| 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 O*<,lq 0K
ye9-%~sjX
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 JQ*C F(9
XOM@Pi#z
原始数据 xY/
S;dE
);$L#XpB
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 tXocGM {6C
FuYV}C
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 )32BM+f"77
e/?>6'6 5
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 O?ZCX_R:L
((U-JeFW
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 X3KP N
?hu$
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 Y dgaZJs
t._W643~
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 [hf#$Dl |
v :YW[THre
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 ACg5"
/^E2B RI
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 ZQHANr=
6
x)h p3&L
原始数据 X 9f!F2x
!9l
c6W
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 .1yp}&e#
/=x) 9J
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 0ih=<@1 K
_RFTm.9&
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 pZ /aZg1Ld
O)'Bx=S4Ke
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 3w EVjT-
=<.8
工作条件；连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产。单班制 npH2&6Yhi^
v ZM.gn
工作．运输带速度允许误差为 5％。 "28b&pm
;a/Gs^W
机械设计课程设计计算 s|U= _,.
i/nA(%_
说明书 6xs_@Vk|d
`e
t0i.
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 Qwn/ ,
i6)$pARp
目录 Y~T;{&wi
'Iw eN
1. 设计任务书....................................3 ic:_v?k
[N}:Di,S
2. 系统传动方案分析与设计........................4 :7t~p&J
R 2uo ZA,
3. 电动机的选择..................................4 zV\\T(R)
3_W1)vd{
4. 传动装置总体设计..............................6 **V^8'W<
F:.rb
Ei
5. 传动零件的设计计算............................7 3 T $gT
dnVl;L8L3
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 qALlMj--m
DUc
- D==
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 [kx_Izi/T
UdmYS3zs
3） 链传动的设计计算........................... ...15 oagxTFh8~
LB_y lfg
6. 轴系零件的设计计算............................17 ve2GRTO^aC
12*'rU;*
1） 轴一的设计.....................................17 i D V.L
Gxu&o%x [
2） 轴二的设计.....................................23 MP\$_;&xB
l BS!=/7
3） 轴三的设计.....................................25 Ycypd\q/
1;<J] S$$
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 ID" '`DKxe
$j*j {}K
8. 键联接的强度较核..............................27 zhbp"yju7
UH1AT#?!W
9. 轴承的强度较核计算............................29 P g.PD,&U
H
10. 参考文献......................................35 &B\tcF
EOu\7;kE 9
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 je1f\ N45
wkK61a h6
一、课程设计任务书 [H5TtsQ[
"$KU +?
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） \TS t
+2!J 3{[J
图一 0S <;T+WA
;/#E!Ja/ u
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％。 N"MuAUB:K
4:-h\ %
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 5K13
ZcgSVMqEX
运输链的工作速度(m/s)：0.8 iva&W
k ;PQVF&E
运输链节距(mm)：60 6k"'3AKaR
d?(#NP# ;
运输链链轮齿数Z：10 Q6Z%T.1
)=TD} Xb
二、系统传动方案分析与设计 dg/OjiD[P
qepsR/0M
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。 [@Y<:6
Xxcv 5.ug
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。 n.]K"$230
`T2RaWR4=
3. 系统总体方案图如图二： [OBj2=
!={Z]J
图二 59gt#1k
6>ZUx}vYj
设计计算及说明 重要结果 DytH } U"
hM^#X,7
三、动力机的选择 0Qvbc}KP8
tL(B gku9
1.选择电动机的功率 U.<';fKnT
v#
ab2
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 AVyO 5>w
_hyboQi
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； '" LrGvkZ
zK893)
Pw→工作机需要的输入功率，kW； Qi`Lj5;\F
yS0YWqv]6@
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 5qtZ`1Hq
YlD ui8.N
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； .VN "j
ez_qG=J .
