| 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 `iI "rlc
Rt|Hma
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 ww2Qa-K
00p 7sZU^
原始数据 {Vm36/a
@rMW_7[y
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 C"{ on%
g2]-Q.
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 ?Sqm`)\>4
dNobvK
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 EHHxCq?
AIyv;}5
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 57>ne)51
#V 6
-*
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 #77UKYj2L-
< &2,G5XA
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 pYG,5 +g
"Z k6B"o)
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 c5R{Sl
G= cx c_9
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 Anv8)J!9u
3c3Z"JV
原始数据 zTB9GrU
E'8Bw7 Tz
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 q1Sm#_7
O| ] Ped9
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 HH?*"cKF~
m-RY{DO+
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 De A'D|
njMy&$6a##
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 cloI 6%5r
D 8Rm xq!
工作条件；连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产。单班制 oDUMoX%4s
E+zn\v
工作．运输带速度允许误差为 5％。 .M2&ad :
L@r.R_*H?s
机械设计课程设计计算 |s a7Y_
HW72 6K*
说明书 M[u3]dN
AF Te d?(
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 ?w/nZQWi
I%9 19
目录 %k
#Nu
%E"/]!}3
1. 设计任务书....................................3 X&.$/xaT
"n }fEVJ,
2. 系统传动方案分析与设计........................4 ]a#]3(o ]}
tcEf
~|3
3. 电动机的选择..................................4 7 afA'.=
N>%KV8>{L
4. 传动装置总体设计..............................6 ?]D+H%3[$i
]wpYxos
5. 传动零件的设计计算............................7 kZ-~
;fBe
G@ EjWZQ
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 l0\>zWLZZ9
_np>({
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 zl
0^EltiU
up3<=u{>
3） 链传动的设计计算........................... ...15 <S@mQJS!y
HcVs(]tIW
6. 轴系零件的设计计算............................17 -^Km}9g
b[o"Uq@8?
1） 轴一的设计.....................................17 >ha Ixs`9
n3g
WM C
2） 轴二的设计.....................................23 h;UdwmT
GdeR#% z
3） 轴三的设计.....................................25 A|_%'8
;
9&.QR(
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 -sH.yAvC6
OGi4m |
8. 键联接的强度较核..............................27 .Xz"NyW
I u~aTgHX%
9. 轴承的强度较核计算............................29 Q0uO49sg
]AA*f_!
10. 参考文献......................................35 p
z+}7
M(WOx Z8
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 ~uZLe\>K
<T.#A8c
一、课程设计任务书 @1-GPmj-
UH,4b`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） P}Wh E
xVz -_z
图一 >`?+FDOJ,
vu a1iN1
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％。 p C2c(4
[xs)u3b
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 m>-^ K
{S"
运输链的工作速度(m/s)：0.8 '"fU2M<.
? ]:EmP
运输链节距(mm)：60 awSS..g}L
$s(4?^GP
运输链链轮齿数Z：10 y7Ib E
!_z<W~t"
二、系统传动方案分析与设计 ])ALAAIc-
];{l$- $$
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。 Or#+E2%1E
i_'R"ob{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。 L1 !hF3G
&0
)xvZ
3. 系统总体方案图如图二： #b"5L2D`y'
>7(~'#x8A"
图二 C (1A8
voej ~z+
设计计算及说明 重要结果 Wh'_ slDH+
vD)A)
三、动力机的选择 .";tnC!e
kq}eUY]
1.选择电动机的功率 vLK\X$4
zr; Y1Xt4
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 )< x;ra^
Aiks>Cyi23
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； 400Tw`AiJ
7ru9dg1?
