| 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 0B o7EV
sp2"c" _+
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 _0v+g1 x
G<5i %@
原始数据 &V$qIvN$
ptCF W_UV
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 ':mw(`
lJ'. 1Z&
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 P$ a `8~w
&yQilyU{V
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 4)cQU.(*k
NB["U"1[^E
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 i>]1E^yF
[32]wgw+{1
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 |>Q ] q
&pL.hM^
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 TIs~?wb$
)* b
dG'}
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 )r9l T*z
D.Q9fa&P
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 Rr9K1io$)
{c7ZA %T~R
原始数据 dTE(+M-
Gr
@y|ZXPC#
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 ]\ qbe
P
-O& X
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 3 N5un`K7
c]eDTbXd
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 \z~wm&
J'Z!`R|
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 _RT JEG
oCCTRLb02
工作条件；连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产。单班制 JlM0]__v
~ x!"(
工作．运输带速度允许误差为 5％。 s>RtCw3,
],?rFK{O
机械设计课程设计计算 r
I- A)b4
V!|:rwG2
说明书 /K@_O\+;Q
h^H~q<R[T
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 3:S>MFRn.3
'e/= !"T
目录 ,y>%m;jL
H*gX90{!2
1. 设计任务书....................................3 *_qW;l7
rz@FUU:&
2. 系统传动方案分析与设计........................4 *VbB'u:
+1te 8P*
3. 电动机的选择..................................4 *hk8[
SY[7<BUZ
4. 传动装置总体设计..............................6 L/YEW7M
l{2Y[&%
5. 传动零件的设计计算............................7 hxXl0egI
2b[R^O}
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 Wubvvm 8U
Oi?+Z:la k
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 %u )niY-g
w~3~:w$
3） 链传动的设计计算........................... ...15 FC +}gJ(q
"B$r{ vG
6. 轴系零件的设计计算............................17 8iB}gH e9
>" z$p@7
1） 轴一的设计.....................................17 (>LJv |wn
^L,Uz:[J
2） 轴二的设计.....................................23 vi4l mkyh^
A#&,S4Wi|
3） 轴三的设计.....................................25 S260h,(,
`veq/!
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 si!jB%^
f3p)Q<H>`(
8. 键联接的强度较核..............................27 R)>F*GsR
Uyuvmt>
9. 轴承的强度较核计算............................29 cl'#nLPz;
'a^'f]"
10. 参考文献......................................35 c9
&L K J6
~vL`[JiK
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 U#X6KRZ~g
fx"~WeV cO
一、课程设计任务书 Yu`KHvur
8iIz!l%O
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） 4e0 /Q!o,
b M rR
图一 }(y X$ 3?`
Y\e8oIYu7
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％。 H[u[3
88}=VS
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 z0v|%&IK
Q&@~<!t
运输链的工作速度(m/s)：0.8 uQ_s$@brI
p
bT sn
运输链节距(mm)：60 e gd%,`
hb,G'IU
运输链链轮齿数Z：10 e*Y>+*2y
f\zu7,GU
二、系统传动方案分析与设计 8 etNS~^
}[2|86,G;
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。 gE}+`w /X
M In6p
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 ^(:Z*+X~>
L+]|-L`S
3. 系统总体方案图如图二： 6z-&Zu7@
T 8.
to
图二 k/`WfSM\.
+YNN$i
设计计算及说明 重要结果 W3HTQGV
R|,F C'
三、动力机的选择 Z'V"nhL
Bm\OH#
1.选择电动机的功率 kvoEnwBe_
iDdmr3 2E
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 Ia'm9Z*
z^YL$
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； ]CnqPLqL
EYaX@|)
Pw→工作机需要的输入功率，kW； ,RYa hu
c1 ~=
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 Bt?.8H6Y
Y;B#_}yF
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； @&4s)&-F
;/- X;!a>
滚动轴承效率η2=0.98； ~Bi{k'A9
qbun P!
