| 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 G{ F6
])N|[ |$
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 >ysriPnQ
h^['rmd
原始数据 BD hL z
uPFRh~ (b
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 B:e.gtM5
4 0 A&#u9o
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 ~;}\zKQKE
kX igX-
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 6e,Apj 0
nARxn#<+
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 'n>K^rA
v B Sm=M
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 ~q{\;
{*sGhGwr
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 ';_1rh
a4% `"
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 5 RW@_% C
Dp^"J85}
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 :b"= KQ
I9;xz ES
原始数据 VxNX d?
V:(y*tFA
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 K-Re"zsz
3 *G5F}7%=
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 [C~fBf5
5n:nZ _D
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 ]Fxku<z7|
>Q&CgGpW $
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 aXC!t
YmOldR9v(
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 n4Vwao/9x
(m6EQoW^s+
工作．运输带速度允许误差为 5％。 8IeI0f"l)
S[Vtq^lU
机械设计课程设计计算 </,.K`''W
CdZnD#F2
说明书 p*Xix %#6
=`J W1dM
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 )5U !>,fT
g#w`J \iz
目录 >8%M*-= p
lbd(j {h>4
1. 设计任务书....................................3 nMkOUW:T!
_wmI(+_
2. 系统传动方案分析与设计........................4 <o2,HTWNPS
w"1 x=+
3. 电动机的选择..................................4 ,'=hjI el
0fA=_=A,
4. 传动装置总体设计..............................6 7"#f!. E
-'j7SOGk
5. 传动零件的设计计算............................7 #vtN+E
d bCNhbN(
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 ^}hJL7O'
\Y+")
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 w E?CvL
Q<1L`_.>
3） 链传动的设计计算........................... ...15 BG N9, ii
rmsQt
6. 轴系零件的设计计算............................17 9j 0o&Xn
p3 e|j
1） 轴一的设计.....................................17 &~'S)Nun
;I+H>$%jZ
2） 轴二的设计.....................................23 Xo \S9,s{
*Z; r
B
3） 轴三的设计.....................................25 Je 31".
R#ya,L
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 sCkO0dl8
Dm^l?Z
8. 键联接的强度较核..............................27 sDX/zF6t
)nO E 8y/
9. 轴承的强度较核计算............................29 TtZ}"MPZ
jQ|:I7y
10. 参考文献......................................35 =DC 3a3&%
s%O Y<B@V2
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 |kc @L`7s
l~ D \;F
一、课程设计任务书 "W5rx8a
!9D1
Fa
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） WFem#hq
r8,om^N6
图一 TM-Fu([LMV
n[P\*S
2.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动；使用期限为10年；小批量生产；两班制工作；运输链工作速度允许误差为 5％。 +(&| u q^
) b0];&hw]
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 BPewc9RxV
IJ_ m
运输链的工作速度(m/s)：0.8 :3O5ET'1
<h@]Ri
运输链节距(mm)：60 vY_eDJ~'
xNIGO/uI~
运输链链轮齿数Z：10 [,b)YjO~Xd
I0_Ecp
二、系统传动方案分析与设计 VE$t%QT
Kp&3=e;vn{
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。 $UC {"0
=k_UjwgN^
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。 ]-bQNYKX
|IN[u Q
3. 系统总体方案图如图二： P0 b4Hq3
1qZG `Vz
图二 yLqF ,pvO
P,ydt
设计计算及说明 重要结果 GW/WUz K
9`Vc
三、动力机的选择 9go))&`PJL
X!c?CL
1.选择电动机的功率 fEwifSp.