Pw→工作机需要的输入功率，kW； K .i H
Th;gps%b
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 K,C $J
I
qp~4KukL
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； ~q]|pD"\K|
3e!Yu.q:
滚动轴承效率η2=0.98； Puth8 $
[>M *_1F
链传动效率η3=0.96； dj y:
;/)Mcx] n
圆锥齿轮效率η4=0.98； ),y!<\oQ
bUAR<R'E
圆柱齿轮效率η5=0.99； )*TW\v`B
#-gGsj;F
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 =S[FJaIu7
i^s`6:rNu
因此总效率 S`2mtg
vA "`0
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 srChY&h?<
A"bSNHCKF
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 hV>4D&<
Fyh?4!/ .
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 u .pKK
1W}nYU
2.选择电动机的转速 %];h|[ax]
&8X
.!r`f
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。 ,2
g M-
6Bq~\b ^
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 , _r<zSH%
S-M)MCL
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 x8pbO[_|
1|l)gfcP
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； P+;CE|J`X
dY4k9p8
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； ni"$[8U
6 <qwP?WN
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； 6m-:F.k1(
/+x#V!zM
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 'Ffy8z{& 3
d Y:|Ef|v(
所以 D 8@n kSP
4[ LLnF--
因此 !Ig|m+
, N @Yk.
3.选择电动机的类型 ~|r'2V*
!y
qa?\v9
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。 j]!7B HC
$KwI}>E4
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。 n2xLgK=
&*G5J7%w
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。 xb+RRTgj
`?zg3GD_
四、传动装置总体设计 c%AFo]H
q3AJwELXw
1.计算总传动比及分配各级传动比 +{ ")E)
G%P>A g
传动装置的传动比要求应为 @pF
fpHq?>
O6m.t%*
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 {)
:%Wn M9
sJ))<,e5I
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。 3 d*&':
}J ei$0x
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。 .>m H]/]m
X(Y#9 N"
2.计算传动装置的运动和动力参数 e2] 4a3
j4~7a k G
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。 8)^B32
&a%WM
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 N J;"jQ-
7|&e[@B
1） 各轴转速计算如下 0>,.c2) ,
?muDTD%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。 mu6039qy
(C8 U
2)各轴功率 {]wIM^$6+
?z2jk
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 U@Z>/ q
NFk}3w:
3） 各轴转矩 =N YgGEFq.
8YuJ8 KC
电动机轴的输出转矩 :ozV3`%$(
T
n" e
五、传动零件的设计计算 NH7`5mF$
yJ!OsD
1、直齿锥齿轮的设计 0U$:>bQ
QBy{| sQ`
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 , N53Iic
z;i4N3-:
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： , i?)
\7pipde
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 ldA !ou7
PJzc=XPU
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 <d5@ C A+M
6cM<>&e
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； <f N;
xIB
"jMqt9ysN
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； 7f tR 4
Pm4e8b
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 H&M1>JtE
lC0~c=?J
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； (+*
][|T
{P-xCmZ~Wt
b、 小齿轮传递的转矩 ； {m[s<A(
<OTWT`G2
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； B$rTwR"( -
}91*4@B7
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 O|QUNr9
|6aJwe+*
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； ; e@gO
8p&kL o&
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 -"=)z /S
zD D4m` 2
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 OTj,O77k
?v:ZU~i
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 [)^mBVht
iv*V#J>
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 .2 0V
3
F@Q^?WV
h、 小齿轮分度圆周速度v K UKACUL
O sQkA2=
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； H3 , ut
8'A72*dhX
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； a d9Cs vW
8$ 0\J _
齿间载荷系数取 ； 9Hd;35 3Q
yEq#Dr
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 fiVHRSX60
0"78/6XIs
故载荷系数 ； aBhV3Fd[B
kZLMtj-
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 _%~$'H y
.6 3=(o
模数 %d1draL
WNs}sNSf
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 i^)WPP>4Aw
EF#QH
_X
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； 9xFO]Y"
DVlJ* A
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； $d/&k`
6BocGo({
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ; Y"N6%
MV0Lq:# N
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 JN4fPGbV
n_Onr0EvO
载荷系数K=2.742; s
=Umj'1k
eS'yGY0b
c) 分度圆锥角 ;易求得 5|I55CTx
c3)C{9T](
因此,当量齿数 %g3 ,qI
xyA-P& N
根据[2]表10-5查得齿形系数 \, &9
>Kivuc
应力校正系数 c+kU o$
kM /Te{<
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: [8XLK 4e
8z2Rry
w
结果显示大齿轮的数值要大些; jZpa0g rA
F S"eM"z
ｅ、设计计算 1u|V`J)0
F%d \~Vj
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%dvck^,
2HD]?:Fk7
大齿轮齿数 ; eq[Et
+
amWD-0V
5) 其他几何尺寸的计算 D)@XoM(
-|S]oJy
分度圆直径 LD>\#q8a*
@+L fQY
锥距 ) IL
#>2n?
