| 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 },r30` )Q
<}e2\x
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 mqw5\7s ?
\:>GF-Z(
原始数据 Ns?qL SN
>q W_%
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 Md!L@gX6<
5]C}0 44
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 <{$0mUn;s|
{+D
6o
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 =Xwr*FTr
s?qRy
2
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 ""A P-7
f P|rD[
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 f L3Px
CM$q {;y
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 luA k$Es
.KzGb4U
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 k jCXP
eN*=wOh
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 $raxf80A
?&qa3y)wX:
原始数据 Y&vn`#
l,z#
: k
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 SZ/}2_;
<i~O0f]
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 Gk"o/]Sf
\*>r[6]*&5
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 &/%A 9R,
c!,&]*h"k
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 !m7`E
x#wkODLqi
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 rL{3O4O
"EA6RFRD
工作．运输带速度允许误差为 5％。
$ f++n5I
Z )Imj&;
机械设计课程设计计算 'brt?oZ%
977%9z<h
说明书 <M d yz!
KyQO>g{R
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 ;3 N0)
|I; tBqN{u
目录 k,) xv?
<K^{36h
1. 设计任务书....................................3 uc0 1{t0,
HR.^
y$IE
2. 系统传动方案分析与设计........................4 Z%h _g-C
<>g X' te
3. 电动机的选择..................................4 }}R?pU_
U8f!yXF'
4. 传动装置总体设计..............................6 P}Yt T3. K
].=~C"s,a
5. 传动零件的设计计算............................7 (8Q0?SZN
*=sMJY9#jE
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 d|P,e;m-
kA u-=X
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 Ry$zF~[
'H19@b5rx
3） 链传动的设计计算........................... ...15 %l4;-x<e
LB(I^
6. 轴系零件的设计计算............................17 J^!2 F}:
xz$-_NWW
1） 轴一的设计.....................................17 UN
FQ`L
oFO)28Btv
2） 轴二的设计.....................................23 {Xw6]d
L|?$F* bs
3） 轴三的设计.....................................25 c e3 UB~Q
5Kadh2nz
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 A"S F^p
G_vcuCHm
8. 键联接的强度较核..............................27 &:>3tFQSH
\
oY/h T _
9. 轴承的强度较核计算............................29 n7|8`? R^
Z[ NO`!<
10. 参考文献......................................35 cuw 7P
I pp#{'Do
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 xj ?#]GR
[NxC7p:Lo
一、课程设计任务书 <W>T!;4!
gwA+ %]
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） @5[" L
TR<M3,RG#%
图一 %Tv2op
Jw 4#u5$$Z
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％。 wV6 04eO(
3} 7`?$ 5
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 *(,zPn,
8gHOs#\
运输链的工作速度(m/s)：0.8 /wR,P
hf JeVT-/v
运输链节距(mm)：60 /e :kBjysJ
5LF &C0v
运输链链轮齿数Z：10 <Jf[N=
wHR# - g'
二、系统传动方案分析与设计 C E|iu!-4
f@j )t%mh
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。 /<R[X>]<F
/q^\g4J
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。 =d*5TyAcu
%w3Y!7+
3. 系统总体方案图如图二： 9cn Lf#
G<$ N*3
图二 {f(RY j
^vY[d]R _\
设计计算及说明 重要结果 n^t!+
Wik8V 0(
三、动力机的选择 SWLt5dV
{@&%Bq*&
1.选择电动机的功率 <k'% rz
F1q6
3
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 mm:g9j
d7]~t|
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； 3F gTM (
\3WQ<t)W
Pw→工作机需要的输入功率，kW； aGml!N5'
&cSZ?0 R
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 TF %MO\!
