhS
9
Y Z+G7D>
齿根圆直径 yP+<kv4
2} pZyS
齿顶角 U'ctO %
F<g&t|@
齿根角 |YROxY"ML
VtI`Qc jc
当量齿数 InbB2l4G
4jebx
jZ
分度圆齿厚 0j(U &
tUx H 6IS
齿宽 j}//e%$a
w=;>
6) 结构设计及零件图的绘制 uc@4 fn
s=(q#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. dV38-IfGkl
A/2$~4,
零件图见附图二. nL=+`aq_
dB6 ,pY(
2、直齿圆柱齿轮的设计 X;W0r5T
:FI D ,
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 ； iKrk?B<
U~?VN!<x[
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&r. wV|
]- X6Cl
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。 NJsa TBT
S!u8JG1
4）材料及精度等级的选择 a($7J6]M
{guOAT- w
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）。 mW'3yM
<DR|r
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。 G4SA
u
T{Xd >
5） 压力角和齿数的选择 <A Hzs
*4%pXm;
选用标准齿轮的压力角，即 。 k*N!U[]
n46!H0mJ
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? uOzoE_i
xA7~"q&u
取 。 PF/K&&9}
l%_K$$C
6） 按齿面接触强度设计 VBi gUK4
u>9` ?O44
由[2]设计计算公式10-9a，即 ? ld &}|W~
RR[zvH} E
a. 试选载荷系数 ； N`efLOMl]
Fdhgm{Y2s
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： O e\(=R
q{9 \hEeb
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； H5Eso*v@
xAd@.^
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； 9.\SeJ8c
g?"QahH G
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 。 2mzn{S)nV
=U*D.p*%f
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 9qCE{ [(
3,q?WH%_
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； J78.-J5 j0
1Mp-)-e
h. 计算接触疲劳许用应力: 8Y`g$2SZ^8
Lcv czS T
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 g=nb-A {#
\ZAD Y.ha
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, 8_4!Ar>2
kQbZ!yl>[
j. 计算圆周速度 V4jMx[
.5a>!B.I
k. 计算齿宽b A{q%sp:3~
k)7i^ 1U
l. 计算齿宽与齿高之比 =QVk Y7
fdK E1,;
模数 #T8o+tv
Qb?a[[3
齿高 )/ 'Wbo L
{p1`[R&n#
所以 AA[1[
w ~v6=^
m. 计算载荷系数 FtyT:=Kpc
`.pEI q^
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; aXj
UDu7
af | mk@
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; F_:zR,P%#
Ty&1R?
由[2]表10-2查得使用系数 ; G(wK (P0j
b gBvzV&'8
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 |OCiq|#
c6vJ;iz
代入数据计算得 8d5#vm
8a 8a:d
又 , ,查[2]图10-13得 $,by!w'e:l
!Q|a R
故载荷系数 ;6PU
t'eu>a1D
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 w>f.@luO4
T2Z$*;,>T
ｏ、计算模数m ,V
52Fj
N }U+K
7) 按齿面弯曲强度设计 -(TC'
L @T/4e./
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式
sG#O s
. Xp,|T
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 ； TfZ M0Wz
L^t%p1R
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 Sc{&h8KMTb
Hb*Z _s
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 X8Z) W?vu
D+uo gRS61
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K vaF1e:(
" J9
e.查[2]表10-5得齿形系数 \wz^Z{U
E va&/o?P|
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 k IS )*_
Wtu-g**KN
小齿轮 Td|,3
n
V z
大齿轮 }bw^p.ci
ru`7iqcz
结果是大齿轮的数值要大； Ux',ma1JK
g eK;r0(f
g.设计计算 hJ8&OCR }
[x 7Rq_^
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_n/rD>
cu}(\a
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 ； gKTCfD~
46T(1_Xt ~
8） 其他几何尺寸的计算 E!}'cxb^
<#BK( W~$
分度圆直径 aOg9Dqtg)f
BDfMFH[1
中心距 ； 4ZUtK/i+r
~_;.ZZ-H]
齿轮宽度 ； :K~@JlJd
Pn4 .gabE
9）验算 圆周力 _) vX_gCi
n5 ~D xk
10）结构设计及零件图的绘制 HkRvcX
5
5u9 lKno
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。 2d|^$$#`
HHw&BN QG
3、链传动的设计计算 j^#\km B
X n0HJ^"_
1.设计条件 oNXYBeu+
n+=7u[AZi
减速器输出端传递的功率 Oq <3&*
.6[8$8c
小链轮转速 ES,JdImZ|
uYs45 G
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 DH n\ =M
W="pu5q$5
2.选择链轮齿数 ,O.iOT0=;
+ rB3\ R"d
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 。 .&]3wB~
#QlxEs#%
3.确定链条链节数 &'e+`\
=zAFsRoD_B
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 F6CuY$0m=
V
7~ 9z\lW
取 （节） c yd_xB5K
Ye|gW=FUR
4.确定链条的节距p c9H6\ &
h;E.y
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 &VU^d3gv~
zuMz6#aCC8
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 vbd
;Je"
D{8B;+
