| 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 94lz?-j
r+a0.
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 h.xtkD)Y~
S`h yRw
原始数据 OFZo"XtF
( ul_bA+
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 [ mo9?
> =Na, D
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500
yi<H }&
c O dgBi
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 fTG VG
d-I&--"ju
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 /9ZU_y4&3f
F{e I[A
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 6^ ,;^
gS!zaD7Nr
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 ZkF6AF
PSU}fo
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 N3\vd_D(
pvdCiYo1r
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 O]?PC^GGY
j^m pkv<P
原始数据 Hw,@oOh.
0>ce~KU
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 Ime" }*9
;y-sd?pAk
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 4V'HPD>=V
E_#?;l>
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 ;esOe\z jE
O_ v*,L!
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 kK.[v'[>&
C/ q!!
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 jaQH1^~l/-
mpd ?F 'V
工作．运输带速度允许误差为 5％。 2u(G:cR
1/J6 <FVq
机械设计课程设计计算 lLS7K8;4W
<sls1,
说明书 wQ81wfr1:
8"o@$;C
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 -[[( Z x
7\yh<?`V8
目录 +t J 7Z R%
xc H&B %;f
1. 设计任务书....................................3 Cl!9/l?z
gmZ] E45
2. 系统传动方案分析与设计........................4 I8uFMP
M[(pLYq:
3. 电动机的选择..................................4 w[AL'1s]
>~_)2_j
4. 传动装置总体设计..............................6 Gr#WD=I-}
.aR9ulS
5. 传动零件的设计计算............................7 iU AY
I+
Y{_yw"f
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 <LN 7 +7}
&0 xM 2J
2） 圆柱齿轮的设计.................................11
UqNUX?(
$=) Pky-~
3） 链传动的设计计算........................... ...15 A WJA?
hw(\3h( )
6. 轴系零件的设计计算............................17 l]OzE-*$b
F< XOt3VY.
1） 轴一的设计.....................................17 SmIcqM
YrV@k*O*
2） 轴二的设计.....................................23 c94 =>p6
4u+0 )<
3） 轴三的设计.....................................25 5{ bc&?"
dqs ~K7O^E
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 gd*2*o$g(
2_y]MXG+%
8. 键联接的强度较核..............................27 : q?#$?
T^(> 8/O
9. 轴承的强度较核计算............................29 N$x&k$w R
Pc2!OQC'""
10. 参考文献......................................35 3bYjW=_hA
8;r #HtFM
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 }}i'8
Q$v00z]f*
一、课程设计任务书 *3r s+0
S0Q LM)
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） tW/g0lC %
][
I OlR
图一 JWI Y0iP
8-Y*b89
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％。 `;J`O02
8B:y46
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 zX4 RqI
<r.QS[:h
运输链的工作速度(m/s)：0.8 bWAa:
r
oJ\g0|\qwe
运输链节距(mm)：60 Hd\V?#H
)c{>@WM~
运输链链轮齿数Z：10 e-`.H t
oV0T
二、系统传动方案分析与设计 .JXEw%I@
J\Pb/9M/
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。 ^`'\eEa
YE~IO5
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。 T+ZA"i+
q.`< q
3. 系统总体方案图如图二： j<*7p:L7_>
8 O9^g4?
图二 g"1V ]
gVfFEF.
设计计算及说明 重要结果 y>aO90wJ
t4_yp_
三、动力机的选择 rs{)4. I
@6>Q&G Yqt
1.选择电动机的功率 "Zgwe,#
LJ/He[r|[
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 ]yf?i350
{x_.QWe5
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； k8+ J7(_c
m6ge
%
Pw→工作机需要的输入功率，kW； g2|Myz)
s X%n` L
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 n?EgC8b9
CW
&z?B ra
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； xR0T' @q
gM3:J: N
滚动轴承效率η2=0.98； UPuoIfuqI
CL rX!JV>
链传动效率η3=0.96； kP
]Up&'
H`CID*Ji
圆锥齿轮效率η4=0.98； p"ytt|H
)R JEOl1
圆柱齿轮效率η5=0.99； d&j
5g7@Dj,.
