| 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 * T\ >
Lqq*Nr
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 n4XMN\:g{
K wQXA'
原始数据 O{*GW0}55
M +\rX1T
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 B
;; cbY
L c{!FG>
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 (O Qi%/Oy
dvxf lLd @
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 JH-nvv
a\Tr!Be,
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 DZF[dxH
wo$|~
Hr
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 CARq^xI-
|#!eMJ&0
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产．两班制 Y9/{0TArG
37,L**Dgs
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 =CGD
~p`
&boj$ k!g[
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 EF0Pt
NH<Y1t
原始数据 "@aq@mY@
%L{
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 `f2W;@V0
Am]2@ESUP
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 P~n8EO1r
6j?FRs
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 oP p!*$V
!7ph,/P$7
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 6zELe.tq
xNocGtS
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 7=; D0SS
5/zf
x
工作．运输带速度允许误差为 5％。 QZ6[*_Z6
6sO
机械设计课程设计计算
$@5% 5
'nC3:U
说明书
#_?426Wfs
M9g~lK s'
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 >Iu]T{QNO
s@.`"TF.7
目录 )w^GP lh
A%.J%[MVz
1. 设计任务书....................................3 />2A<{6\=P
) er?*^9Z
2. 系统传动方案分析与设计........................4 uEc0/ a :.
x e"4u JO
3. 电动机的选择..................................4 6~:W(E}
=$&7IQ?
4. 传动装置总体设计..............................6 fho=<|-
H ={O13
5. 传动零件的设计计算............................7 7yc9`j}]
Ec7{BhH)
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 z }FiU[Hs
:w?:WH?2L
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 #i}# jMT
6R$ F =MB
3） 链传动的设计计算........................... ...15 g&oc =f`
)x_W & *oZ
6. 轴系零件的设计计算............................17 .( TQ5/
~
fxLE ]VJQ
1） 轴一的设计.....................................17 EqNz L* E
jsZiARTZRl
2） 轴二的设计.....................................23 .Um?5wG~i
Ba"^K d`
3） 轴三的设计.....................................25 Fi?U)T+%+
>
{'5>6 u
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 >o0&:h|>$'
c %xED%X9
8. 键联接的强度较核..............................27 !q7;{/QM6
Ak %no3:9
9. 轴承的强度较核计算............................29 (`q6G d
m<X#W W)N
10. 参考文献......................................35 GY0XWUlC
i5L+8kx4
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 Z>>gXh<e[
t5X G^3X@
一、课程设计任务书 mK7^:(<.LO
1`2);b{@
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） *<|~ =*Ddf
'0])7jq
图一 {|7Oms lC@
a `[?,W:q
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％。 m<,y-bQ*(
&2P: A
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 u@:=qd=\
"2vNkO##
运输链的工作速度(m/s)：0.8 (d5vH)+ A
$,z[XM&9)
运输链节距(mm)：60 hX'z]Am<
[pRVZV
运输链链轮齿数Z：10 /q*Qx )y+1
(:j+[3Ht
二、系统传动方案分析与设计 U l7 pxzj
r+V(1<`2X
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。 iaaH9X
%
OGE#wG"S
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 )"i>R
~*
C,VqT6E<
3. 系统总体方案图如图二： v4,syd*3|V
6> LQGO
图二 6/V{>MTZg
lo>-}xd
设计计算及说明 重要结果 ]'1N_m]?
[#
tT o;q
三、动力机的选择 @ LkW_
y cAi(K
1.选择电动机的功率 L[QI 5N
56O<CgJF<
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 sGDrMAQt
)@lo ';\
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； @$b+~X)7
mn6p s 6OB
Pw→工作机需要的输入功率，kW； ]~ g|SqPA@
./BP+\)l O
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 gn e #v
v &CO#vK5.
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； 3MBz
w'!}(Z5X?
滚动轴承效率η2=0.98； pRk'GR]`
gS(: c .