链传动效率η3=0.96； ' a6:3*
"{ X_[
圆锥齿轮效率η4=0.98； LL}b]B[
@0qDhv s
圆柱齿轮效率η5=0.99； )h&*b9[B=
R c.8j,]
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 QN 'v]z
&l| :1
因此总效率 !J%m 7 A
bpv?$j-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 :{tj5P!S
L( ni6-
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 XY*KWO
>_m4
idq1
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 Z,ZebS@yG
Jemb0Qv
2.选择电动机的转速 (4 6 S^*
y~j YGN
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。 DP-euz
>8>}o4Q/X
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 , KDW=x4*p
Ou'<9m!9
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 HXg4
T
[ ]LiL;A&
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； (!iGQj(m
Zt7Gf
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； Vdf V5"
Z?o?"|o
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； =nTNL .SX
$> M A
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 ~H+W[r}
SyWLPh
所以 g'Id3 1r'
(q|E C;
因此 Db5y";T
-Z/'kYj?U
3.选择电动机的类型 oO 8opS7F
$ [NC$*N7
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性，有无冲击、过载情况，调速范围，启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源，如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中，以三相异步电动机应用最多。 i( l'f#
^^m3
11 =
通过功率及转速的估计计算，选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 m EM/}]2
M^$liS.D
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$q:Y g
Ue8k9%qV
四、传动装置总体设计 _?IP}} jA:
C aV>\E)
1.计算总传动比及分配各级传动比 w&E*{{otJ
@jp}WwC/
传动装置的传动比要求应为 Wz^M* =,
a!!>}e>Cj*
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 ]PI|Xl
w'-J 24>=
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 FK N!*}3
FlP Pz
综合考虑各项因素，查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3；圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5；圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 \;%DDw
= Nd &My
2.计算传动装置的运动和动力参数 M \f1]L|8d
?[ts<Ltp
设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 "++q. y
=`oQcIkz
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴，分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴，则 (6WSQqp
pJK}9p =4`
1） 各轴转速计算如下 h"-}BjL
KC`~\sYRN]
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 4GY:N6qe '
jP-=x(
2)各轴功率 o@d+<6Um
_#nP->0)
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 tl:+wp7P`
` iiZ
3） 各轴转矩 ]q2g[D o5
fy(i<L
Z
电动机轴的输出转矩 );cu{GY
=R>%}5
五、传动零件的设计计算 z z4.gkU
>^ E
1、直齿锥齿轮的设计 P9RIX;A=
(M5{y` Kk
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 N` DLIv8i;
A/xWe
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： 4G%!t`? q
XgfaTX*
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 zMXlLRC0
Px >Gc:!>
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 ZL-YoMHc+_
0> 6;,pd"
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； w K7wu.
nA\9UD<G.
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； f.o,VVYi
-%U 15W;
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 Vo\RtM/6{
%>cl0W3x
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； =.]>,N`C
H9["ZRL,Q
b、 小齿轮传递的转矩 ； bs%lMa.o
;gh#8JkI
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； D{](5?$`|
*hT1 _
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 $=c79Al(
r/![ohrEB
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； (X
rrnoz
9\/T #E P
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 WJ{hta
o H/4opV
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 Ch1+ YZG
G n_AXN
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 sI
u{_ b
6;lJs,I1w{
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 y=H^U.
R|% R-J]
h、 小齿轮分度圆周速度v %G<!&E!0h
)Tc eNH
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； J {gqm
]to"X7/
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； i4Y_5
0.}Um
齿间载荷系数取 ； ,_ XDCu @
|EJ&s393&
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 S^GB\uJ
~h~K"GbC?
故载荷系数 ； s<I[)FQVr
/` 3^?zlu"
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a qIwI]ub~
jhWNMu
模数 _jw A_
9E (VU.
