| 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 3`, m=1[)
f oL`{fA
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 @B& hR} 4
*}mtVa_|
原始数据 [FC%_R&&
W ZFV8 '
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 J~ c]9t
(TnYUyFP`
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 \u)s Zh
f5sk,Z
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 t%FS 5
m m`:ci
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 dF FB\|e;0
m tTJm4
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 x6$P(eN
#p_ ~L4iW
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产．两班制 i uN8gHx
CdEJ/G:
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。
> }:6m
y< ;#*wB
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 } * BY!5
nk-?$'i9q
原始数据 bgEUG
pD &\Z~5T
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 W cqYpPv
-2Ub'*qK
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 Ex<-<tY
qbT].,?!U
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 .WtaU
IHB{US1G
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 ! { )H
D.\p7
NJ
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 X1" `0r3
yWX:`*GV
工作．运输带速度允许误差为 5％。 E%40u. 0
+ 1v@L
机械设计课程设计计算 6lZhV[~Z/
o#6j+fo!n
说明书 IS8ppu&E
F%< 0pi
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 LiN{^g^fx
A\ LTAp(I
目录 /Wzic+v<>
8-+IcyUza
1. 设计任务书....................................3 IcaF 4#
o"5R^a@
2. 系统传动方案分析与设计........................4 *8MU,6
M6g!bK2l
3. 电动机的选择..................................4 2TIZltFS0e
XmX Hs4
4. 传动装置总体设计..............................6 %,)[ %>#{
B8 C"i%8V)
5. 传动零件的设计计算............................7 1_yUv7uhX
kw1PIuz4&
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 T}fo:aB}
oOSw> 23x
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 #t{?WkO[
9 ft7
3） 链传动的设计计算........................... ...15 w3 B*%x)
f?
ko%c_p
6. 轴系零件的设计计算............................17 3Vt-]DGX
tn:9
1） 轴一的设计.....................................17 =f{r+'[;^
)5e}Id
2） 轴二的设计.....................................23 J 9>uLz
Imi_}NB+
3） 轴三的设计.....................................25 m]&d TZV
6Zkus20
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 K b{
fr:RiOPn
8. 键联接的强度较核..............................27 9 ?h)U|J?G
Y[*z6gP(
9. 轴承的强度较核计算............................29 +#n[55d
w^P4_Yr[T
10. 参考文献......................................35 8t h G-
C8a Yg
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 8m-ryr)
!U *i13
一、课程设计任务书 VNA VdP
uVIs5IZzIi
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） =|am=Q?Q
y%3Yr?]
图一 +vJ[k 2d
%6* xnB ?
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％。 ^ d4#
a o\+%s
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 _
@ \
Ql#:Rx>b
运输链的工作速度(m/s)：0.8 ?][Mv`ST
Z]"ktb;+[
运输链节距(mm)：60 |67<h5Q1
R.+Q K6B&
运输链链轮齿数Z：10 eK4\v:oG1
l[rIjyL@
二、系统传动方案分析与设计 d;)Im
"
:`oY D
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。 uFG]8pj2V1
k >U&Us0
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。 QT^W 00 h
?%B%[u
3. 系统总体方案图如图二： >/}v8 k 1v
jjEkz 5
图二 > : \lDz
0SA
c1
设计计算及说明 重要结果 nv@$'uQRp
JdFMSmZ@
三、动力机的选择 f;
>DM
n%W~+
1.选择电动机的功率 vU&gFEWg
o= N= W
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 qdNYY&6>?u
vs HY; [
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； )!){4c/
)O2giVq7[0
Pw→工作机需要的输入功率，kW； d ; V
Yb 6(KT
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 Y7]N.G3,]
q_ ']i6
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； fqFE GyeNr
}(O
7tC
滚动轴承效率η2=0.98； :Y ~fPke
WF-B=BRZ
链传动效率η3=0.96； jQC6N#L
]X;Ty\UD&
圆锥齿轮效率η4=0.98； 69TQH J[
E(>RmPP=7
圆柱齿轮效率η5=0.99； lMF j"x\
M[@) . 4h
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 9<}d98
4 Z1- RS
因此总效率 N:\I]M
9Clddjf?c
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 8yA : C
KP -g<Zc
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而 lm o>z'<
>}43MxU?