链传动效率η3=0.96； zOdasEd8!
}v( H
E%~}
圆锥齿轮效率η4=0.98； Cn. /N aq
45O6TqepN
圆柱齿轮效率η5=0.99； zx]M/=7,V#
)l!&i?h%
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 +G =C~X
-)->Jx:{
因此总效率 ReG O 9}
r^o} Y
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 H @ &"M%
k}Clq; G
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 +IOKE\,Y
Dk{nOvZu<
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 *i] Z=
:EldP,s#x%
2.选择电动机的转速 WG[0$j
k f K"i
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 3Ns:O2|
lj}1'K@M
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , kp
&XX|
8Kd cLN@
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 8-g$HXqs_#
GL0' :LsZ
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； B8#f^}8
q& Ua(I
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； }-]s#^'w
Rx"VscB6z
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； ea[a)Z7#
O6/=/-?N=c
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 P@T $ 6%~
qP .VK?jF|
所以 u #QSa$P
+iDz+3v(
因此 93p9?4;n-
U>M>FZ
3.选择电动机的类型 +w}%gps
$ YO]IK$
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。 "@ '9+$i6
B(vz$QE,$r
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。 oIR%{`3"I
/)<7 $
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。 +z/73s0~
K]azUK7
四、传动装置总体设计 JC?V].) y5
6 VJj(9%
1.计算总传动比及分配各级传动比 { dx yBDK
). #D:eO[~
传动装置的传动比要求应为 T=KrT7
KqIe8bi^G
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 Vh-h{
5suSR;8
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。 -`<N,
-8J@r2 \
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。 f Hp#Gi3Lz
#[ rFep
2.计算传动装置的运动和动力参数 ?=o]Wx0(9
o\YdL2:X
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。 Yy: sZJ
-kS5mR
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 CM f~Yv
:r+
1>F$o
1） 各轴转速计算如下 /u1zRw
x~,?Zj)n?C
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 ;7{wa]
7`n8
OR4
2)各轴功率 :<G+)hIK
jtC ob'n8
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 {.'g!{SHp
fC:\Gh5
3） 各轴转矩 z>#$#:Z4
Wl"f h_
电动机轴的输出转矩 A)0m~+?{J
+K4v"7C
V
五、传动零件的设计计算 \}(-9dr
lcLxqnv
1、直齿锥齿轮的设计 9G OyVKU v
_E-GHj>k
z
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。 < t2?Oii;
o O,p.X%
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： PU\q.y0R
)CU(~s|s
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）。 _ e^V\O>
667tL(
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。 _$x *CP0(
:njUaMFoMA
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； :~(^b;yhZ
:zZM&r>
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； je0 ?iovY
v< 4X;4p^
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 ^E8Hv
Fsdn2{g8U
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； !S<~(Ujyw
7~g0{W>Zm
b、 小齿轮传递的转矩 ； XBBRB<l)
t)ry)[Dxv
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； r F - yD1
{=Y&q~:8v
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Kqjeqr@)
-M 9
4 F
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； jP]'gQ!-w
uSbg*OA
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 &wvv5Vd
W12K93tO
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 0 <;B2ce
u -<s@^YG
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 r#}%sof
m/h0J03'T
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 :H 7 "W<
6C5qW8q]u3
h、 小齿轮分度圆周速度v =ye}IpC*M
@5ybBh]
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； ld6@&34
1 ErYob.p
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； y%AJ>@/;
D[ ?|\?
齿间载荷系数取 ； _u!G 6
2HNS|GHb&
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 M?`06jQD.
1gr jK.x
故载荷系数 ； *l}
0x@
2y,wN"qH*
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a Hs` '](
^u74WN
模数 .})8gL7 V
L i^V?