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 Gaix6@X6'
!{lH*
因此总效率 k8w\d+!v
q Q\j
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 | 3'
:-1|dE)U
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 32YbBGDN!f
7Z6=e6/\
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 S[Du
>
g g/`{
2.选择电动机的转速 RuPnWx!
|\,OlX,
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。 |./mPV r
"?8)}"/f
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 , nuce(R
!zA@{gvEc
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 R
BYhU55B
{X ! OK3e
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； ']M/'CcM
BQ-x#[ %s
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； 9kL,69d2
JVc{vSa!rm
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； n|i:4 D
:vi W
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 FdU]!GO- X
W XQ @kQD
所以 Su#0 F0
}Hg G<.H>
因此 QNNURf\[(
] ,|,/~
3.选择电动机的类型 -k'<6op
@oXGa>Ru
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。 vS gT36ZF
/v{+V/'+
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。 =nEP :7~{
wI.aV>
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。 S6~y!J6Ok4
EZUaYp ~M
四、传动装置总体设计 m^A2
8X7
yM_/_V|G
1.计算总传动比及分配各级传动比 +}:Z9AAMy
LF dvz0
传动装置的传动比要求应为 8D*7{Q
-Jd|H*wWo
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 ,Z `}!%?
Rh=" <'d
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。 1/DtF
1By tu >2
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。 3?93Pj3oPt
$WA wMS,
2.计算传动装置的运动和动力参数 R5HT
EB
~1G^IZ6
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。 'HA{6v,y
;UdM8+^/V]
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 )G P;KUVae
{R1]tGOf
1） 各轴转速计算如下 }M07-qIX{
^~4]"J} ;M
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。 v+ $3
{oQs*`=l>
2)各轴功率 15:9JVH3D
x9lA';})
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 j<AOC?
G]lGoa}]`u
3） 各轴转矩 y_X6{ }Ke
j\}.GM'8
电动机轴的输出转矩 HE}0_x.
J;4x$BI
五、传动零件的设计计算 JVAyiNIH>M
8JLf @C:
1、直齿锥齿轮的设计 E$"NOR
:6Ri% Nb
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 J= A)]YE
[YvS#M3 T
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： f ;E#CjlTL
I;4quFBlMu
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 Ez1eGPVr
PT>b%7Of
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 J/] %zwDwS
P(T-2 Ux6
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； GcO2oq
jg$qp% 7i%
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； 7L~ *%j
rm-d ),Zt
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 %&L1 3:
,_V V;P
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； y ##h(y
X,Ql6uO
b、 小齿轮传递的转矩 ； s &7 3g0$$
CCTU-Xz/
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； qd a 2
x?AG*'
h&
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 #Y5k/NPg
& d6@ SQ
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； O:?3B!wF
zt VTXI%Kz
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 e!VtDJDS
o N032o?S
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 'rhgM/I
uw mN !!TS
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 *'((_ NZ>
15ailA&(Qm
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 "L3mW=!*
b
3x|Dq .
h、 小齿轮分度圆周速度v x^1udK^re
#eW
T-m
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； &%OY"Y~bI!
/8GdCac
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； PK]3uh
y_m +&Oe
齿间载荷系数取 ； ACyK#5E
@R&d<^ I&M
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 >.meecE?Q
9q"kM
故载荷系数 ； xF8r+{_J)
*(9 Tl]w
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 SwOW%o
{SV /AN
模数 /3,/j)`a
t6"%u3W8M
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 -#ZvjEaey
R*r4)+gd
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； uSfHlN4l
i(4<MB1a
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； `w!XO$"]Z
0:V /z3?
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 WE\TUENac(
gH//@`6
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 4Fg2/O_3
Yc7 YNC.