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 ]aXCi"fMs
Z"]
be n
2.选择电动机的转速 Iy6 "2$%a
L&][730
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。 G6]M~:<i
Uw)?u$+
P
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 , /{\tk vv-Z
bJmVq%>;
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 7H a
+ @
t8E'd :pE
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； n!~{4
uUW
n*{e0,gp`
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； IM7k\
$DJp|(8
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； :L&-
c<r`E
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 F !tn|!~
,H'O`oV!1E
所以 (iIJ[{[H4)
wk<QYLEk
因此 ?9i
7 w1`
oIAP dn
3.选择电动机的类型 #K yb9Qg
V+W,# 5
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性，有无冲击、过载情况，调速范围，启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源，如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中，以三相异步电动机应用最多。 /Uz2.Ua=
TWK(vEDM
通过功率及转速的估计计算，选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 "|gNNmr
r2]:'O6
查[1]表12-1，其额定功率为4kW；满载转速为1440r/min；额定转矩T=2.2；最大转矩为2.3；质量M=43Kg；电动机安装代号是B6。 L ![b f5T
% TyR8
%
四、传动装置总体设计 cP`o?:
1;i[H[hNY
1.计算总传动比及分配各级传动比 oQBfDD0
wwF]+w%lOw
传动装置的传动比要求应为 .\7R/cP}{A
]/XNfb
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 d/k&f5
#6[ FGM
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 SuMK=^>%
Z f4Xt
Yn
综合考虑各项因素，查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3；圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5；圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 22a$//}E
JM0'V0z
2.计算传动装置的运动和动力参数 aF1pq
O~.A}
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。 n9B1NM5 \
Ratg!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 v<,? %(g)7
wLAGe'GX
1） 各轴转速计算如下 B5hk]=Ud
DB-4S-2
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。 {e/Qs|a
R
r5xu#%hgp;
2)各轴功率 #G:~6^A
Edj}\e*-J
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。 Ev|2bk \
;,}tXz
3） 各轴转矩 E) |fKds
RcitW;{|Kg
电动机轴的输出转矩 { aqce g
o
/AEp)8
五、传动零件的设计计算 ~Aq;g$IJZ
J 6U3}SO=y
1、直齿锥齿轮的设计 ,~w)~fMb8
C S"2Sd 1`
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 qd6XKl\5
|tC!`.^\
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： bm*Ell\a.
:PuJF`k
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 t5G@M&d4Eo
.-T^ S"`d|
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 yf(VwU,
x
|T uk9d4]
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； )=V0
b/5
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； m{gx\a.5
'z0@| a
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 n KC$
KC
:jKD M
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； r 'wam]1Z
kaQn'5
b、 小齿轮传递的转矩 ； JL45!+
; 6Js
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； fFudoIC
^\ Gaf 5{
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 \2~Cn c*O
WDNuR #J?
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； Wg9q _Ql
k;/U6,LQ*
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 rTT Uhd
^noKk6Aaa
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ig3HPlC
!%>p;H%0
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 #G%[4.$n.
_PZGns,u
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 4Z5ZV!