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 XUHY.M
}8e %s;C
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； ]QQ"7_+
4 n(
f/
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； Wov_jVdN\
K} @:>;* 9
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 UYUd IIoL
Y_B( R
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 8'$n|<1X
G Kr
L
载荷系数K=2.742; vC1 `m
<Th.}=
c) 分度圆锥角 ;易求得 C 0wq
:Vc9||k
因此,当量齿数 4a~_hkY]
MaM7u:kD#
根据[2]表10-5查得齿形系数 @nK 08Kj-
B'yrXa|P
应力校正系数 8?!Vr1x
W:G *t4i
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: #Bjnz$KB
(H7q [UG|
结果显示大齿轮的数值要大些; +$C5V,H ~
Y`v&YcX;
ｅ、设计计算 tee% E=P
5{UGSz 1
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 K AGq\7
<Z Ls+|1
大齿轮齿数 ; coBxZyM 1}
`B~%TEvMh
5) 其他几何尺寸的计算 .W\Fa2}%av
W=drp>Uj
分度圆直径 hO8B]4=&*
AiuF3`Xa
锥距 W-MQMHQ
Fa8>+
分度圆锥角 OLq/OO, w
q :gH`5N
齿顶圆直径 e5dw q
*KNR",.
齿根圆直径 }0
Z3Lrv
n:{yri+
齿顶角 xM (
IlY,V
齿根角 U}NNb GQj
6xwC1V?:0t
当量齿数 v?}/WKe+0
Z(#a-_ g
分度圆齿厚 \|k U{d0
7ORwDR,`5
齿宽 ),86Y:^4
- 7CkOZT
6) 结构设计及零件图的绘制 D .E> Y
HRk+2'wjAz
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. XS>4efCJ
w] VvH"?
零件图见附图二. lw7wvZD
j&F&wRD%r
2、直齿圆柱齿轮的设计 nG2RBeJV
|m ~ |
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 ； |b|p0Z%7{
]>!]X*\9
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。 18 ~j>fN
F$.M2*9
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 ~&g:7f|X
I3A](`
4）材料及精度等级的选择 nRvV+F0#
Gz`Zp "i%0
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 mIOx)`$
cOIshT1
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。 kj>XKZL10
qRNGe8
5） 压力角和齿数的选择 ]F,5Oh :OY
)V3G~p=0
选用标准齿轮的压力角，即 。 $L(,q!DvH
dP )YPy_`
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? WK P=[o^
<[(xGrEZV
取 。 =VD N9-/.
iYFM@ta
6） 按齿面接触强度设计 V;.=O}Lr
j
$L
由[2]设计计算公式10-9a，即 S-My 6'ar
7&2xUcsz)
a. 试选载荷系数 ； bjbm"~
yhZ 2-*pTg
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： n{|~x": 9V
:0r@o:H
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； :Z,zWk1|
yYF%U7N/n
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； R9k
Z #
0&zp9(G5
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 -K PbA`j+
<.#i3!
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 ZfoI7<?33
@r=O~x
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； MK,#"Ty}zK
zGA#7W2?0
h. 计算接触疲劳许用应力: iWO16=
!M\8k$#"n
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 `N;JM3 ck
E<Efxb' p
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, (zte 'F4
7iT#dpF/A
j. 计算圆周速度 4; y*y tY*
SK#; /fav6
k. 计算齿宽b 'jqkDPn
wm_xH_{F
l. 计算齿宽与齿高之比 kec t)=T(
sZA7)Z`7
模数 vT)FLhH6*
WQK ~;GV-
齿高 g= Rl4F]
AfB,`l`k
所以 =[`B -?
XC% u`UG
m. 计算载荷系数 Gu-6~^Km9
"]B:QeMeF!
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; & ( aw
!UD TNF?1
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; 8k vG< &D
<>%2HRn<u
由[2]表10-2查得使用系数 ; oP!oU2eqK
!E#FzY!}Pl
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.45 s? r
c>mTd{Abi
代入数据计算得 B 'SLyf
Z^wogIAV
又 , ,查[2]图10-13得 9bwG3jn4?