C&~1M}I
分度圆锥角 Ju2 l?Rr X
(`BSVxJH
齿顶圆直径 ?GA&f2]a
/)
4GSC}Gg
齿根圆直径 4|?{VQ
*sw7niw
齿顶角 S4^N^lQ ]
C? 4JXW
齿根角 X2|Y
%+)o'nf"U
当量齿数 uC3 :7
Z8#Gwyinx
分度圆齿厚 \2 y5_;O
Ih}1%Jq
齿宽 8eBOr9l+j
N6OMY P1
6) 结构设计及零件图的绘制 x%+{VStA
epHJ@ W@#
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. y&m0Lz53Z
Yap?^&GV
零件图见附图二. WE 6a'
B+d<F[ |
2、直齿圆柱齿轮的设计 *^\HU=&
2& PPz}Sw
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 ； 51C2u)HE
WEg6Kz
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。 YTQt3=1ii
l>gI&1)%
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。 TL$E V>Nr
|BT MJ:B
4）材料及精度等级的选择 OO dSKf8
O,bkQY$v
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）。 Q5{Pv}Jx
C?ib_K*
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。 '>$EOg"
im} ?rY
5） 压力角和齿数的选择 u 's`*T@.
).` S/F
选用标准齿轮的压力角，即 。 bzDIhnw
I:bD~F b3
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? ?[<Tx-L
znJhP}(
取 。 (&|_quP7O
-9
! .m
6） 按齿面接触强度设计 t ^]$!H
f4-a?bp
由[2]设计计算公式10-9a，即 FGO[
|]7IN
;*ix~taL%
a. 试选载荷系数 ； CQ`=V2:"ON
T _b^ Tc`
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： :@W. K5
iv`O /T
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； |(m oWY=
Uz cx6sw
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； E Tp%s{8
21s4MagC
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 。 /525w^'pd
gBT2)2]
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 MuoF FvA A
v_e9}yI
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； Mb3}7 @/[
,B4VT 96*
h. 计算接触疲劳许用应力: }$MN |s
+3s%E{
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 ReiB $y6
y;mj^/ SxK
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, Pe C7
xq6cKtSv
j. 计算圆周速度 UnVm1ZWZ
G}
eUL|S
k. 计算齿宽b M"%Q&o/I
Z_\C*^
l. 计算齿宽与齿高之比 s yU9O&<
m}>F<;hQ
模数 {`2R,Jb%S
qE'9QQ>:b
齿高 =%'`YbD$
^pM+A6
XY
所以 Ii7QJ:^
%uv?we7
m. 计算载荷系数 l5l>d62
ikE<=:pe
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; Fnk_\d6Ma
*'Z B *>
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; pJN$ {
Y#!h9F
由[2]表10-2查得使用系数 ; XqM3<~$
=^H4 Yck/5
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 f gihy
cRX~ z
代入数据计算得 5[j`6l
NrP0Ep%V
又 , ,查[2]图10-13得 d #jK=:eK
7ugZE93!