$8g42LR'
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 ,v7Q *3
bLlH//ZRH
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； :,~K]G
NzlAC
Pw→工作机需要的输入功率，kW； v 2>Z ^
M*`hD d S
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 c \K<s M{
328L)BmW
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； 2*'c iH37
$3\,h; y
滚动轴承效率η2=0.98； q3+8]-9|5
KGT3|)QN
链传动效率η3=0.96； q.T:0|
P=gJAE5
圆锥齿轮效率η4=0.98； x0<^<D &Q
FN\G E\H
圆柱齿轮效率η5=0.99； [K:2 9N9~4
|,sM ST%
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 &*gbK6 JB
&,MFB
因此总效率 J\A8qh8
F Yl3c
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 mb{q(WEPP
@GeHWv
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 ,g|2NjUAc
p6 [ (81
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 ri=+(NKo-
kEP<[K
2.选择电动机的转速 1~Mn'O%
|' ;7v)CIG
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。 eY}V9*.v
Pa&4)OD
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 , 8xTix1u0
]w[ThHRJ
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 >r}Vf9 5[N
9)lZyE}
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； nk/vGa4
CDCC1B G"
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； 8Q(8b@ZO,
6+PGwCS
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； ,8## OB(
X| <yq
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 '[f Zt#
c0[k T
所以 OKPJuV`y 6
% rc FT_
因此 i!,HB| wQ
v8'5pLt"
3.选择电动机的类型 ;J=: IEk
l &Z(K,6
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。 %),!2_ x~
ug&92Hdvy3
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。 1JeJxzv>C
3dm'xe tM
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。 p+<}Y DMb
y x ;h
四、传动装置总体设计 a5V=!OoMk
\]8i} E1
1.计算总传动比及分配各级传动比 @a(oB. i
6K 4+0xXv
传动装置的传动比要求应为 qd(hQsfqYU
eq hAus?)
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 m[8
@Unt
~6d5zI4\
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。 XKSX#cia
} yq
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。 =l,#iYJP8
_}ele+
2.计算传动装置的运动和动力参数 E em
g
|!Ists
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。 9v~5qv;
K7RKF$Z\
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴，分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴，则 )U5u" ]9~
hdg<bZk:
1） 各轴转速计算如下 wPH+n-&e
5i9Ub |!P
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 b:Dg}
s0!kwrBsp
2)各轴功率 C #aFc01B
e1 ^l.>2d6
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 usH%dzKK
"L@g3g?|`
3） 各轴转矩 -tyaE
}Vl^EA R
电动机轴的输出转矩 e5OVq
,
U>A6eWhH
五、传动零件的设计计算 S Q <f
oHsP?%U
1、直齿锥齿轮的设计 hr~ .Lj5^W
J6auUm` `
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 tJm{I)G
la`"$f
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： u){S$</
}) 7K S?
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 K~@`o -Z[
@_Sp3nWdu
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 !NA`g7'
<<<NX sH
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； ?*+1~m>
m n`5pha
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； fTgbF{ ?xh
eJaUmK:
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 5rN7':(H!%
mu>] 9Z W
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； ^U{P3 %uZ
t=
*Jg/$
b、 小齿轮传递的转矩 ； iAHZ0Du
e^WqJ7j
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； ArX]L$ D
xT=ySa$|>
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 KBj@V6Q
0%H24N
9.
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； |0]YA
#[(gIOrNn8
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 GGM5m |4
K1-+A2snhV
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 8})|^%@n
07Y_^d
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 9 t A E#A
-;ER`Jqs,
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 C [0MA ,^
23k)X"5
h、 小齿轮分度圆周速度v 5\3 swP_7
E4Z xv*
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； `GS cRhbh
'}CN?f|.
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； l.uN$B
->3uOF!q
齿间载荷系数取 ； bq: [ Nj
h,~tXj
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 0}D-KvjyP
7?,7TR2Ny
故载荷系数 ； ka8$d fC
XJ O[[G`
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a LS{bg.e
3l$E8?[Zwi
模数 gY%OhYtF2
{=q EBbM
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 jQ)L pjS1
#)FDl70S8
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； |SxMN %M!
yYM_lobn
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； hAlPl<BO#V
3Qk/ Ll
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 [0wP\{%
<c(&T<$
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 <8*A\&
: q(D (mK
载荷系数K=2.742; 8-A:k E
% uj[ `
c) 分度圆锥角 ;易求得 >T`zh^+5W
B#QL M^
因此,当量齿数 :Jm!=U%'Z
*!i,?vn
根据[2]表10-5查得齿形系数 eVrnVPkM
+;YE)~R?