6Bf aB:
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； wj{[g^y%
X-<l+WP
滚动轴承效率η2=0.98； t) l
MJ M<
链传动效率η3=0.96； Js'j}w
}{S+C[:_
圆锥齿轮效率η4=0.98； Fz {T;
;i,3KJ [L
圆柱齿轮效率η5=0.99； @~CXnc0
UbEK2&q/8
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 ms{iQ:'9
*hIjVKTu79
因此总效率 +pY-- 5t
$4:Se#nl
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 G -V~6
})y B2Q0
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而 ~zYk,;m
)>(ZX9diV
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 P[%nD cB
^N&@7s
2.选择电动机的转速 'w8p[h
(,
E<[ Y KY
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 z'9U.v'M)
2_Gb K-
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , Q#5~"C
c->.eL%
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 85_Qb2<'r
'B wv-J
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； e0UL r!p
~0Z.,p_
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； VZ$^:.I0
~X<?&; 6
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； Yy'CBIq#f
6E{(_i
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 ;~GBD]
<!q_C5>XJ
所以 ?U V|m
@y2cC6+'t
因此 ]P >c{
;R]~9Aan
3.选择电动机的类型 w/e?K4
n.=Zw2FE
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。 <~zPt &C]V
abw5Gz@Ag
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。 vP%}X EF
o]D YS,v
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。 ldn KV&N
9y*2AaxW
四、传动装置总体设计 8 GeJ%^0o}
mLfY^&2Pr
1.计算总传动比及分配各级传动比 M q='| 0,
U%n>(!d
传动装置的传动比要求应为 ,W B KN)%u
gh `]Ox A
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 .=zBUvy
&Qmb?{S0
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。 k8b5~A,
s6k(K>Pl
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。 *).!
%c@PTpAM
2.计算传动装置的运动和动力参数 Q^8/"aV\
X>%li$9J.
设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 *i {e$Zv'
mD%IHzbn
H
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 3+&k{UZjt
F!g;}_s9
1） 各轴转速计算如下 vxS4YR b
|rI; OvZ\
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。 urg^>n4V]
niyI$OC
2)各轴功率 <cxe
[X7gP4
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。 zt!7aVm
n
b94+GL U8b
3） 各轴转矩 $Gcjm~
rX0 ?m:&m
电动机轴的输出转矩 Qq%~e41e c
@1D3E =
五、传动零件的设计计算 `I8ep=VZ
~x^Ra8A
1、直齿锥齿轮的设计
#jsN
5uV_Pkb?8
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 w3# 0kl
-f*5lkO
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： [+L!c}#
4"UH~A;^
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 1bjz :^
V.ET uS;
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 hcM9Sx"!
E;, __
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； raZkH8
T \#Gc4
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； /|3~LvIt=
`KZu/r-M9
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 B6@q`Bmw.
!MVf(y$
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； %{rPA3Xoy
hl0\$
b、 小齿轮传递的转矩 ； uzT+,
bk&kZI.D
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； x4h.WDT$
9{e/ V)
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 GQjwr(
vz)R84
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； s>W :vV@
6"NtVfui
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 Y kE_7r(1
t/_\w"
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 fg lN _
* 3]2vq
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 ~0[(-4MA
zeq")A
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 "G ,,:H9v
E ;9J7Q
4
h、 小齿轮分度圆周速度v ~2 nt33"
O hRf&5u$
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； q<Qjc
e"*1l>g
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； lr[T+nQ
o5sw]R5
齿间载荷系数取 ； =qbN?a/?2
L8H:, } 2
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 P#Whh
vexF|'!}0#
故载荷系数 ； A,xPA
|i~-,:/-Y
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 /n6ZN4
on"ENT
模数 D?UURUR f
J"@ X>n
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 `'*4B_.
ExN $J
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； bBV03_*
{'[VL ;k
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； KhP_ U{)D
4[&&E7]EX
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 X
y`2ux+>/
Kv9FqrDj
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 & }0QnO_mj
mq:WBSsV
载荷系数K=2.742; %O f w"W
zY7M]Az
c) 分度圆锥角 ;易求得 edCVIY'1
zb4{nzX=
因此,当量齿数 Z {:;LC
GU9G5S.