故载荷系数 42>Ge>#F
~=R SKyzt
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 eNiaM6(J
1-.~ 7yC
ｏ、计算模数m oK{ V7
PRNoqi3sY
7) 按齿面弯曲强度设计 k6=nO?$
vkLC-Mzm<
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 VLBE'3Qg 1
r>GZ58i
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 ； xkOpa,=FI
OFje +S
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 =@F&o4) r
~
ihI_q"
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 K'#E3={tt
{BHI1Uw
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K AyMd:5;
DWdW, xG
e.查[2]表10-5得齿形系数 _G1gtu]
tH'2gl
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 xq"Jy=4Q*
xC
C:BO`pw
小齿轮 'l,V*5L
&~CY]PN.
大齿轮 q&:=<+2"
wgd /(8d
结果是大齿轮的数值要大； ax
41N25
!nAX$i~
g.设计计算 V`@>MOw^d
gk`zA
结果分析：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。因此，可取弯曲强度算得的模数1.802，并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 [ @4rjGwB
zSb PW 6U
按接触强度计算的分度圆直径 ，算出小齿轮齿 ，圆整得 ；大齿轮齿数 ； soCi[j$lH
_#vrb;.+
8） 其他几何尺寸的计算 (rg;IXAq%
/PsnD_s]5
分度圆直径 ^]
kF{
o?
3j3N!T9
中心距 ； # pc P!
~)( \6^&=|
齿轮宽度 ； P'Q+GRpSw
GKcv<G208
9）验算 圆周力 E@Ad '_ H
A/`%/0e
10）结构设计及零件图的绘制 ? R>h `
&IlU|4`R%
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。 "n*~Mj Ny
vB+ '
3、链传动的设计计算 `=7j$#6U
jv&!Kw.Ug
1.设计条件 [LRLJ_~g5
`mN4_\]
减速器输出端传递的功率 eilYA_FL.
In[Cr/&/Y
小链轮转速 B-l'vVx
IIyI=Wl pG
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 H'HSD,>(
36am-G
2.选择链轮齿数 ;`6^6p\p
qpXWi
&g
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 。 -1J[n0O.
fNrgdfo
3.确定链条链节数 H8 "@ iE,
}K3x
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 D1 &A,2wO
Bm]8m=p
取 （节） S%`0'lzzj
(64y g
4.确定链条的节距p Z>
r^SWL
K#"O
a
h
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 {P*m;a`}
?Ae ve n
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 Q f@
0tU. (
齿数系数 &iV,W4
){UcS/GI=
链长系数 F+ u|HiYG
^_ m9KA
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 t ToTxf~
I(XOE$3
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 YIjTL!bA"
#f+$Ddg*
5.确定链长L及中心距a 6 :~v4W!k
|iwP:C^\mJ
链长 mrw=T.
$*?,#ta
由[2]公式9-20得理论中心距 KRA/MQ^7~U
,2W8=O N
理论中心距 的减少量 ZMq6/G*fD
4#l o $#
实际中心距 "
W|%~h
,S!az N=
可取 =772mm eow'K
821A
6AhM =C
6.验算链速V ej"+:. "\e
wH@N s~[MA
这与原假设相符。 r3PT1'P?L
^-
d%r
7.作用在轴上的压轴力 jB(| ";G
}B1!gz$YNO
有效圆周力 GmP@;[H"
c??mL4$'N
按水平布置取压轴力系数 ，那么 :*KHx|Q
2=^m9%
六、轴系零件的设计计算 ^cuc.g)c$?
W ILMH`
1、轴三（减速器输出轴）的设计 >j QWn@
5bg s*.s
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： t)}scf&^x
:\o {_
（2）求作用在轴齿轮上的力： ;4pYK@9w_
~
(jKz}'~U
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 PGoh1Uu
sc,vj'r
径向力 #n8IZ3+
U3dwI:cG
其方向如图五所示。 ]'=)2
.}
e(<st r>
（3）初步确定轴的最小直径 \}|o1Xh2
{fjdr
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 e0,|Wm
~o~!+`@q
查[2]表15-3取45钢的 #*UN >X
/PSd9N*=y
那么 z+n,uHs
_y}
T/I9
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。 LHo3
Niy.