滚动轴承效率η2=0.98； @Y+YN;57
P3 se" pP
链传动效率η3=0.96； )p'ZSXb
d)F~)}TFM
圆锥齿轮效率η4=0.98； V.5gxr3QqW
AFO g*{1
圆柱齿轮效率η5=0.99； I*_@WoI*
&1Dq3%$c
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 "']I.
bI.LE/yk
因此总效率 _cdrz)T
`oP :F[B
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 1 zIFQ@
'EoJo9p6}
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 { _QXx
W]MKc&R
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 fCTdM+t
LcS\#p #s]
2.选择电动机的转速 s*{l}~fPkW
3jQy"9f
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。 ve[` 0
uu L"o
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 , 7K3S\oPej
4E]w4BG)
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 UN#XP$utY
(hej
3;W
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； . (G9mZFV
oLK-~[p
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； Wr H7tz
V(Ll]g/T_;
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； d 2sY.L
KM$L u2
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 ]w z` j1
+-YMW;5
所以 :U_k*9z}=
8A/" ia
因此 6Mu_9UAl`
R GF anP
3.选择电动机的类型 ;0D T f
nNJU@<|{*
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。 @\0U`*]^)
a@:(L"Or
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。 ^=:e9i3u
;sd[Q01
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。 X!Ag7^E
+{U0PI82
四、传动装置总体设计 _/Ky;p.
`|?K4<5|
1.计算总传动比及分配各级传动比 ax$ashFO/!
$SAq/VHI1]
传动装置的传动比要求应为 9IJBK
J' c]':U
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 jp= z
^l
xR;>n[6
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 ?O3E.!Q|
{I'8+~|pZL
综合考虑各项因素，查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3；圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5；圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 )D'SfNx#{
"ee:Z_Sz
2.计算传动装置的运动和动力参数 zOJ4I ^^
&Omo\Oq&W>
设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 3cfJ(% 'X
6.%M:j0 0E
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴，分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴，则 ]DVZeI03@
M )4-eo
1） 各轴转速计算如下 `{w.OK
2;h4$^`dt
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。 q?}
/q
/)RyRS8c
2)各轴功率 >np!f8+d"q
}j<:hD QP
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。 SFhi]48&V
u5D@,wSNz
3） 各轴转矩 dH:z _$Mg
k1Z"Q mz
电动机轴的输出转矩 Jw13
Wb-
Mtt t ] ]
五、传动零件的设计计算 ` pr$l
0u[Vd:()v(
1、直齿锥齿轮的设计 e4:,W+g,9
(gW#T\Eln
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。 <ZmC8&Uo
t &scvX h
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： s<3 cvF<
Xwz9E!m
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）。 \dvzL(,
dH]0 (a J
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。 bY`
b3
]b5E_/P
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 ； ."`mh&+`
Dp1FX" a)
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； GD(gm, , )
as#_Fer`U
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 K]c|v
i_D
RRSkXDU}
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； m~ 7[fgN2
HC1jN8WDY
b、 小齿轮传递的转矩 ； \
a}6N Io
LPuc&8lGWf
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； w3,DsEXu
'7BJ .
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 7 2Zp%a=
W`^euBr7R>
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； #B_Em$
aT i2=HL=S
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数
L tk'`
Pv-El+e!