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 ^N!l$&=
yJaQcGxE"
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； OXC7
m
<By R! Y
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； =?`5n|A*
IED7v
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ^|6%~jkD5
kO:iA0KUX
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 u"K-mr#$[o
1n! Jfs U
载荷系数K=2.742; OC z WP,
1NO<K`
c) 分度圆锥角 ;易求得 r sP3?.E
/ ;M0tP
因此,当量齿数 *'+OA6
%C=
{\]-2~
根据[2]表10-5查得齿形系数 jfyV9)
D?rQQxb
应力校正系数 Y8I$J BO
6&=xu|M<x=
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: :\Z;FA@g(g
h:[PO6GdX
结果显示大齿轮的数值要大些; D-.XSIEMu
B.&ly/d
ｅ、设计计算 eR(PY{
Q)}sX6TB
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 . `lcxC
4A%O`&eZ
大齿轮齿数 ; w$H=GF?"
vrsO]ctI
5) 其他几何尺寸的计算 t_ &FK A
}%E Q
分度圆直径 N}wi<P:*)
J<:qzwh
锥距 m,3?*0BMp=
yzhr"5_
分度圆锥角 :N#gNtC)b
`LL #Ai a
齿顶圆直径 xW{_c[oA
z3b8
齿根圆直径 B`a5%asJn
R |h9 ilc
齿顶角 >Qc0g(w
$kJ vPwRO
齿根角 "A^9WhUpJ
U]dz_%CRP
当量齿数 x+( h#+F
b L+Hw6;
分度圆齿厚 z2og&|uT
pi? q<p%
齿宽 6a PZW
wH[@#UP3l
6) 结构设计及零件图的绘制 7|3Z+# |T
e cA[
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. z6 bTcs"7h
Oh<[8S 7]C
零件图见附图二. H E+y1f]
38 Lc|w
2、直齿圆柱齿轮的设计 n H*U
\`r5tQ r
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 ； YMnG-'^Z
m.-l&@I2/<
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。 PdJtJqA8h\
,T_HE3 K
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。 V4f ~#Tp
h< i.@&
4）材料及精度等级的选择 3*64)Ol7t]
{ Q^P<
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）。 5) o-$1s A
O'U0Y8HN
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 L~Ep d.,Dt
_h7!
5） 压力角和齿数的选择 -]\%a=]
mgX0@#wFn
选用标准齿轮的压力角，即 。 |h(!CF R
}S3m
wp<Y
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? 0)-l9V
p+#J;.
取 。 k}l5v)m
^]^Y~$u
6） 按齿面接触强度设计 Skl1%`
/s
uz>o\
由[2]设计计算公式10-9a，即 3Z NYR'
d~uK/R-KD
a. 试选载荷系数 ； eI8 ^T?
pq+Gsu1^
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： P~iu|j
lh3%2 Dq$
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； [3;J,P=&
Jz 'm&mu
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； ,SuF1&4
ZU7e1VaZM
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 。 yC4JYF]JN
Fe %Q8RIh_
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 ,d<wEB?\`
#J eZA0r5
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； gCz^JM
YN9ug3O+
h. 计算接触疲劳许用应力: lyfL k BF
V'
"p
a
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 6cVaO@/(
PDvqA {
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, cG6Q$
:D} xT]
j. 计算圆周速度 h|m h_T{+
.@JXV
$Z
k. 计算齿宽b ik_Ll|
kM*f9x
l. 计算齿宽与齿高之比 ueZ `+g~gg
#?YQ&o~ gZ
模数 L{N9h1 ]
"]JE]n}Ulg
齿高 fOm=#:O
EN` -- ^
所以 b)(#/}jMkD
Xgn^ )+V:
m. 计算载荷系数 -uqJ~g D
C^K?"800
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; ?%i|].<-'
4Wk/^*?
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; .T
L0cf To
K SD o)7`
由[2]表10-2查得使用系数 ; ? Sj,HLo@U
BC%t[H} >R
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 ^,
q\S
:R{Xd{?
