| 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 U9sub6w 6
~EkGG
.
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 uOqDJM'RM
pcTXTy 28
原始数据 C\@Y H]
}M@Jrq+7
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 QjN3j*@
Mf13@XEo
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 V="f)'S$
}(}vlL
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 ^l9
*h
MJpTr5Vs
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 zGz'2, o3
Nh/ArugP5P
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 Pm;*Jv%
<f{`}drp/
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 [7w_.(f#
9sU, .T
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 jAHn`Bxz
h,?Yw+#o"
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 H4A+Dg,
Cs=i9.-A
原始数据 *]?YvY
D|'Z c &
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 vg1s5Y qk
)?y"NVc*
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 ui0(#2'h%
z4:09!o_
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 BTtYlpN6
6.=1k
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 T7_rnEOO
oioN0EuDk
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 _tJURk%
tO3 B_zC
工作．运输带速度允许误差为 5％。 wk/U"@lq
ED&KJnquWJ
机械设计课程设计计算 RVy 87_J1
< _uv!N
说明书 30`H
X v@
SYLkC
[0 k
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 -ou L 4
e}w!]
目录 K%_JQ0`
OZ9j 3Q;a$
1. 设计任务书....................................3 rn*VL( Yd(
P"<ad
kr
2. 系统传动方案分析与设计........................4 `P*j~ZLlXN
iAhRlQ{Qu
3. 电动机的选择..................................4 1 H@F>}DP
-q|M=6gOs
4. 传动装置总体设计..............................6 T5G+^XDA
1uzf V)
5. 传动零件的设计计算............................7 $7g(-W
"+Rm4_
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 b~echOj
PmTd+Gj$
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 $"1&!
mz '8
3） 链传动的设计计算........................... ...15 lph_cY3p
THZ3%o=X
6. 轴系零件的设计计算............................17 Np_6ZUaqz
y+h=x4t
1） 轴一的设计.....................................17 gRSG[GMV
K?WqAVK
2） 轴二的设计.....................................23 ]z NL+]1_
Fd'L:A~
3） 轴三的设计.....................................25 I !~Omr@P
AP@d2{" m}
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 8yl /!O,v
A(5?
ci
8. 键联接的强度较核..............................27 ]P ^ +~
[r'M_foga*
9. 轴承的强度较核计算............................29 V4D&&0& n
:{<HiJdp
10. 参考文献......................................35 4f5$^uN$qA
L.[2l Q
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 ' 'N@ <|
vkLG<Y
一、课程设计任务书 c8M N o'h
X_2I4Jz]6
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） so?1lG
iqYc& }k,
图一 v-qS 'N 4
Z O^ +KE"
2.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动；使用期限为10年；小批量生产；两班制工作；运输链工作速度允许误差为 5％。 9G9lSj5>
F T6cOMu
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 t &]IgF
G#>X~qk()
运输链的工作速度(m/s)：0.8 eS|p3jk;
u@Lu.t!],
运输链节距(mm)：60 uOx$@1v ,
b%F*N r
运输链链轮齿数Z：10 lQjq6Fl2
DJ. Ct4
二、系统传动方案分析与设计 z=sqO'~
Qzv_ |U
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。 Ws(>}
qjy
h&{pMmS3,
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。 : OM>z4mQ
] $ *cmk(Y
3. 系统总体方案图如图二： A{vG@Pwc:
z? ^p(UH
图二 +Xk!)Ge5E*
rO~D{)Nu
设计计算及说明 重要结果 2ou?:5i
Z8W<RiR
三、动力机的选择 2},}R'aR
U?>cm`DBP
1.选择电动机的功率 d8>D=Ve
bH&H\ Mx_k
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 \l~h#1|%;s
sAxn
;
`
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； (g\'Zw5bk
8V n Z@*
Pw→工作机需要的输入功率，kW； 6Jm4?ex
T+fU +GLD
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 Q=[&~^ Y)
d=pq+
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； 8b/yT4f
Q1rwT g \
滚动轴承效率η2=0.98； ;Ba f &xK
$f%_ 4 =
链传动效率η3=0.96； 6S(3tvUr
f &H` h
圆锥齿轮效率η4=0.98； uf6{M_j XZ
]=/f`
圆柱齿轮效率η5=0.99； S}+n\pyQ
Jad '8}0J
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 +W}f0@#)<
& 3gni4@@
因此总效率 Qk6F K]buV
vDemY"wz
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 ~b +> o
4 ClW*l
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而 1+]e?