JK34pm[s
h、 小齿轮分度圆周速度v l?L wQmq6
ohklLZoZ
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； >u?pq6;
.I_Mmaq;i
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； MgyV {`
o5)lTVQ~~
齿间载荷系数取 ； -\xNuU
9;KQ3.Fa}q
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 E-\Wo3
^u`1W^>
故载荷系数 ； {Hg. ctam
[Zc8tE2oN
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a HfEU[p7)
77?/e^K\S
模数 &g%9$*gm T
-,+zA.{+W
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 1S
.~Vh0Q,
@."_XL74
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； 5jAiqJq~y:
a~jU~('4}w
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； >qkZn7C
FY1
>{Bn
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 AlF"1X02
%" kF i
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 k'Is]=3
[xW;5j<87
载荷系数K=2.742; foO /Yc
ObJgJr
c) 分度圆锥角 ;易求得 r$<-2lW
&p|+K
XIf
因此,当量齿数 3fA.DK[4 [
x-J.*X/aB
根据[2]表10-5查得齿形系数 fg"]4&` j-
mAO$gHQ
应力校正系数 Yl}'h Rp
SStaS<q '
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: !7)` g i
UqHk2h-
结果显示大齿轮的数值要大些; 8 4(NylZ
S~L;oX?(!
ｅ、设计计算 o3C7JG
NL` }rj
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 G':wJ 7[]`
U~h
f,Ox i
大齿轮齿数 ; S L I(;, s
|7XPu
5) 其他几何尺寸的计算 ( @wgNA-P
DAYR=s
分度圆直径 Bgw =((p
m/M=.\]
锥距 Jkf%k3H3I*
1{%3OG^'
分度圆锥角 \.!+'2!m
Vz4 /u|gt
齿顶圆直径 7S ^ba
~O|g~H5;
齿根圆直径 pf&H !-M
YF)uAJ Ak
齿顶角 6b!F7ky g
8s+9PE
齿根角 YCMXF#1
|j2b=0Rpk
当量齿数 S=f:-?N|
>]/R lW[
分度圆齿厚 7\;4 d4u
VK)vb.:
齿宽 Hsdcv~Xr;l
D5Z@6RVt
6) 结构设计及零件图的绘制 oh ^/)2W
GvB;o^Wd
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. 8D]& wBR:
d2~*fHx_ !
零件图见附图二. `eo$o!
W {@,DQ
2、直齿圆柱齿轮的设计 m[>pv1o
%2q0lFdcM
1）设计已知：齿数比u=2.5；小齿轮转速 ；输入功率 ；传递的转矩 ； NU N~T (
z*oe ho
2）齿轮传动的主要特点是：效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定，但制造和安装精度要求高。 b7uxCH]Z
*(+*tj cWa
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 .
.5s 2
s@$SM,tnn
4）材料及精度等级的选择 GZq~P l
uge~*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）。 f)_k_ <
Kb$6a'u7
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。 G~ONHXL
L\cb Y6b
5） 压力角和齿数的选择 ,%^qzoZnT
$wm.,Vb
选用标准齿轮的压力角，即 。 S\poa:D`
nSSj&q- O
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? lWyg_YO@
}+/F?_I=
%
取 。 -J&
b~t@
qx'F9I
6） 按齿面接触强度设计 &=.SbS
#TG7WF 5
由[2]设计计算公式10-9a，即 #qcF2&a%
O>c2*9PM
a. 试选载荷系数 ； j>I.d+
IW>\\&pJ
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： KvvG
H-]
v(GT+i)|
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； 4qKMnY R
qDK\MQ!
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； K&IH t?vh!
V9\y*6#Y,
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 DQy;W ov
gyT3[*eh
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 EmYu]"${1
IKFNu9*"h
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； E]g y5y
*7`amF-
h. 计算接触疲劳许用应力: +01bjM6F_1
2tMa4L%@C
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 @tfatq+q
aU yJi
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, J ,_IHzO~Z
N
6t `45
j. 计算圆周速度 ,AuejMd
o%3VE8-
k. 计算齿宽b +*=?0 \
nK>D& S_!
l. 计算齿宽与齿高之比 QG]*v=Z
'(fCi
模数 pP^"p"<s
pcO{%]?p
齿高 gMB/ ~g5b0
3F\UEpQ
所以 m'"Ra-
Vd+5an?
m. 计算载荷系数 be(p13&od
yi Ausl;
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; |n %<p
n1@ Or=5
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; 40Z/;,wp{
-FW'i10\2+
由[2]表10-2查得使用系数 ; uTIl} N
{3kI~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 kOLS<>.