应力校正系数 r1+c/;TpZ
,}u,)7
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: IeH^Wm&^
+)?, {eE|
结果显示大齿轮的数值要大些; Bpm,mp4g\#
k&yQ98H$K"
ｅ、设计计算 8>ESD}(
'^e0Ud,
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 ( VfwLo>#
Z>X9J(=
大齿轮齿数 ; b B y'v/
PBCb0[\
5) 其他几何尺寸的计算 zaH
5
Km_j
x !OWJ/O
分度圆直径 u
IAZo;
c!.=%QY
锥距 l +|1G
(Z5q&#f
分度圆锥角 dJloH)uJZ>
GI}4,!^N
齿顶圆直径 yq1Gqbh
l
G aha Z
F
齿根圆直径 p@vpd
AbL5 !'
齿顶角 w8G 7Jy
JvKO $^
齿根角 e jP,29
d:A\<F
当量齿数 H3!,d`D.N
pi|\0lH6W
分度圆齿厚 52da]BW<
bh{E& 1sLh
齿宽 f+{c1fb>s
qi( &8in
6) 结构设计及零件图的绘制 2=jd;2~
-)p@BtMS
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. hT.4t,wa8
4 U3C~J
零件图见附图二. )ZQHa7V
(irk$d %
2、直齿圆柱齿轮的设计 @m5O{[euj<
^!q 08`0
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 ； J>&[J!>r
s[Y)d>~\$=
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。 0PYv ey }[
mfj4`3:N V
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。
s.|!Ti!]
C /SapX
4）材料及精度等级的选择 [Bl
$If U
P]|J?$1K
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）。 oxUE79
i6-wf Gs;
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。 3"^a
rK^N
O ]c=Yyl
5） 压力角和齿数的选择 ='7er.~\
qXXYF>Z-
选用标准齿轮的压力角，即 。 <FCj)CP%
l\q*%'Pe
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? m\<<oIlH
^>3tYg&7
取 。 A M>Y j
SNQz8(O
6） 按齿面接触强度设计 &?P=arU
it(LphB8
由[2]设计计算公式10-9a，即 F% F
c+?
~5lKL5w
a. 试选载荷系数 ； 5}v Ro;-
hB |H9+
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： :iP>z}h
kWz uz#
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； z7O Z4R:
ygmv_YLjm
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； -9=M9}eDF
\(.nPW]9
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 。 o0zc}mm
<_##YSGh,
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 kvMk:.
w$w>N(e
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； !^c:'I>~
o0,UXBx
h. 计算接触疲劳许用应力: FK4nz2&4
:z0s*,QH
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 >i^y;5
D6&mf2'u
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, 2ApDpH`fiJ
+-Z"H)
j. 计算圆周速度 [;>zq Ny
DFt=%aV[
k. 计算齿宽b Uq<a22t@
5~ _ eN
l. 计算齿宽与齿高之比 C m,*bgX
F&W0DaH
模数 _&k'j)rg
X_lUD?y
齿高 (cOND/S
c,#~L7
所以 KuIt[oM
O:oU`vE
m. 计算载荷系数 1kB'sc3N!
otmIu` h
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; <Um1h:^
&A ;3; R
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; 6=Y3(#Ddt
rh:s
7
由[2]表10-2查得使用系数 ; <3SFP3^:
" ?2
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 ?/`C~e<J
p`E|SNt/W
代入数据计算得 J)7,&Gc6
u%+6Mp[E
又 , ,查[2]图10-13得 bm|Jb"T0b
X7XCZSh#A
故载荷系数 ^ D ]7pe
M-&^
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 Gx(K N57D
x WenKY,
ｏ、计算模数m XhlI|h-j
ZXssvjWQV}
7) 按齿面弯曲强度设计 +Bt LyQ
%KabyvOl)
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 {a+Fx}W
3oppV_^JdT
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； z. _C*c
c"f-$^<
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 ] HN T(w@
t?%}hs\!