CA3.fu3(p
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 #Jn_"cCRLx
pq@ad\8
2.选择电动机的转速 gaJS6*P#
L6FUC6x"
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 jooh`| `P
|Q{ l ]D
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , "_^FRz#h
#M:W?&.
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 c;Li~FLR
:%B o)0a9
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； T+\BX$w/4e
N%0Z>
G
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； ) , n?"
sbRg=k&Ns
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； rh+OgK i
\"5 \hX~dS
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 6ik6JL$AI
"k+QDQ3=
所以 JO
_a+Yl
'?QZ7A
因此 JL <}9K
#pf}q+A
3.选择电动机的类型 4X^0 :.bT&
NY_Oo!)3
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。 S"lcePN
( \]_/ W
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。 ': HV9]k
bo]k9FC
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。 /OViqZ;9
tJ 6:$dh
四、传动装置总体设计 <Wl!
Qog'
:r|dXW
1.计算总传动比及分配各级传动比 {|a'
=I#2
GU= h2LSi]
传动装置的传动比要求应为 l9n 8v\8,o
BV<LIrAS
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 *G=n${'
wTO B'
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。 eM8u
;i
4p F%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。 /H\ZCIu/7
Am- JB
2.计算传动装置的运动和动力参数 L -Z1Xs
~,ac{%8 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。
}UX >O
H>M0G 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 Qg3
-%i/@
!j\ yt
1） 各轴转速计算如下 wj Y 3:S~
c!s{QWd%
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。 P4s:wuJ^
B~ z&
"`
2)各轴功率 X^"95I c
D`Fl*Wc4H
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'n=@U@(
e=Yv M g
3） 各轴转矩 %2V_%KA
>/S lk {
电动机轴的输出转矩 c D7q;|+
;Iw C`!(#
五、传动零件的设计计算 ?eeE [F
89~) nV)
1、直齿锥齿轮的设计 cJL>,Z<|%
V[CS{Hy'
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。 QRx' BY$5
{n{
j*+
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： xqLLoSte
cLX~NPD/
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）。 =TU"B- *
_8t{4C
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。 :*Sl\:_X)
2g|+*.*`
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 ； }[? X%=
5q@o,d
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； i $#bg^
s!uewS.
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 1NA >W
-S Z^;t
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； qJUu9[3'm
Bz]j&`
b、 小齿轮传递的转矩 ； WY #pzBA
<{:$ ]3
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； XP~4 jOL]
x>7}>Y*(
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 H"].G^V\6
`G6Nk @9 .
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； `UGHk*DL)
pv;}Sv$
]-
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 D<C ZhYJ
[iB`- dE,
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 dKi+~m' w
AI/xOd!a
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 ?HAWw'QW
J_<ENs-
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 @'jC>BS8`
m<hR
Lo
h、 小齿轮分度圆周速度v gVEW*8
_T)dmhG
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； >ouHR*
mO(m%3
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； ;WWUxrWif
BbnY9"
齿间载荷系数取 ； 2:Zb'Mj
5$`ihO?