#e5*Dr 8
代入数据计算得 3@^b's'S|}
&k0c|q]
又 , ,查[2]图10-13得 z!
DD'8r>
.ta*M{t
故载荷系数 .,( ,<
]zR,Y=
#
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 [.*o<
KP
+Heen3
ｏ、计算模数m QAK.Qk?Qu
!#H ca
7) 按齿面弯曲强度设计 <#5`%sa '
n$YCIW )0
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 J6*B=PX=(
Bg0 aLU)[
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 ； # ^ ;^_
"Qxn}$6-
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 b cy(
?(
!Knv/:+
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 z Fk@Y
y1zep\-D
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K ]Zz<9zix
C%+>uzVIw
e.查[2]表10-5得齿形系数 k . CHMl]
S&m5]h!D
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 /DQcM.3
uyDYS
小齿轮 Q WWoj[d#
SsF
5+=A
大齿轮 V7
dAB,:
DUK.-| a7
结果是大齿轮的数值要大； -!p -nk@9|
3kBpH7h4
g.设计计算 rO`n S<G
v^_<K4 N`
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。 *>XY' -;2e
3tTz$$-#
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 ； ,Uv8[ci%9
pd{;`EW|
8） 其他几何尺寸的计算 ,.+"10=N.
@5# RGM)5^
分度圆直径
YErn50L
o )
FjWf;
中心距 ； T6ZJ SKM
y[!4M+jj
齿轮宽度 ； B<Ynx_ 95
.iL_3:6f
9）验算 圆周力 SEXLi8;/
?ixzlDto\
10）结构设计及零件图的绘制 dsxaxbVj%
HG%H@uK
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*s, i
{M?!nS6t
3、链传动的设计计算 = *A_{u;E
aUy=D:\
1.设计条件 p3eJFg$
r} ~ l(
减速器输出端传递的功率 6Y Z&>` a^
\g}FoN&
小链轮转速 Hvq< _&2
NB&u^8b
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 b+M[DwPw
`<>8tZS9"
2.选择链轮齿数 m`c(J1Et
TJB0O]@3
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 。 (t9qwSS8z
| ~G; M*q
3.确定链条链节数 ~^"cq
S(
.6 E7 R
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 % KY&E>^
K (plzQ3
取 （节） NG_O I*|~
^aZ Wu|p
4.确定链条的节距p fXw%2wg
&T}v1c7)
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 "7 )F";_(^
C_#0Y_O
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 o\Hg2^YY>
i*Y/q-N|
齿数系数 DoPm{ 055J
3MjMN %{P
链长系数 3a{Qk VeV7
]'_z (s}
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 n37( sKG
4: <0i0)5
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。 hBE}?J>
~9o S~fP?I
5.确定链长L及中心距a }
2)s%
u 3,b,p
链长 HXdPKS4q
\lR~!6:
由[2]公式9-20得理论中心距 3Ua g[ms
]jHB' Y
理论中心距 的减少量 8`VM do9
~:)$~g7>b
实际中心距 ?EX'j
>
jgbw'BBu
可取 =772mm ~*B1}#;
ooZ7HTP|
6.验算链速V hkU#
lt
A{6ZEQAh>
这与原假设相符。 {.,OPR"\
_i8$!b2Mr
7.作用在轴上的压轴力 ( rw bF
!Q7
有效圆周力 :{66WSa@Dd
j9u-C/Q\r
按水平布置取压轴力系数 ，那么 K.z}%a
:z a!!^
六、轴系零件的设计计算 W : ?- d{
uEi!P2zN
1、轴三（减速器输出轴）的设计 C}1(@$
C#-x 3d-{
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： s*l_O* $'
u8 <=FV3
（2）求作用在轴齿轮上的力： n )K6Z{x
p[uwG31IL`
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 ^5T{x>Lj
ZY/at/v
径向力 iuHG9 #n
E>g' !