齿数系数 W1o6Sh8v(
,%/F,O+#
链长系数 lgt&kdc%o
!2B~.!&
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 xK[ [b
-2laM9Ed
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 7{"F%`7L
yp]vDm
5.确定链长L及中心距a b [&ri:AC
-
]We |{
链长 M4 ?>x[Pw
WB (?6"
由[2]公式9-20得理论中心距 ZrP
8/>
Y -BZV |
理论中心距 的减少量 H^B,b !5i
JeVbFZ8
实际中心距 v8uUv%Hkd
`K$;K8! 1
可取 =772mm 'Q7t5v@FF
WzdlrkD
6.验算链速V ., thdqOO
}7%ol&<@
这与原假设相符。 92,@tNQQ}
kot KKs
7.作用在轴上的压轴力 RM%Z"pc Y6
o+^e+ptc
有效圆周力 {9@E[bWp#
HF& d HD2f
按水平布置取压轴力系数 ，那么 zuJ` 704
"AWk
jdj
六、轴系零件的设计计算 uuUj IZCtz
Cx) N;x
1、轴三（减速器输出轴）的设计 JqN$B\J,
,pZz`B#
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： >9g^-~X;v
4Im}!q5;:<
（2）求作用在轴齿轮上的力： E}36
'/ueY#eG
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 %74f6\
x41 t=E](
径向力 su-0G?c
=/xXB
其方向如图五所示。 bx" .<q (
3U?^49bJ
（3）初步确定轴的最小直径 X5tV Xd
zb9vUxN [
选轴的材料为45钢，调质处理，以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径，即 Gv(n2r
<PO-S\N
查[2]表15-3取45钢的 ,=%c
e
eLyIQo W
那么 d7kv
<YG
brn>FFAwO
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 a}Jy o!.
7w0=i Z>K
（4）轴的结构设计 @zix %x
)fT0FLl|1
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 &)~LGWBdC
E?m W4?
图三 M?$tHA~OX
D t]F mU
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Y}x_u d,
Gg7ZSB 7
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 。 Hp
fTuydU
NL ceBok
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 KkHlMwv
o{ |
|Ig
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； 0ENqK2
wK%x|%R[
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 。 AWmJm)
TF,a `?c`
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）。 k .F(*kh
klj.\wg/p{
图四 lU3Xd_v
O
Nk>6:Ho{G
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 _lk5 \bu
)4/Uz R$
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。 N<lf,zGw
,H su ;I~
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 w?p8)Q6m
odq3@
ziO
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。 v\COl*
[WunA,IuR
（5）求轴上的载荷 rg+3pX \{
YpbJoHiSH
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 ， tgm(tDL
:&D$Q
4
； ； i0&] Ig|;
n %P,"V
图五 ?x =Sm|Ej
%6<2~
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： KTu&R6|
rxI Ygh
表一 V=H}Ecd
l_*:StyR+
载荷 水平面H 垂直面V kC6s_k
C}mWX7<Z.
支反力F 9!6yo
04<T2)QgK
弯矩M b(gcnSzM2
u&Dd9kMz
总弯矩 GUK3`}!%
vR\[I V?
扭矩T T=146.8Nm 'Xzi$}E D
Sst`*PX:
（6）按弯扭组合校核轴的强度： =E%<"FB
+^.Q%b0Xx
根据[2]中公式15-5，即 32V,25 (`5
5B=Wnau
取 ，并计算抗弯截面系数 TMQu'<?V
?rH=< #@
因此轴的计算应力 |k9A*7I
1&}^{ Ys
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 }GTy {Y *&
-x1O|q69
，故安全。 7QkAr
y7s.6 i}7
（7）精确校核轴的疲劳强度 :`P;(h
IN9o$CZ:
①、判断危险截面 D+
**o
{VE$i2nC8
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 KBFAV&
xR;-qSl7Ms
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 [f'DxZF-
+#<"o#gZ
②、截面2左侧： )p;gm`42oY
a?!Joi[
抗弯截面系数 wbId}!
FR@ dBcJUU
抗扭截面系数 HCifO
*ha 9Vq@X
截面2左侧的弯矩为 !kfnqe?|
^i^S1h"
扭矩为 {# y HL
!f\6=Z?>3
截面上的弯曲应力 ARu^hz=
2'r8#,)
扭转切应力为 , 0rC_)&B
u$[T8UqF
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； 7iKbd
t(MlZ>H
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 &WHEP dD
=;$&:Zjy/%
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 ;mb
6i_
f i!wrvO
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 !J' x k
-}juj;IVv
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； &4DV]9+g
,O(XNA(C
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； $P @P}%2
2s6Hr;^w.1
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 8YN+
\
aV(*BE/@F
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 q#Qr@Jf
[* > @hx
③、截面2右侧： {+t'XkA
^J~}KOH
抗弯截面系数 hoeTJ/;dm
D\V}Eo';6
抗扭截面系数 ^?xXP =/
"5jZS6A]
截面2右侧的弯矩为 j4}aK2[<
dYV)lMJ*
扭矩为 *G~c6B Z
$@&bK2@.(
截面上的弯曲应力 |#2<4sd
HKcipDW
扭转切应力为 SqTm/ t
6^: l
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 v @N8v
<qRw!
'S^
表面质量系数 ； c@q>5fR/c
TPEZ"%=Hg
故综合影响系数为 !Xj m h$F
|
|