载荷系数K=2.742; JX&U?Z
:;_
khno
c) 分度圆锥角 ;易求得 2 5 \S>
<D a-rv 8
因此,当量齿数 ?o YO !
cC-8.2
根据[2]表10-5查得齿形系数 fOi
Rstci
UyRy>:n
应力校正系数 z|>TkCW6
g}W`LIasv
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: )Q=u[ p
4kL6aSqT
结果显示大齿轮的数值要大些; ~uhW~bT
*H/ >96
ｅ、设计计算 =E2 a#Vd
T
6D+@i
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 2^B_iyF;
j- 9)Sijj{
大齿轮齿数 ; ]he~KO[j<
>J;TtNE:
5) 其他几何尺寸的计算 % mQ&pk
dqB,i9--
分度圆直径 `"=Hk@E
!
yJ0A m>
锥距 N[cIr{XBGN
|Z>-<]p9g
分度圆锥角 4ior
k@7# 8(3
齿顶圆直径 XHA| v^
J=-z~\f56
齿根圆直径 xuUEJ
a&
B=O zP+
齿顶角 >12jU m)
$T K*w8@:
齿根角 a]P i2 :S
mP*$wE9b,:
当量齿数 7@"X?uo%o
T8m ]f<
分度圆齿厚 Vja 4WK*
9"^ib9M
齿宽 [ C EV&B
=+_nV O*
6) 结构设计及零件图的绘制 < h #7;o
;>2 -
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. 1 )c{;x& W
9X*Z\-
零件图见附图二. A o* IshVh
<N<0 ?GQ
2、直齿圆柱齿轮的设计 Rng-o!
|-6`S 1.
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 ； [G brKq(
egs P\ '
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。 !r.-7hR $
:g$"Xc8Zn
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 nY MtK
l'm|* *
4）材料及精度等级的选择 9Avj\G
.pZYPKMaE
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 "3jTU
#rW-jW=A
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 j8M t" B
,(oolx"Xa
5） 压力角和齿数的选择 Uy=yA
:o`
<CO
选用标准齿轮的压力角，即 。 7>im2"zm
v 9J1Hha#
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? 2Rys :$
h7 ZH/g$)
取 。 \a0{9Xx F
prM)t8SE
6） 按齿面接触强度设计 % dFz[b
A]Hz?i
由[2]设计计算公式10-9a，即 f.` 8vaV
S7j(4@
a. 试选载荷系数 ； k ]gPMhe
CUTjRWQ
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： mGg/F&G9
GYy8kp84
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； o *U-.&
P$Y w'3v/
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； '% _K"rb
5K bPpKpd
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 。 _) LXD,LA
M-;Mw Lx
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 *EO*Gg0d
|61ns6i!
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； a{^ 2c!