根据[2]表10-5查得齿形系数 $CJf 0[|
" FhC"}N
应力校正系数 J#F HR/zV
v=+3AW-|v
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: /hmDeP o}
l' M/et{:
结果显示大齿轮的数值要大些; $tI<MZ&Z
b:r8r}49
ｅ、设计计算 Nd_A8H,&B
_~{J."q
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 ){z #Y#]dP
,3c25.,*
大齿轮齿数 ; D U)q]'[u
?.uh p
5) 其他几何尺寸的计算 ,fTC}> s4
7 '6 5+c[&
分度圆直径 F |y0q:U
B0A y
锥距 fAz4>_4
JiO8 EIM
分度圆锥角 q*,HN(& l?
3TLy m&
齿顶圆直径 [i.c;'Wy/
:8 `$Bb V
齿根圆直径 N6p0`
~3%\8, 0
齿顶角 oM ^vJ3
mF!4 *k
齿根角 =R 4]Kf
{O).!
当量齿数 _(~LXk^C
3Nwix_&S
分度圆齿厚 auX(d -m
*JZ9'|v_H
齿宽 tS5J{j>T
=Ti@Y
6) 结构设计及零件图的绘制 KHx;r@ {<
M;'GnGFf
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. |uz\XK
=./PY1 0'
零件图见附图二. w8j pOvj
,)!%^ ~v
2、直齿圆柱齿轮的设计 ePl+ M
R]Z#VnL@qz
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 ； {oF;ZM'r
Y,yU460T8
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。 KF@%tR}V{
VAjl?\}6
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。 `F1Yfm
jZT
{06ClI
4）材料及精度等级的选择 n[qnrk*3
%
_3N,oCRm
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）。 8' '1H<f
6(t'B!x
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。 QmGK!
H>3
WBJn1
5） 压力角和齿数的选择 H^`J( J+
z. \\ m;s
选用标准齿轮的压力角，即 。 &'i>d&
\fSruhD
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? $!!y v'K
{iq^CHAVK
取 。 <0hVDk~
'/ Vm[L$d
6） 按齿面接触强度设计 nRw.82eK.
zVe,HKF/
由[2]设计计算公式10-9a，即 s! yD%zO
5T9[a
a. 试选载荷系数 ； p[%~d$JUq
[AFGh
L+t3
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： lA4J#
r 4gLoHD)
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； r3OtQ
yLnTIE 3)
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； nehk8+eV_
.wWf#bB
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 RtxAIMzh?
Dp#2 7Yzc
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 qh&KNJ>1
1|G 5 W:
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； qPUACuF'
<&B] p
h. 计算接触疲劳许用应力: C R't
MIZ!+[At
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 W$l4@A
"]'W^Fg
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, qT4`3nH:
0|0IIgy
j. 计算圆周速度 j\Fbi3H
H.l
WHM+H4
k. 计算齿宽b [!} uj`e
"
;8kKR
l. 计算齿宽与齿高之比 FcOrA3tt
6 73G6Nk
模数 UN^M.lqZX
+:c}LCI9<
齿高 AGVipI #
kZ:~m1dd
所以 h4ghMBo%
Spo[JQ%6
m. 计算载荷系数 *_Pkb.3R
{cw+kY]m4-
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; cj[%.M5iBA
'$ G%HUn
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; gKPqU @$*
0d`l ugf
由[2]表10-2查得使用系数 ; %6@m~;c0
1'k,P;s
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 ZQ_~
L!ot
E`iE]O
代入数据计算得 sP8_ Y,
@Hp=xC9V
又 , ,查[2]图10-13得 3+M+5
)$2h:dw_
故载荷系数 z KG]7
@XKVdtG
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 G#'G9/Tm
AIA4c"w.EO
ｏ、计算模数m $')Uie<!8
5Ak>/QF9
7) 按齿面弯曲强度设计 ~@D!E/hZx
2&F H8
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 `M_w^&6+n
lJ4/bL2I/
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； p!K]c D
~~WX#Od*$
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 7{f{SIB
s!