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 Cn\5Vyrl
Cu2eMUGt
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 ~HW8 mly'
|:qaF
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 5a8[0&hA 2
lI,lR
h、 小齿轮分度圆周速度v 3)D' Yx
^)i5.o\
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； K!AW8FnHkZ
@^q| C&j
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； K;ncviGu
|ZJ<J)y
齿间载荷系数取 ； tr[(,kX
QmHj=s:x\
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 yM_ta '^$
dSdP]50M
故载荷系数 ；
5yA1<&z
^4G%*-
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 p* '%<3ml
Ca2He}r`
模数 OEZ`5 "j
DJWm7 t
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 *|Bu 7nwg
[
GcH4 E9r
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； N <d 0C
N}|<P[LW
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； /Jc fAY
\ `kH 2`
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 pxGDzU
U{`Q_Uw@$:
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 HpXQ D;
v 0aV>-v
载荷系数K=2.742; p1BMQ?=($
]J '#KT{
c) 分度圆锥角 ;易求得 uGoySt&;(
Q<c{$o
因此,当量齿数 jV|j]m&t
l-v(~u7
根据[2]表10-5查得齿形系数 *UerLpf
{s{ bnU
应力校正系数 Z&Qz "V>$
8 \lRP ,-
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: $>M-oNeC
)'1rZb5
结果显示大齿轮的数值要大些; mm1fG4
*%
dvc=<!"'S
ｅ、设计计算 Hxr)`i46
)%zOq:{\5
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 ZFxa2J~ ;
t@#l0lu $
大齿轮齿数 ; 78MQ oG<
j@o
\d%.'!
5) 其他几何尺寸的计算 :>q*# vlb
i"_@iN0N
分度圆直径 vyA
`Z1
E2nsBP=5C
锥距 + g*s%^(E
/cXV J(# j
分度圆锥角 m>:zwz< ;
6OPYq*|
齿顶圆直径 VpO+52&
2uE vu
齿根圆直径 x| =]Xxco
|19zjhl
齿顶角 US'rhSV
/>dH\KvN
齿根角 =>m x>R`S
!7>~=n_,L.
当量齿数 Z(|'zAb^
+ e3{J _
分度圆齿厚 $&ZN%o3
K\VL [HP-
齿宽 <tn6=IV
C[JGt 9{Y
6) 结构设计及零件图的绘制 P$H 9
/l b"g _
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. w|G 4c^KH
[h0.k"&[
零件图见附图二. 0_f6Qrc j
T*"*##c
2、直齿圆柱齿轮的设计 W }
3$n O@rOS
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 ； *p.70,5,
U?e.)G
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。 !?aL_{7J
+ d 289"
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 pV
40m>~I^q}
4）材料及精度等级的选择 ]b&O#D9
B(ZK\]
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）。 cK e{ ]a
grZ?F~P8
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。 !)//b]
3q)y;T\y W
5） 压力角和齿数的选择 /DxeG'O
"eH.<&
选用标准齿轮的压力角，即 。 7\<}378/^
,@Ae o9}
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? )Rj,PF-9Z[
l|" SM6
取 。 S7kZpD $
%<rV~9:
6） 按齿面接触强度设计 UC*\3:>'n
aQ#6PO7.Z
由[2]设计计算公式10-9a，即 h 7
c
}pOJ M &I
a. 试选载荷系数 ； i "GCm`
#7BX,jvn>
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： bo_Tp~ j
Uy;e5<<
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； Z_WJgH2c
Kq&JvY^
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； %"=qdBuk
K0 -AP
$
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 。 Xd@ _:ds
4&}dA^F
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 e;r?g67
JL:\\JT.
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； )2g-{cYv
IRY/0v
h. 计算接触疲劳许用应力: <-s5
;xwtS
" ,>,t_J
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 MgrJ ;?L
GI[XcK^*w
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, +I[Hxf ~
_ d* QA{
j. 计算圆周速度 T@gm0igW/;
y%@C-:
k. 计算齿宽b ^/:G` '
WX}pBmU
l. 计算齿宽与齿高之比 /PTk296@
z8*{i]j
模数 *]+5T-R% $
n"|1A..^
齿高 M 0Vs9K=
>O/1Lpl.3
所以 Nny#}k
Bt
=b/:rSd$NA
m. 计算载荷系数
Z O\x|E!b
nf )y_5 y
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; Rpou.RrXR7
"S^ "" 5
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; C~q&
) N kf'&
由[2]表10-2查得使用系数 ; :7DXLI|L#?