其方向如图五所示。 2#! $f_
M}5 C;E*
（3）初步确定轴的最小直径 84 knoC
@s
IZ
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 _>`0! mG
|;_
yAL
查[2]表15-3取45钢的 So8P 8TCK
u\E.H5u27
那么 gR( c;
z H \*v'
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。 8D n]`}ok
}%1E9u
（4）轴的结构设计 Sc0ZT/Lm
f zKKK+
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 LTY.i 3
Yr31GJ}K
图三 NPc%}V&C(u
f/c}XCH_h
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 eQLa .0
Q.|2/6hD7[
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 。 16+@#d%#p
Z ~nl{P#
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 vn_avYwiy
95<:-?4C;W
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； 1=D!C lcb
,\m c.80
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 。 zR
.MXr
vK{K#{
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）。 p&\uF#I;
kU
Flp
图四 5[R}MhLZ
o D 8-I^
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 s=nds"J
/0c&!OP
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。 E.6\(^g
4| e#b(!
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 |}} ]&:w2
M Q+ek4
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。 1,QRfckks
/f[_]LeV]
（5）求轴上的载荷 a9I8W Q
d;^?6V
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 ， |<V{$),k
L~$RF {$
； ； 8j$q %g
eXd(R>Mx
图五 cm3Y!p{p"
[Ok 8l='
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： J53;w:O
hJ<2bgQo
表一 _e 3'f:
-^5R51
载荷 水平面H 垂直面V Dpd$&Wr0Y
Esjv^* v9-
支反力F v( ^ rq
ts]7 + 6V
弯矩M O>G P>U?]
% )D7Dr
总弯矩 r Lh
h
rA`\we)
扭矩T T=146.8Nm {5udol5?
6bGD8 ;
（6）按弯扭组合校核轴的强度： {P-PH$ E-
Kq$Zyf=E
根据[2]中公式15-5，即 `9+EhP$RS
3$8}%?i
取 ，并计算抗弯截面系数 RtL<hD
Em,!=v(*
因此轴的计算应力 ~30Wb9eL
WI6E3,ejB1
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 M\&~ Dmd
*eP4dGe&
，故安全。 mTfMuPPs[
qM0MSwvC=
（7）精确校核轴的疲劳强度 Lvq]SzOw
A 5 X+Z
①、判断危险截面 )ta5y7np
{yHfE,
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。 X$9QW3.M
1l_ }O1
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。 .F2nF8
kA4ei
②、截面2左侧： 6iG<"{/U5
fn OkH
抗弯截面系数 / aG>we
,NEs{!
T
抗扭截面系数 $k ma#7
aS vE
截面2左侧的弯矩为 0*?XQV@
_,FoXf7
扭矩为 j>xVy]v= |
jtv Q<4
截面上的弯曲应力 %g&,]=W\N
h50StZ8Yr
扭转切应力为
:XSc#H4
Y:%)cUxA
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； e@=[+iJc
rx> Tc#g
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 C..2y4bA}
0:'jU
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 l;*l PRoW,
e6HlOGPVQH
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 _[i=TqVmf
"g%:#'5
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； &&1Y"dFs
H ?j-=Zka
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； Nf 'dT;s.N
xH_ie
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 SU
O;
.k`*$1?73x
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 Kxc$wN<
BhW]Oq&
③、截面2右侧： s~Wu0%])Q
sNfb %r
抗弯截面系数 R}w wC[{
v* ~%x
抗扭截面系数 E#$_uZ4
~,!hE&LE~
截面2右侧的弯矩为 HwW[M[qA
on;sq8 ;
扭矩为 x;FO|fH
e4q k>Cw
截面上的弯曲应力 `s83r hs`!
;D"P9b]9$
扭转切应力为 wYQ 1Z
Z#Zzi5<
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 y'!p>/%v
KPjqw{gR_R
表面质量系数 ； ]2\2/~l
;}eEG{` Y
故综合影响系数为 EkStb#
|
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