XLrwxj0
（4）轴的结构设计 1 P!Yxeh
5l UF7:A>#
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 2HsLc *9{4
|}di&y@-JI
图三 `M^=
D&Bf
]z/8KL
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 4?q <e*W
KJaXg;,H
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 。 U ^5Kz-5.
f @|A[>"V
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 3!|;iJRH
%_%Q 8,W
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； TI,&!E?;
j~jV'f.:H
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 。 Ay0U=#XP
EWkLXU6t
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）。 %|q>pin2
=k^Y ?.
图四 D!Pq4'd(
) 9"_J9G
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 ?En O"T.
VKG&Y_7N
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。 m!tbkZHQn0
L"1}V
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 q(.sq12<<W
O
@j} K4
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。 "AsKlKz{B
P"IPcT%Ob%
（5）求轴上的载荷 'm FqE n
-~v2BN/
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 ，
e]$}-i@#
fPR1f~r
； ； $Y/9SV,
<oT^ A|JFj
图五 d\|?-hY`[
U4C 9<h&
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： 4gz
H8sF
}J:U=HJ
表一 - -HZX
;Q OBBF3HG
载荷 水平面H 垂直面V CUBEW~X}M
BW}U%B^.
支反力F #~2%)
9=8iy
w
弯矩M IoQEtA
"$+Jnc!!
总弯矩 ~=6xyc /c
M3c$=>
扭矩T T=146.8Nm d iL +:H
\IV1j)I"u
（6）按弯扭组合校核轴的强度： t^R][Ay&
mS$j?>m
根据[2]中公式15-5，即 )U7t
F4}]b(L
取 ，并计算抗弯截面系数 &_dt>.
Ui_8)z _
因此轴的计算应力 Ai =s e2
f_jo+z{-ik
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 hV8[@&Sx3
"d#Y}@*~o
，故安全。 A}G7l?V&
zZPuha8
（7）精确校核轴的疲劳强度 H]{v;;'~
}Z@ovsG
①、判断危险截面 ~:kZgUP_f
rzhWw-GY
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_BV:o9kL
5[k/s}g
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。 z&#SPH*
;4R$g 5-4X
②、截面2左侧： vM*-D{
TJ_$vI
抗弯截面系数 P k{_(ybaY
a
oD`=I*<
抗扭截面系数 [')m|u~FS4
`5cKA;j>b
截面2左侧的弯矩为 |o H,
"bFTk/
扭矩为 q >_/u"
rdl;M>0@
截面上的弯曲应力 dp A jR
q8X f eoUV
扭转切应力为 8;b( 0^
.0S~872
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； aktU$Wbwl
/\ y?Y
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 2Nu=/tMN
>:A ARx%
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 l P[w?O
jqWu
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 iEVb"w0 59
9oRy)_5Z(=
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； [pC$+NX
^=BTz9QM
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； H u\B"fdS
4x {0iav
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 k$R~R-'
=e/9 &993
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 ^1S!F-H4\
)IP,; <
③、截面2右侧： 7]U"Z*
Ed0QQyC@9
抗弯截面系数 1t:Q_j0Ym
G"-?&)M#a
抗扭截面系数 hv`~?n)D66
!POl;%\
截面2右侧的弯矩为 ~ZmN44?R
hEA<o67
扭矩为 JmF l|n/H
?x$"+,
截面上的弯曲应力 Lz`E;k^
AYt%`Y.!
扭转切应力为 W 3]_m8,Z
G! ]k#.^A,
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 )#BMTKA ^
5QW=&zI`=
表面质量系数 ； K$&s=Hm
X}=n:Ql'YY
故综合影响系数为 @G BxL*e
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