Y]~- S
h. 计算接触疲劳许用应力: -1$z=,q'
wYFkGih
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 /J"fbBXwY
Y$, ++wx
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, g >7i2
9;n*u9<
j. 计算圆周速度 ~T9QpL1OJ
L|D9+u L
k. 计算齿宽b zSMM?g^T
'lEIwJ V$
l. 计算齿宽与齿高之比 fwx^?/5j
LH`$<p2''r
模数 x~m$(LT
7F2: '3SQ
齿高 ze
LIOw
~kpa J'm
所以 7c%dSs6
h1B_*L
m. 计算载荷系数 1NTx?J JfW
x U{0rM"
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; 7^@ 1cA=S
EKw)\T1
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; xVI"s BUu
^?q(fK%
由[2]表10-2查得使用系数 ; F }F{/
W<O/LHKHdn
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 -J 'k ed
1n*"C!q
代入数据计算得 KB^GC5L>
ht+wi5b
又 , ,查[2]图10-13得 8{%&P%vf
3fE0cVG *
故载荷系数 :.{d,)G
"}[ ]R
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 .34 5%j
2]x,j oB
ｏ、计算模数m U`{ M1@$
}`2+`w%uZ
7) 按齿面弯曲强度设计 Xp6Z<Z&N
<8h3 )$
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 _? $')P|
ePSD#kY5
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 ； ds2x l7jg
@te} Asv
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 wSALK)T1{
QdD @[
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)\D,5X^
!_dW
`
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K oChf&W 8u
AO7X-,
e.查[2]表10-5得齿形系数 !:_krLB<
idS+&:'
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 g ZE S}]N
V Kc`mE
小齿轮 sI4
FgO
vMJC
大齿轮 N B8Yn\{B
n@oSLo`k,`
结果是大齿轮的数值要大； [eDR ghK
Z#GR)jb+
g.设计计算 n*~#]%4
?.Ml P,/K
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。 zHW&i~
9q^7%b,
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 ； eW_EWV H
e.|t12)L "
8） 其他几何尺寸的计算 \qJ^ n %
fKs3H?|
分度圆直径 8nSw7:z
#hEU)G' $+
中心距 ； Y~ OyoNu2
Hxj8cX UF|
齿轮宽度 ； D VBsRV)/
6x@]b>W
9）验算 圆周力 (B].ppBii
gdqED}v
10）结构设计及零件图的绘制 Q0""wR q '
EOGz;:b&
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。 =m xj2>,&
0 B5d $0
3、链传动的设计计算 b WB&8 &p
L%.=Sb mS
1.设计条件 1a#R7chl
w`R t "d_B
减速器输出端传递的功率 6 c -9[-Px
,0n=* o@W
小链轮转速 y $?O0S%F
*jy"g64j
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 O$Dj_R#
1[".
z{V3*
2.选择链轮齿数
t`x_@pr
J aJyH%+$!
假定链速V=0.6-3m/s，查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17，则大链轮（从动链轮）齿数 。 H4e2#]*i7
CDFkH
3.确定链条链节数 [\"<= lb`
\H/}| ^+@
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 ,Q8h#0z r
;;zd/n2b
取 （节） 95-%>?4
w"h'rw
4.确定链条的节距p ]Ai!G7s8P
M`@Es# s
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 zS}!87 r)
I]N!cEr;@-
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 <kWNx.ec i
elb} ]
+
齿数系数 5{M$m&$1
<Ow +LJWQK
链长系数 8EZ, hY^
?*U:=|
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 ?h ym~,
El3Ayd3
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 <``krPi
yTU'voE.|
5.确定链长L及中心距a x@<!# d+
)$E'2|Gm/
链长 BKW%/y"
)0 i$Bo
由[2]公式9-20得理论中心距 9B1bq #
._}Dqg$
理论中心距 的减少量 M
cbiO)@I
} 71 9_DF
实际中心距 vXc gl
J y0TV jA
可取 =772mm _." X# }W
wEbO|S+K1
6.验算链速V ]4&B*]j
uGS^*W$
这与原假设相符。 .h;X5q1
1O@ cev;
7.作用在轴上的压轴力 8'mm<BV;sT
uBBW2
有效圆周力 +Ram%"Zwh
'5SO3/{b
按水平布置取压轴力系数 ，那么 Ya,(J0l
=zKbvwe%X
六、轴系零件的设计计算 <x1H:8 A
gd\b]L? >O
1、轴三（减速器输出轴）的设计 {]:B80I;2
[fXC ;c1
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： ? 1b*9G%i
eq Wb>$
（2）求作用在轴齿轮上的力： 08E ,U
R{Qvpd$y
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 W|[k]A` 2
fsVr<m
径向力 Zl`sY5{1
7)+%;|~
其方向如图五所示。 7!E7XP6,~>
ZlsdO.G
（3）初步确定轴的最小直径 G@]|/kN1y
_< G%
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 6dX l ny1H
$^"_Fox]A\
查[2]表15-3取45钢的 r=pb7=M#LN
<\5Y ~!)