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 >+A1 V[
MYDf`0{$_a
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K WV,?G e
F'?5V0\he
e.查[2]表10-5得齿形系数 ((RpT0rP\
?v ht~5'
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 Pjj;.c 7_j
JhMrm%
小齿轮 ^huBqEs
q^jqLT&w
大齿轮 .swgXiRvs
>n$E e J
结果是大齿轮的数值要大； By"^ Z`EP4
z/P^-N>
g.设计计算 # RLch
j-I6QUd
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。 Y>dg10=
%CsTB0Y7n,
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 ； T,xVQ4J?
r0Y?X\l*
8） 其他几何尺寸的计算 bAy5/G!_R
%`s9yRk9>E
分度圆直径 = An Z>6
8ZNd|\
中心距 ； t;e]L'z@:
COkLn)+0
齿轮宽度 ； vUIK4uR.
<4!&iU+;
9）验算 圆周力 G5XnGl }Q
!Lg}q!*%>V
10）结构设计及零件图的绘制 g*w-" %"O
~qLhZR\g^
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。 9/X v&<Tn
!+*?pq
3、链传动的设计计算 9%)& }KK|
&' Nk2{
1.设计条件 ]uj.uWD
xt<,
(4u
减速器输出端传递的功率 g6a3MJV`
u
UVV>An
小链轮转速 a,0o{* (u$
;ijfI
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 P+zI9~N[
z7l;|T
2.选择链轮齿数 ss*2TE 7
tpx3:|
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 。 {'wU& !
g!kRa.`u1
3.确定链条链节数 4iP ua"8
)S;Xy`vO
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 k~9Ywf
<2@<r
t{
取 （节） KxTYc
o}^vREO
4.确定链条的节距p Kn9=a -b?,
zC>(!fJqq
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 t+) GB=C
WCfe!P?g
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 ,w58n%)H
Mb/6>
齿数系数 fdH'z:Xao
H S&uQc a
链长系数 m+gG &`&u
|s3HeY+Co
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 C2,cyhr
buM>^A"
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。 "}x70q' >S
Ef*.}gcU
5.确定链长L及中心距a #y9K-}u
me`$5Z`
链长 Y X{
.L TFa.jxA
由[2]公式9-20得理论中心距 R\Ynn^w
8/kO9'.P
理论中心距 的减少量 ZwrYs s
[t=+$ pf(-
实际中心距 ORP l^n-
|`D5XRVbi
可取 =772mm 0v)mgrl=,
fD} ]Mi:V
6.验算链速V _TcQ12H 5<
I EsD =
这与原假设相符。 P :h 4
>`V|`Zi ?
7.作用在轴上的压轴力 iU+,Jeu
X qva& /-
有效圆周力 r_<i*l.
Hf]}OvT>Z
按水平布置取压轴力系数 ，那么 M,U=zNPnk
j\L$dPZ
六、轴系零件的设计计算 PaI63 !
TV>R(D3T/
1、轴三（减速器输出轴）的设计 oW1olmpp=
eS%6 h U b
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： w]YyU5rhS
CpdY)SMSL
（2）求作用在轴齿轮上的力： 5+"8q#X$
_q4d gi z
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 {[y"]_B4
$zA[5}{ZtQ
径向力 \yizIo.Y`
;H wJw\fo
其方向如图五所示。 $[;eb,
U~@B%Msb
L
（3）初步确定轴的最小直径 t"Rf67
|N.q[>^R
选轴的材料为45钢，调质处理，以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径，即 5*'N Q010
YZu# 0)
查[2]表15-3取45钢的 UHszOl
JV{!Ukuyp+
那么 /F Z )ej\
BqA wo
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 u"$HWB~@z
>a~FSZf
（4）轴的结构设计 qGUe 0(
4tu>~ vOE
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 0# GwhB
Os]M$c_88
图三 xyCcd=
-+Ji~;b
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 <[??\YOc
`erQp0fBM
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 ^Iq.0E9_
z]_ CFo1'l
b、由于齿轮主要承受径向力，故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组，标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承，其尺寸为 ，故 XYVeHP!