E9<oA.
故载荷系数 ;2*hN (
Cj'X L}
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 ]O]6O%.ao
wN Mf- ~
ｏ、计算模数m | $
/fgy 07T
7) 按齿面弯曲强度设计 2K wr=t
!-B$WAV
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 ;#)sV2F\&
5d|hP4fEc
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； `8M{13fv
Tg/?v3M88
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 I' [gGK4 F
M$,4B
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 >W>3w
x<d2/[(}mT
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K h\-3Y U
zpgRK4p,I"
e.查[2]表10-5得齿形系数 PJ -g.0q
`?=Y^+*!-
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 yVfF
* nG
nOTe 3?i>
小齿轮 :yxP3e%rp
d
RIu A)0s
大齿轮 ,B 2p\
Ky[s& >02
结果是大齿轮的数值要大； 7/e25LS!`U
=W[M=_0u
g.设计计算 )kIZm Q|f1
F zmc #?
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。 [[s^rC<d
aO &!Y\=@
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 ； F rd>+
=j^>sg]
8） 其他几何尺寸的计算 9s4>hw@u
xcE2hK/+
分度圆直径 |Ml~_m
T3bYj|rh=
中心距 ； z"\<GmvB
'r'+$ D7
齿轮宽度 ； Sc14F
Fs
q"0 _Px9P
9）验算 圆周力 ^^z_[Ih
g|Xjw Ti8$
10）结构设计及零件图的绘制 s{uSU1lQn
U+G8Hs/y
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。 1EMrXnv,
o%E-K=a
3、链传动的设计计算 Ju-#F@38
=xjt PmZ5X
1.设计条件 eWOZC(I*z
K |^OnM
减速器输出端传递的功率 )0o|u >
NqC}}N\,
小链轮转速 B-p ].
Il]p >B
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 *#.Ku(C+
I I]-mb
2.选择链轮齿数 Bo4iX,zu
Ow 0( q^H<
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 。 KBI36=UV
]D_
AZI
3.确定链条链节数 byHXRA)39
TBmmC}PEd
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 =>*9"k%m
ts &sr
取 （节） !DBaC%TGC
o4H'
4.确定链条的节距p g$U7bCHG
v*&WqVg
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 xJ^ pqb
V^kl_!@
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 YR"IPyj
W]5sqtF;6
齿数系数 mr+8[0
)U+&XjK
链长系数 08z?i
\ ccCrDz
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 \|7Y"WEQ
es1'z.U J
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。 \tfhF#'
ub-vtRpm
5.确定链长L及中心距a ]GiDfYs7%
s;,u lME
链长 "|GX%> /
x8Nij: K#
由[2]公式9-20得理论中心距 a;v;% rs
72sBx3 ;
理论中心距 的减少量 qb PC5v
KV|ywcGhT
实际中心距 "v+%F
lT+N{[kLt*
可取 =772mm $ItPUYi";
q;<Q- jr&O
6.验算链速V 0E`6g6xMS
;f[@zo><r
这与原假设相符。 tVHQ$jJY%
@l?2",
7.作用在轴上的压轴力 t_ iZ\_8
J
S ms
\
有效圆周力 vb2aj!8_?
~c'R7E&Bfa
按水平布置取压轴力系数 ，那么 9S{?@*V
J:2Su1"ODh
六、轴系零件的设计计算 4(p,@e31
8zH/ a
1、轴三（减速器输出轴）的设计 o[>p
D} K/5iU]a
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： Ffr6P
}I
aR0v qRF
（2）求作用在轴齿轮上的力： 7.(vog"I)
F >rf
cW2
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 n4G53+y'
>}B~~C;
径向力 J.pe &1
f2FGod<CzN
其方向如图五所示。 ybVdWOqv
%M;{+90p>t
（3）初步确定轴的最小直径 R, ddH[3
W'<cAg?