sG)AR.J
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 %Vsg4DRy
;AarpUw'
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K )Vx C v
`{S4_'
e.查[2]表10-5得齿形系数 @#5?tk0
k@2@%02o9C
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 jouT9~[L'
N bhQ-
小齿轮 Yb>A?@S
')E4N+h/
大齿轮 O'W[/\A56M
"I[u D)$
结果是大齿轮的数值要大； B]cV|S|
I;?np
g.设计计算 H^w Inkf>
=$vy_UN
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。 N*>&XJ#
th|TwD&mO
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 ； zLV k7u{e
jR,3 -JQ
8） 其他几何尺寸的计算 `[.4SIah
5%XEybc2
分度圆直径 K9euNa
!tv+,l&L
中心距 ； N< 7
%; tBWyq}_
齿轮宽度 ； VWE`wan<
(C8r^m|A
9）验算 圆周力 EN2/3~syO-
L@LT *M
10）结构设计及零件图的绘制 tp=/f
!bv
$8Y|& P
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 4>I;^L Hn
Z "g6z#L&
3、链传动的设计计算 :jioF{,
nL-kBW Ed>
1.设计条件
W &Gt^5
_f~m&="T!
减速器输出端传递的功率 /s~&$(d59o
Av^<_`L :
小链轮转速 sD`OHV:
)1S"D~j-
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 Q?TXM1Bp
8 n)3'ok
2.选择链轮齿数 ,*'aH z
t:.ZvA3
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 。 dW>$C_`?
5X"WgR;
3.确定链条链节数 u NRT@@oCq
7[u$ !.4{*
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 Pi:=0,"XOp
B(|dT66K
取 （节） @je vY81)
AIa#t#8${
4.确定链条的节距p LS4|$X4H`!
Z Ro-=/1
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 maTZNzy
eMV@er|
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 p?zh4:\F+
[E/}-m6g
齿数系数 Kw ^tvRt'*
N: Z f4
链长系数 5!)_" u3
bZsg7[: C
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 9F"Q2^l'
z ''-AH,
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。 Um 'r6ty
[v$NxmRu
5.确定链长L及中心距a IB+) 2 `
Ghpk0ia%d
链长 o{&UT VyGs
:},/ D*v
由[2]公式9-20得理论中心距 rCa2$#Z
2r|!:^'?W
理论中心距 的减少量 Tx'ctd#Y
hPHrq{YZ
实际中心距 y3vm+tJc{
rv?d3QqIC
可取 =772mm Ho:X.Z9A^
T{%' "mm;
6.验算链速V XUyoZl?
=wy 3h0k^
这与原假设相符。 E5b JIC(
';z5]O~
7.作用在轴上的压轴力 {? dW-
rX<gcntv
有效圆周力 ]XH}G 9X^
hj.Du+1
按水平布置取压轴力系数 ，那么 CxOBH89(
Ag!#epi{0
六、轴系零件的设计计算 8/y~3~A{D
$i blLZhj
1、轴三（减速器输出轴）的设计 f1RfNiW.
> WW5A py[
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： c.\J _^
P00pSRQHD
（2）求作用在轴齿轮上的力： 3[jk}2R';p
cs%NsnZ
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 O<x53MN^
RO"*&o'K'
径向力 69v[* InSd
*0^t;A+
其方向如图五所示。 d[9NNm*htC
PUN.nt
（3）初步确定轴的最小直径 ] PnE%
q$Ol" K@
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 E5%ae (M^
!\NKu1ta
查[2]表15-3取45钢的 adJoT-8 P6
D^ Z~>D6
那么 GZN@MK*co
%V$ujun`
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 JAA P5ur
`f:5w^A
（4）轴的结构设计 Z6cG<,D Q
T_}\
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 Xm`K@hJ@
^/Hj^4 ~_U
图三 .~5cNu'#m
y(RbW_
?