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 grp1nWAs
Xq` '^)
故载荷系数 ； Vd1.g{yPV
P0Z1cN}
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 $
nx&(V
a}c .] zm]
模数 ? L|m:A`
LSs!U
3"
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 S{XV{o
L*"Q5NzB]
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； !:'%'@uc
5~5d%C^3k
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； =I-SQI8
/n"Ib )M
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KD11<&4_x
q$Gf9&Z O
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 Z ^zUb
* _)xlpy
载荷系数K=2.742; h%|Jkx!v-t
)#%k/4(Y
c) 分度圆锥角 ;易求得 }uz*6Z(S
KU|dw^Y k
因此,当量齿数 oj/, vO:QT
1O"7%Pvw
根据[2]表10-5查得齿形系数 URz$hcI8
4 Z .G
应力校正系数 eZ'J,;
B b_R~1
l
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: ]2`PS<a2
+]
s"* 'V$
结果显示大齿轮的数值要大些; +l+8Z: i<
vN=e1\
ｅ、设计计算 38ChS.(
yj13>"n h
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 8+5 z -vd
z%Pbs [*C
大齿轮齿数 ; sN]O]qYXJ
J5b>mTvb
5) 其他几何尺寸的计算 3GqvL_
-HutEbkjx
分度圆直径 $iu{u|VSu
zGjf7VV2a
锥距 2Z!%Q}D o
E`]lr[
分度圆锥角 0.7* 2s-
wcD Hx#~
齿顶圆直径 w 7GF, a
t6V@00M@
齿根圆直径 sq1Z;l31"
zX *+J"x
齿顶角 X2^`Znq9
XMzL\Edo
齿根角 Hyx%F N=
RR R'azT
当量齿数 b~uz\%' 3
9U$n;uA
分度圆齿厚 DG1C_hu
i
9,g &EnvG
齿宽 DY<Br;
B]jN~CO?
6) 结构设计及零件图的绘制 M`^;h: DN^
S,A\%:Va
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. <4V]>[{W
WPLM*]6
零件图见附图二. $w!; ~s
yv2BbrYyy
2、直齿圆柱齿轮的设计 0tV " X
qo{2 CYG\+
1）设计已知：齿数比u=2.5；小齿轮转速 ；输入功率 ；传递的转矩 ； ?L.c~w; l
;/.ZjTRw
2）齿轮传动的主要特点是：效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定，但制造和安装精度要求高。 g!%C_AI
5 7W4E{A
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 H3<
`
~ &)
4）材料及精度等级的选择 g_{hB5N](7
DSiI%_[Ud
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 cEzWIS?pp\
cu&tdg^q
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 96M?tTa
;;4xpg
5） 压力角和齿数的选择 tu(k "'aJ
%*d(1?\o
选用标准齿轮的压力角，即 。 >(>Fx\z}
NKae~ 1b
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? B1\@ n$
nU]4)t_o\
取 。 T^'NC8v
5G-)>
6） 按齿面接触强度设计 dn o=C
Q 5R7se_
由[2]设计计算公式10-9a，即 ,1>A Bz
sA6Ku(9
a. 试选载荷系数 ； <3]Qrjl
,b
;Kb]v\C :
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： TM_ MJp
GUUVE@Z
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； M+R xt.~6
%) -5'l<
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； t%jB[w&,os
6wV{}K^0
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 。 tg%U 2+.q
P(N $U^pj
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 i7^_y3dG
ep]tio_
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； xv!
Q O
[3":7bB 'E
h. 计算接触疲劳许用应力: JvFU7`4@
(bP\_F5D
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 wr\d5j
TRQX#))B
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, )KvQ aC
q*Xp"yBTo
j. 计算圆周速度 ?kvc`7>
enu",wC3
k. 计算齿宽b z1oikg:?4
<{\UE~
l. 计算齿宽与齿高之比 B@w Q [
_J}vPm
模数 VU>s{_|{
/?b<}am
齿高 $~,]F
"Q*Z?6[Z
所以 WZ"g:Khw
'WH@Zk/l
m. 计算载荷系数 9gMNS6D'b
l\l\T<wa,
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; kTQ`$V(>&
!" E&Tk}
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; h 9V9.'