代入数据计算得 |s+[489g'6
PZKKbg2 S
又 , ,查[2]图10-13得 tk|Ew!M:
yDWzsA/X
故载荷系数 Z9cch- u~
B<xB uW
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 =<y$5"|
qS*qHT(u19
ｏ、计算模数m 8GN0487H
*e H[~ 4
7) 按齿面弯曲强度设计 8TD:~ee
4 M*UVdJ;
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 @E{c P%fv
I?lQN$A.E
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 ； BR8z%R
MM3X!
tq
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 v2gK(&?
iSUn}%YFz!
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 qtnLQl"M
0V{-5-.
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K eA $9)K1GO
O`g44LW2n
e.查[2]表10-5得齿形系数 |#^u%#'[2
h2`W~g_
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 6{8qATLR
2shr&M fp[
小齿轮 QY 8I_VF
r4@!QR<h
大齿轮 ?9 mFI (r~
pR4{}=g,
结果是大齿轮的数值要大； T#DJQ"$
'C]zB'H=
g.设计计算 &dp(CH<De
;-~ Wfh+
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。 AA;\7;k{
bqJL@! T
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 ； 8wp)aGTcU
4Smno%jq
8） 其他几何尺寸的计算 S7P](F=n#
@O ZW1p
分度圆直径 #[ vmS
w")VcAq
中心距 ； .M!6${N);
FTI[YR8?Y
齿轮宽度 ； >M<rr!|
/( 8Usu?g.
9）验算 圆周力 '!]ry<
|eAl!k
10）结构设计及零件图的绘制 ~e@ QJ=r
WEFYV=I\
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。 [h""AJ~t
.t.H(Q9
3、链传动的设计计算 %a& Yt
;J Dn1(6
1.设计条件 j2} C
)?^0<l#s
减速器输出端传递的功率 TFb9gOTJ
&~:b &
小链轮转速 5 rRYv~+
eL JW
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 ..UmbJJ.u
d^
L` dot
2.选择链轮齿数 UBs'3M
wQgW9546
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 。 *F1!=:&s
8G`fSac`
3.确定链条链节数 zGHP{a1O7
cx_ FtD
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 v~[=|_{
x[U/
8#f&
取 （节） f;!1=/5u-
%Ui&SZ\
4.确定链条的节距p S75wtz )e
fWhw I+
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 -'QvUHL|
75v 5/5zRn
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 v:
cO+dQ
)WF]v" t
齿数系数 2Vas`/~u~
k(+ EY %
链长系数 \`}Rdr!p%
/5 B{szf
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 XrS . [
*&9_+F8ly
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。 PVH^yWi
n
kA1] o
5.确定链长L及中心距a ``kiAKMy
~UA-GWb
链长 V z6p^kMB
Pc#8~t}2
由[2]公式9-20得理论中心距 _W'>?e0i
~B;kFdcVXn
理论中心距 的减少量 JV(qTb W
J@PwN^`
实际中心距 `9E:V=
3TVp
oB`
可取 =772mm :akEl7/&
3}e-qFlV8,
6.验算链速V #_0OYL`(mE
4*'5EBa1
这与原假设相符。 wi^zXcVj
~Mbo`:>(4v
7.作用在轴上的压轴力 ,~u 5SR
n[8ju,=
有效圆周力 <@6K(
`T7gfb%1-3
按水平布置取压轴力系数 ，那么 R_ymTB}<t(
F^.w:ad9<
六、轴系零件的设计计算 \ofWD{*j
!2R~/Rg
1、轴三（减速器输出轴）的设计 iU"jV*P]
KI)jP((
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： *@/1] W
:tU&d(8
（2）求作用在轴齿轮上的力： #=C!Xx&
&?UIe]
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 /.B7y(
2 Z K:S+c
径向力 @yiAi:v@
*'4+kj7>
其方向如图五所示。 Lf0Y|^!S_u
"#1KO1@G
（3）初步确定轴的最小直径 c-3-,pyM_T
~R^~?Y%+<
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 H8.Aq\2S
jo-jPYH T
查[2]表15-3取45钢的 29 {Ep
S.& =>
那么 {=mf/3.r
ln4gkm< ]t
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。 P`r@<c gb=
Y~z3fd