W_Eur,/`
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 W*.6'u)9
mm9xO%
代入数据计算得 fiZq C?(
DWmViuZmL
又 , ,查[2]图10-13得 Tt+E?C%Y
P`]p&:
故载荷系数 jPA^SxM
Ers8J V
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 0o_wy1O1,
o@ W:PmKW
ｏ、计算模数m Hq oCl
R~! md
7) 按齿面弯曲强度设计 b1Fd]4H3P
o~tL;(sz
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 _}3NLAqg
`Yw:<w\4C
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； /^Ng7Mi!
&N:`Rler
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 fYUbr"Oe
SU>c J*
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 f,0,:)
]m@p? A$
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K L6n<h
EB2 5N~7
e.查[2]表10-5得齿形系数 Fa-F`U@h(m
d[$YTw
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 % h "%G=:
+xn59V
小齿轮 ' T%70)CM~
eiwPp9[08
大齿轮 zot _ jSV
Eq6.
s)10
结果是大齿轮的数值要大； 1YJ@9 *l
gSt'<v
g.设计计算 z\r29IRh
k.Q4oyei
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。 Bl*.N9*
Rb
l4aB+
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 ； <n bc
RO.
`~+[pY 1r
8） 其他几何尺寸的计算 f3"sKL4|
/Q\|u:oO,
分度圆直径 sQgJ`+Y8_
H0?Vq 8I?
中心距 ； 0p[-M`D
IfzZ\ x
.
齿轮宽度 ； =At)?A9[
Rn5{s3?F~2
9）验算 圆周力 dZ%rmTE(H
v%!'vhf_K
10）结构设计及零件图的绘制 U2kl-E:
$E h:m&hq
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 ;noZmPa
KxUO=v<u
3、链传动的设计计算 ],xvhfZ"dn
I.h y"y2&
1.设计条件 |eEXCn3{
MHF7hk ps}
减速器输出端传递的功率 WdJJt2'
jzAXC^FS
小链轮转速 DA9f\q
L]#b = Y
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 >o|.0aw<
JHCXUT-r{
2.选择链轮齿数 ;$/]6@bqB
0W!S.]^1
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 。 erdA ?
5 ]l8l+
3.确定链条链节数 Cm~z0c|T
2b^E8+r9
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 %WAaoR&u
j+NsNIJq
取 （节） + 3c (CTz
yLEA bd%+
4.确定链条的节距p w 'zSV1
rYPj3!#
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 f=T &$tZ<
0q _?<v_ 1
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 {I]>!V0j!
0 ^m Cj<g
齿数系数 |ohCA&k%;
a&%v ^r[
链长系数
p}(pIoyUF
Bz4;R9_%I
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 @: K={AIa
{ \ ]KYI0
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 ma e@L
2g$;ZBHO|8
5.确定链长L及中心距a ^17i9 8w
JV@b(x`
链长 QW=
X#yrDO
Q+; N(\
由[2]公式9-20得理论中心距 &2,^CG
^\7GFpc
理论中心距 的减少量 9a0|iy
,| ~Pa
实际中心距 L-VisZ-FK
. 9@y*_ 9
可取 =772mm #y*p7~|@
SshjUNx
6.验算链速V ~ As_O6JI
[1g
这与原假设相符。 sjG@4Or
grTwo
7.作用在轴上的压轴力 ~$]Puv1V>
j71RlS 73
有效圆周力 n |Q ' >
g
[c ^7
按水平布置取压轴力系数 ，那么 67]!xy
ie}?}s
六、轴系零件的设计计算 DMiB \o
,nSapmg
1、轴三（减速器输出轴）的设计 {) Pg N
-~ H?R
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： ~=gpn|@b
5q
_n 69b
（2）求作用在轴齿轮上的力： e|eWV{Dsz
~qkn1N%'
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 2k+u_tj>
uQ iW{Kja2
径向力 F Zx.Yuv
%6E:SI 4
其方向如图五所示。 Mu/hTTiNx
Huf; A1.