^0 t81,`
由[2]表10-2查得使用系数 ; MmOGt!}9A
+M9= KVr
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 X/,4hjg
Xg#g`m%(M
代入数据计算得 GiBq1U-Q
9.5hQZ
又 , ,查[2]图10-13得 B^(0>Da\
r\+AeCyb"p
故载荷系数 $jb3#Rj4
m{ gK<T
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 ilv6A9/
Kb%j;y
ｏ、计算模数m bA#E8dlC_
;(3fr0cr:
7) 按齿面弯曲强度设计 !ViHC}:
3"'|Ql.H
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 8<u_ wt@
ZMJ\C|S:
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； tZ1iaYbvV
F0Xv84:O
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 d87pQ3e:&
hIa@J EIt
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 N i ^pP@('
*>.~ f<V
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K 6<A \U/
aisX56Lc
e.查[2]表10-5得齿形系数 ee&QZVL>
,<zZKR_
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 r2Q C$V:0
"z^Ysvw&~
小齿轮 d; @Kz^
=1n>vUW+J
大齿轮 \`x'r$CV
'dj}- Rs
结果是大齿轮的数值要大； iZ[o2Tre
t]FFGnBZ
g.设计计算 4BuS?
#_
xPqpNs-,
结果分析：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。因此，可取弯曲强度算得的模数1.802，并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 -tx)7KV-
7w )#[^
按接触强度计算的分度圆直径 ，算出小齿轮齿 ，圆整得 ；大齿轮齿数 ； f7OfN#I
u
` 9Eh;
8） 其他几何尺寸的计算 oq]KOj[
'ESy>wA{y<
分度圆直径 r3ZY` zf
!0`ZK-nA6
中心距 ； aI|)m8 >)X
wlKpHd*
齿轮宽度 ； hFa \x5I5
#f/-i u=L
9）验算 圆周力 1; L!g*!E
*Gu Cv3|
10）结构设计及零件图的绘制 ?vf{v
r~nrP=-%
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 zGZe|-
1aYO:ZPy
3、链传动的设计计算 e~rBV+ f
l W&glU(
1.设计条件 3 ;.{
O%bX
Q;r 0#"
减速器输出端传递的功率 */\dH<
D (qT$#
小链轮转速 > tP/"4c
[W{`L_"
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 =]W{ u`
r(v k2Qy
2.选择链轮齿数 :Np&G4IM>
!;CY
@=
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 。 $BH 0W{S
@292;q i
3.确定链条链节数 5+%BZ
+<
BAJWU
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 G=Ka{J
GUat~[lUrj
取 （节） ! h9 An
7\{<AM?*
4.确定链条的节距p N@)4H2_u \
SCxzT}#J
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 {2Gp+&
@gX@mT"
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 -]'Sy$,A
<\zb*e&vr
齿数系数 zKV {JUpG
%_tL}m{?
链长系数 ` S85i *
k7y!! AV
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 fXL >L
bk4% lYJ"
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。 PI0/= kS
sOJ"~p
5.确定链长L及中心距a d\Dxmb]o
y'pG'"U]_
链长 3Q`'C7Pi
h r6f} 2
由[2]公式9-20得理论中心距 M5) 6|T
iQa Q"s
理论中心距 的减少量 pM
VeUK?