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 0:k ~ lz
}NETiJ"6
查[2]表15-3取45钢的 2s8(r8 AI
:@q9ll`6u
那么 !Mk:rO-L
^1NtvQe@Y\
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。 ( r )fx
]<\; -i)
（4）轴的结构设计 kn|z
^9I^A! w=
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 k Es=N(
Ue 0Q| h
图三 O" x/O#66
R7!^ M
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 T+|V;n P.
4C_-MJI
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 。 5s2334G
?4}EhXR(
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 r&-I r3[
vH^^QI:em
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； aXefi'!6
S+C^7# lT
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 。 6'N!)b^-
Q{Ls r,
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）。 5-pz/%,
O[fgn;@|
图四 VClw!bm
GQ8r5V4:
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 0IEFCDeCO
ywV8s|o
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。 #Rdq^TGMi;
c=p @l<)
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 l7r!fAV-f
{1
9 4u %'
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。 k&P_ c
hrR X=
（5）求轴上的载荷 Y">;2Pt;
"@I"0OA
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 ， 3f :I<S7
~!!>`x
； ； UI:{*N**Z
`$\Y,9E}x
图五 p=(;WnsK
:/IcFU~)M
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： tnmuCz
]Zim8^n?`.
表一 Yn} _"FO'
:*!u\lV \
载荷 水平面H 垂直面V , &HZvU&
?WX&,ew~
支反力F y6o^ Knl
RfwTqw4@
弯矩M v= |BqG`
G JItGq`)
总弯矩 K,}"v ;||
s%z'1KPS
扭矩T T=146.8Nm 3Fn26Ri j
1h+!< c q
（6）按弯扭组合校核轴的强度： -j[n^y'v
^[CD- #
根据[2]中公式15-5，即 fwRlqfi
b~b(Ed{r
取 ，并计算抗弯截面系数 HJ5m5':a
WL}6YSC
因此轴的计算应力 9hT^Y,c0
2`vC QV
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 xIrpGLPSh
Prhq ~oI4
，故安全。 ZZE
*4qsM, t
（7）精确校核轴的疲劳强度 R\:C |/6f
A0rdQmrOL
①、判断危险截面 }]z mp/;a
_'H< zZo
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 G"TPu _g
Whd4-pR8
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 0 \ LkJ*i
_ |TE )h
②、截面2左侧： uU.9*B=H9
7 Nwi \#o
抗弯截面系数 dY\"'LtF
:/vB,JC
抗扭截面系数 ,0 & lag
.3|9 ~]
截面2左侧的弯矩为 Ti3BlWQH
sp**Sg)
扭矩为 NTL#!
k #*|-?
截面上的弯曲应力 Pz|qy,
:
1fik
扭转切应力为 \ @N> 38M
&ApJ'uC
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； rpEFyHorJ
`FJnR~d
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 j|`{
1`'
HqXo;`Yy}
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 ~#a 1]w
d B lOU.B
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 ]Hd 0
Y%
!W%HAlUAG[
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； 9x?;;qC"m9
%&_(IY$d
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； D8?$Fn=
Q"hI !PO+
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 BXfaqYb;Q
B?0{ =u
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 _kY5
6
2/7=@>|
③、截面2右侧： .v" lY2:N
ax^${s|{-
抗弯截面系数 }qD.Ek
]R4)FH|><
抗扭截面系数 Yi p9K[
amBz75N{
截面2右侧的弯矩为 #h3+T*5} 6
3-mw-;.
扭矩为 b(SV_.4,'
D@ ^F6am%
截面上的弯曲应力 Pm1
"
0
/M3D[aR<d
扭转切应力为 Rm*}<JN31
D+SpSO7yg
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 i `>X5Da5
?UfZ VyHv+
表面质量系数 ； & 16bZw
hL` zV
故综合影响系数为 R$fna[Xw@/
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