（3）初步确定轴的最小直径 %nhE588xf
PZk"! I<oN
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 5E0dX3-
?b x a k
查[2]表15-3取45钢的 ca,U>'(y
!NTt' 4/F{
那么 !xE@r,'oN
J=Hy oz+9
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。 h~s h!W8
Lrq e:\
（4）轴的结构设计 M i047-% (
pZ5eG A=
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 U(5 Y g
b}J,&eYD
图三 k;Ask#rs
=`.OKU An
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 A>%mJ 3M
? u~?:a@K
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 。 cBQ+`DXn5c
"=!sZO?3
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 91M5F $
SHRn $<
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； oa6&?4K?F
(lt{$0
c、取安装齿轮处轴段的直径 ；齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，该轴段长度应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，则轴肩处的直径 ；轴环宽度 ，故取 。 f7 I!o, /
N `[ ?db-%
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求，取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm，则 （参看图四）。 DeTLh($\
OPC8fX5.
图四 *H~&hs>k
0X}0,
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 +^ `n- m
`_!R;f
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。 n a+P|'6
;nAI;Qw L
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 =H 8Y
'm k_s4J
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。 l`."rei%)
23/;W|
（5）求轴上的载荷 M=Y['w x
6rMNp"!
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 ， c+501's
,M=s3D8C
； ； @ bZ,)R
6Cgc-KNbk
图五 C sCH :>
u LSuY}K0
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： w+iI a y
Z31a4O
表一 6@FGt3y
^J)0i_RS
载荷 水平面H 垂直面V cFr `9A\-n
N)4R.}
支反力F dZCnQ IS
#,9#x]U#v
弯矩M QBb%$_Z
7KN+ @6!x
总弯矩 %|'Vuc Lx
V#X< Yt
扭矩T T=146.8Nm ,O_iSohS
{'yr)(:2M
（6）按弯扭组合校核轴的强度： +aN"*//i
( e4 #9
根据[2]中公式15-5，即 :M8y
2f h
}!N/?A5
取 ，并计算抗弯截面系数 8w MwS6s:
A=r8 _.@2@
因此轴的计算应力 #]r'?GN
eu'S~c- l
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 PQP|V>g
cVl i^*se
，故安全。 Q096M 0m
f<M!L> +M6
（7）精确校核轴的疲劳强度 Q^):tO]!Ma
h)Ol1[y`
①、判断危险截面 otlv ;3263
=k5O*ql"
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 vUR gR
t&~*!w!+jH
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 ANTWWs}
}8'b}7!
②、截面2左侧： } ^2'@y!(
f dJ<(i]7W
抗弯截面系数 Y T6dI"48
(XEJd4r
抗扭截面系数 slaH 2}$xR
~~q>]4>
截面2左侧的弯矩为 k:URP`w[X=
. f!dH
扭矩为 rTqGtmulG
*t_Q5&3L+U
截面上的弯曲应力 .R)uk
#3?}MC
扭转切应力为 C8D `:k
FM7`q7d
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； <u/(7H
vsJDVJ +=
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
?}#Iu-IA
`><E J'h
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 a%5/Oc[[
e m
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 }i J$&CJ
LCW}1H:Q
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； G &08Qb ,N
IyAD>Q^
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； Mbn;~tY>
BZ(I]:oDL
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 k 7:Z\RGy
]n3!%0]\
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 NryOdt tI
;SX~u*`R
③、截面2右侧： wo;OkJKF
u:^sEk"Lk'
抗弯截面系数 *K BaKS
} }Z2@}
抗扭截面系数 RFX{]bQp9
uW2 q\
截面2右侧的弯矩为 )S;3WnQ)
Cj$:TWYIh[
扭矩为 s+(@ UUl
Jt0U`_
截面上的弯曲应力 '8[;
m_S
iB` EJftI!
扭转切应力为 a ,"
BG HZL~
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 zRbY]dW
_3. rPS,s
表面质量系数 ； cICf V,j
}9&dY!h +
故综合影响系数为 )sNPWn8<Uy
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