*3oQS"8
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； wpMQ 7:j
DuZ]g#
c、取安装齿轮处轴段的直径 ；齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，该轴段长度应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，则轴肩处的直径 ；轴环宽度 ，故取 。 E *"E{E7
+ a@SdWf
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求，取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm，则 （参看图四）。 !t{!.
\K= PIcH
图四 / '+JP4mK
)Em,3I/.l
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm，锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm（参看图一），考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm；已知深沟球轴承的宽度B=25mm，大锥齿轮轮长 ，那么 HYa!$P3}[
7-B'G/PS/
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。 Mi-9sW
#>NZN1
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 +6E<+-N
h"m7r4f
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。 S(xA}0]
N/.9Aj/h~&
（5）求轴上的载荷 Qp Vm
DzOJ{dF
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 ， *xKR ;?.
_~<TAFBr
； ； ^<b.j.$<z
Ctx K{:
图五 _CT |5wQF<
-p~B
-,
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： Jrl
xa3 [
zj4JWUM2
表一 >0$5H]1u
bsVOO9.4-
载荷 水平面H 垂直面V "fwuvT
1
pc>R|~J{2
支反力F HX[#tT |m~
7%WI
弯矩M 8ttw!x69)_
~=Sr0+vV
总弯矩 / nRaxzf'
9`b3=&i\
扭矩T T=146.8Nm 8i"fhN3?Y
nV1,
):kh
（6）按弯扭组合校核轴的强度： Y 6Q6--P
JJa?"82FXZ
根据[2]中公式15-5，即 $S/ 8T
Su~`jRN $
取 ，并计算抗弯截面系数 eSf:[^
PV Q%y
因此轴的计算应力 \:S8mDI^s
MDt4KD+bZ
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 Po[zzj>m
x;/3_"$9>\
，故安全。 B7C6Mau
F.9|$g*ip
（7）精确校核轴的疲劳强度 y uq E
Nq8A vBwo4
①、判断危险截面 %-.GyG$i
;!b(b%
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。 _ 9dV
3I
a1&^P1.
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。 CJ >=odK[
%8/ $CR
②、截面2左侧： O5w\oDhMb
E&AR=yqk
抗弯截面系数 "`wq:$R
"k/x+%!Spc
抗扭截面系数 %|~ UNP$
6W o7q\ "
截面2左侧的弯矩为 'aJ?Syn
O)?0G$0
扭矩为 :A[/;|&
VrG |/ 2
截面上的弯曲应力 g$qh(Z_s
6>Fw, $
扭转切应力为
u[u=:Y+
a &j?"o
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； 6lGL.m'Ra
0J" 3RTt
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 Ra5cfkH;
d :aQlW;}
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 $}829 <gh7
8Md KH7
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 ,o`qB81
;-F#a+2]!
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； gV c[`( @h
~Hq
2'
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； ^/,s$dj
&*}S 0
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 7g$t$cZby,
(.cT<(TB
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 E_z@\z MB
#'[ f^xgJ
③、截面2右侧： [O3R(`<e5
GZ%R fK yQ
抗弯截面系数
>Y:ou N~<
< 5.{ +!BM
抗扭截面系数 6\`,blkX
Oj2[(7 mO/
截面2右侧的弯矩为 Ldu!uihx
al2v1.Y}
扭矩为 $t]DxMd
&&JMw6
&[`
截面上的弯曲应力 B3D4f YQ
1_' ZbZv4h
扭转切应力为 3ySnA AG
` :2C9,Xu
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 [x&&N*>N
gyPF!"!5dq
表面质量系数 ； w NPZ[V:
ecb[m2z
故综合影响系数为 m=R4A 4Y7
|
|