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 P-~Avb
|yI?}zyR
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 ]sjOn?YA+
r,6~?hG]
b、由于齿轮主要承受径向力，故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组，标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承，其尺寸为 ，故 ! UUh7'W4u
,gU9y wg
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； rr4yJ;qpeP
^;YD3EZw
c、取安装齿轮处轴段的直径 ；齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，该轴段长度应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，则轴肩处的直径 ；轴环宽度 ，故取 。 [,5clR=F
>?e*;f$VdJ
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）。 ej<z]{`05
[j um q1
图四 !9o8v0ZI
q0y ?$XS
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm，锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm（参看图一），考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm；已知深沟球轴承的宽度B=25mm，大锥齿轮轮长 ，那么 2
;B[n;Q{
raJyo>xXb5
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接，根据 由[1]表4-1查得平键截面 ，键槽长度为50mm。 fWm;cDM
H
Iz{AA-
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 lQ+-g#`
`bC_J,>_
根据轴端直径，参考[2]表15-2取轴端倒角为 ；各轴肩未注圆角半径为R1.6，如轴结构与装配图四。 N&>D/Z;"
TU. h
（5）求轴上的载荷 y6j TT%
Pq4sv`q)S
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁，轴的支承跨度 ， {{DW P-v4
%)aDh
}
； ； rWvJ{ -%
f:utw T
图五 P7Y[?=' v
TOuFFR
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： MoF Z
uC;@Yi8
表一 IaF79}^
o4Ba l^=[
载荷 水平面H 垂直面V <n`|zQ
uIPR*9~6o
支反力F (p2a{v}fEz
5y~[2j B:
弯矩M L`p[Dq.
j"dbl?og
总弯矩 fAm2ls7c
Ar$LA"vu4
扭矩T T=146.8Nm SVHtv0Nx
KG?]MVXA
（6）按弯扭组合校核轴的强度： := 8vy
AuCVpDH
根据[2]中公式15-5，即 %SE g(<
BZBsE
:(F
取 ，并计算抗弯截面系数 {J]|mxo
?\yo~=N^
因此轴的计算应力 c2U>89LlZ
F ,bl>;{[{
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 68SM br
MoA{ /{
，故安全。 Uwp
+w
3,[2-obmi
（7）精确校核轴的疲劳强度 fS ~.K9
xI@~I g
①、判断危险截面 _pS%tPw
NR*SEbUU*
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。 "Wm~\)t(
W)#`4a^xj7
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。 $o/ >wgQY-
#^ 9;<@M
②、截面2左侧： FMn&2fH
cabN<a
l
抗弯截面系数 3\{Sf /#
E ( @;p%:
抗扭截面系数 tX251S
Cu:Zn%
截面2左侧的弯矩为 -?W @-*J
aW"!bAdx`,
扭矩为 \ax%I)3
2An`{')
截面上的弯曲应力 vrzX%'
d <' xpdxc
扭转切应力为
qR qy
LzR iiP^q
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； F :S,{&jB
0?SLRz8
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 _sVs6 AJ
v=tj.Vg
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 }&DB5M
"ILWIzf.]
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 "Vq]|j,B/c
C8E C ?fSQ
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； 5vf t} f
y.p 6%E_`
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； P]"d eB|
T-C#xmY(
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 <z uE=0P~%
z,FTsR$x
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 KC:4
!y-2#
③、截面2右侧： kQVD C,d
Wi[m`#
抗弯截面系数 ,6;xr'[o*
Pzp+I}
抗扭截面系数 9 9 "[b
xDJ+BQ<1A
截面2右侧的弯矩为 W Gw!Y1wq
_/ }Hqh
扭矩为 6_<s=nTX
RO{@RhnV
截面上的弯曲应力 HNy/ -
"6N~2q,SW
扭转切应力为 b"nG-0JR
QW~5+c9JJ
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 pAil]f6
:%#r.p"6x
表面质量系数 ； f[Fgh@4cj
nFe` <Al$N
故综合影响系数为 [.;%\>Qk<
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