Pi*,&D>{7
实际中心距 & a:>P>\
IHagRldG
可取 =772mm `hH1rw@7<
/[EI0 ~P
6.验算链速V 9pjk3a
m?B@VDZ
这与原假设相符。 o_G.J4 V
U}Hmzb
7.作用在轴上的压轴力 Q_uv.\*z_
,sLV6DM
有效圆周力 ]U xx_1$,
54 }s:[O
按水平布置取压轴力系数 ，那么 U_I'Nz!^ t
I|R9@
六、轴系零件的设计计算 $~ItT1k_
_r,# l5~U
1、轴三（减速器输出轴）的设计 'mmyzsQ \6
g?@( +\W
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： QCtG #/
-@#AQ\
（2）求作用在轴齿轮上的力： V J1 `&
.)W8
U [
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 !EKF ^n6
uNx3us-
径向力 /-4%ug tD$
_wHqfj)
其方向如图五所示。 Vx#xq#wK
?NHh=H\7u
（3）初步确定轴的最小直径 92} , A`=
_N <qrH^;
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 ~KX!i
8+X
TkQ05'Qc
查[2]表15-3取45钢的 ,e, fOL
8o4
vA,
那么 u(REEc~nj
MOO L=Um3
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。 1P[!B[;c
oHa6fi
（4）轴的结构设计 * |,V$
g\jdR_/
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 '{Ywb@Bc
S:R%%cy
图三 p6ZKyi
6w@l#p
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 E&"bgwav{(
12rr:(#%s
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 。 3[ Z? `X
I=lA7}
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 ;>Kxl}+R
f:BW{Cij;y
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； 5B@&]-'~
Y#rao:I
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 。 ;>YJ}:r"\
NVOY,g=3X
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）。 {cG&l:-r
46$5f?Z
图四 ,':?3| $c
b2:CFtH 5
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 GadD*psD2
<K2 )v~
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。 ,NVQ C=
]i{-@Ven
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 $osDw1C
*VL-b8'A<
根据轴端直径，参考[2]表15-2取轴端倒角为 ；各轴肩未注圆角半径为R1.6，如轴结构与装配图四。 b
~F8 5U2
-o=qYkyLK
（5）求轴上的载荷 1s1$J2LX
T@f$w/15
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 ， >pn?~
:]?I| .a
； ； /oh[ Nu1D
%)]{*#N4
图五 @m w1(J
g.z/%Lp K
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： AC
3 ;i
4S+P]U*jW
表一 sx|=*j,_
,.DU)Wi?}
载荷 水平面H 垂直面V M|e @N
T} U`?s `)
支反力F 6 R"& !.ZF
\GB v @
弯矩M q?JP\_o:
A.(Z0,S-i
总弯矩 0~"{z >s '
(?oK+,v?L
扭矩T T=146.8Nm OCF= )#}qd
@0 +@.&Z
（6）按弯扭组合校核轴的强度： _>*TPlB
UKn>.,
根据[2]中公式15-5，即 \iO
,y:
VYik#n>|Gp
取 ，并计算抗弯截面系数 7)<&,BWc
qJrK ?:O;
因此轴的计算应力 [& "`2n
lP0'Zg(
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 >~2oQ[ n
T&cf6soo
，故安全。 C+jlIT+
$xNZ.|al
（7）精确校核轴的疲劳强度 w8$ 8P
A"d=,?yE
①、判断危险截面 51 l :
,n^{!^JW
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。 ~xkcQ {
r
",..{
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。 HZ )z^K?1
RQ!kVM@
②、截面2左侧： 3Vs8"BFjz
h 5<46!P
抗弯截面系数 bRfac/:}
|!,;IoZ
抗扭截面系数 ?7 *.S Lt
k_/*> lIZY
截面2左侧的弯矩为 =YOq0
,F!z ZNW9
扭矩为 }k~ih?E^s
!%?O`+r
截面上的弯曲应力 /R!:l l2
~5q1zr )E
扭转切应力为 ot($aY,t
<Y:{>=
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； wQEsq<
QVJq% P
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 #p*D.We
|6v
$!wBi
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 F2QFQX(j
l|9' M'a
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 <A^sg?s<'
3K!(/,`
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； L `NY^
xh K8Q
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； X6 *4IE
9kHV WDf
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 ~t^
Umx"Ew
SMoJKr(:w#
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 ,sI<AFI
;x%" o[[>
③、截面2右侧： /#jH #f[
X dh2
抗弯截面系数 2*Z k^h=
Pm&h v*D
抗扭截面系数 =H Ma<"-8
' Dp;fEU$
截面2右侧的弯矩为 UE8j8U'L
R!f<6l8#W
扭矩为 YLJ^R$pi
7 zM9K+3L
截面上的弯曲应力 ttOk6-
MH=7( 15R
扭转切应力为 *:bexD H
v Md3#@
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 50_[n$tqE
v%:VV*MxF
表面质量系数 ； A:y HClmn
c+ D <
故综合影响系数为 bTU[ E
|
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