那么 9]TvL h3
Z8 _Q Kw>
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 i 3\6*$Ug
Oe%jV,S |V
（4）轴的结构设计 ) "To h=x]
QG=&{-I~[3
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 VNLggeX'U
db.E-@W.OI
图三 4 jeUYkJUM
#2*2xt
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 )Y+?)=~
,\ RxKSU
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 。 GCEq3
^/
/!Kl
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 (Eoji7U
tpi> $:e
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； Z'sO9Sg8>
ePJtdKN:
c、取安装齿轮处轴段的直径 ；齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，该轴段长度应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，则轴肩处的直径 ；轴环宽度 ，故取 。 g$ oe00b
4?^t=7N
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）。 `L=$ ,7`
iy_\1jB0
图四 J]| lCwF
p;rG aLo:u
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 q#~]Hp=W5
2x*C1
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。 /y"Y o
t7p`A8&
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 ~|~j0 1#
[o Q&}3\XJ
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。 jHx<}<
W}5 H'D
（5）求轴上的载荷 8HLcDS#
^L<*g gw
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 ， #}A
>B
sm>Hkci%
； ； :K6(`J3Y"^
k&1 ~yW
图五 mTzzF9n"Y
ZkJYPXdn?
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： )ccd fSe
L_rKVoKjt
表一 SdfrLdi}Y
h?:lO3)TL=
载荷 水平面H 垂直面V q_N8JQg
?_F,H hQ
支反力F TvWhy`RQ
EO;f`s)t
弯矩M z.[ Ok
ntSPHK|'
总弯矩 u= K ?K
P~0d'Oi
扭矩T T=146.8Nm khb
Gyg%
X~Li`
（6）按弯扭组合校核轴的强度： %Iv0<oU
m GWT</=[$
根据[2]中公式15-5，即 t p.qh]2c
,diV;d
取 ，并计算抗弯截面系数 rY>{L6d
F~ n}Ep~1
因此轴的计算应力 h<9h2
E$FXs ~a
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 qb
^4G
>=2nAv/(
，故安全。 id.o )=
*Df|D/, WE
（7）精确校核轴的疲劳强度 ~} mX#,
c(bh i
①、判断危险截面 ~`M GXd" o
u +zq:2)H6
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 xnu|?;.}!
N2} ].}
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 1GW =QbO 6
3yXF|
yV
②、截面2左侧： 7;n'4LIa9
;1cX|N=
抗弯截面系数 ' W$jHs
79a{Zwdd9j
抗扭截面系数 j~"X`: =
$Tq-<FbM)
截面2左侧的弯矩为 Ckvm3r\i2
HqU"i Y>b
扭矩为 awXL}m[_!
5Lt&P
5BY
截面上的弯曲应力 3u7E?*{sH
D;<Q m,[
扭转切应力为 HF5a U:M
g B<p
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； \nx ^=4*yk
9\Mesf1$o
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 m7e$ Z
gW6lMyiLb
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 -2tX 15,
@}x)>tqD
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 P,~a'_w:|D
[ 8SW0wsk
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； G_[|N>
>lyUr*4PX
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； Qkk~{OuC
,+*8 @>c
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 dp2".
\J-O b
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 !HqIi@>8
}k<b)I*A
③、截面2右侧： ygUvO3Z
4^alAq^
抗弯截面系数 4\2p8__
KE 16BjX@
抗扭截面系数 _ZD)#?
Cz?N[dh h
截面2右侧的弯矩为 [gz w<b:`
cWp
n/.a
扭矩为 UY{
Uo@k9x
?GD{}f33
截面上的弯曲应力 0tn5>Dsk
',6QL4qV/
扭转切应力为 [4Glt>Nj>
/n?5J`6
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 DD|%F
KzeA+PI
表面质量系数 ； 6l [T Q
d)r=W@tF]
故综合影响系数为 ;b
cy(Fp,\
|
|