（4）轴的结构设计 K8`Jl=}z%&
c6/+Ye =h
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 c1 aCN
xPMTmx?2
图三 _2u RY
tgmG#b*
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 GF 4k
E57:ap)/
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 。 U8TH} 9Q
Mbbgsy3W
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 ^w]N#%k\H
PNy)Tq dRS
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； 1 EE4N\
}nh!dVA8lh
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 。 C>l{_J)n
MI8f(ZJK5
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）。 +9mE1$C
I
ACpUB
图四 t6-He~
@o4+MQFn
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 ]?KTw8j }
i,#j@R@.C7
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。 0X \OQ;
((K NOa5
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 ;rwjqUDBz
2cv!85
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。 X} "Ic@8
K >%}m,
（5）求轴上的载荷 ^n! j"
%DyukUJ
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 ， DJ& ni`
mEK0ID\
； ； hG1 \
NMaZ+g!t(
图五 ^eF%4DUC;
Oz8"s4Y7
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： z"7I5N
d_t >
表一 8+}yf.`
8&[Lr o9
载荷 水平面H 垂直面V 9Yu63s ia
y $i^C: N
支反力F KMs[/|HX\
LWH(b s9U
弯矩M "gt-bo.,
?+3vK=Rf}
总弯矩 C8^h`B9z&I
,=TY:U;?
扭矩T T=146.8Nm 2EO W bN}M
Bh` Y ?S
（6）按弯扭组合校核轴的强度： g5",jTn#
=2Vs))>Y
根据[2]中公式15-5，即 6YErF|
d Ut$kB
取 ，并计算抗弯截面系数 11"- taWj
Sh P&ss
因此轴的计算应力 <@F.qMl
)Cas0~ RM
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 [A DSGnw
Np2I*l6W
，故安全。 a:q>7V|%$
MWGs:tpL4
（7）精确校核轴的疲劳强度 ;+ -@AYl
OBnf5*e J
①、判断危险截面 R #f *QXv
F.r Nh`44
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。 \*a7o GyH>
xYmh{Vc8
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。 Q>ZxJ!B<k
kv!QO^;^ Y
②、截面2左侧： @Sr{6g*I
`7D]J*?`
抗弯截面系数 c VV @MC
a- \M)}T
抗扭截面系数 z`Jc pt
xM+_rU
M|h
截面2左侧的弯矩为 mp'Z.4
2uCw[iZM
扭矩为 thU9s%,
6D\$K
截面上的弯曲应力 &g;&=<#I
pft nF OLO
扭转切应力为 cD%_+@GaU
'!hA!eo>J
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ；
x>]14 bLz
gTM*td(~^
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 z [|:HS&
} OsAO
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 +nIjW;RU
**G5fS.^W
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 M1mx {<]A
OGR2Y
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； w=QlQ\
CyV2=o!F w
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； X7~^D [ X
XsEo tW
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 _'*Vcu`Y
K\trT!I
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 6(1S_b=a
$e q *@5B
③、截面2右侧： /ucS*m:<x
nb~592u
抗弯截面系数 5r ` x\
Bjp4:;Bb
抗扭截面系数 w7% .EA{N
Ylhy Z&a,
截面2右侧的弯矩为 0'g e}2^
v;sW I"Fv!
扭矩为 e~ZxDAd
)z_5I (?&
截面上的弯曲应力 yno X =#`
9*2Q'z}_
扭转切应力为 Y6[ O
s1
8+,I(+
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 E)iX`Xq|0{
LTTMxiq[*
表面质量系数 ； S8,e `F
Vo;0i$
故综合影响系数为 Pr_DMu
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