| 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#) {1<0vg
dr)YzOvba
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 A?_ =K
kiUGZ^k\s
原始数据 NBl+_/2'w
f-DL:@crU
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 *eI)Z=8
^b: ( jI*l
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 &'cL%.
X%z }VA
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 ojYbR<jn9
GjoIm?
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 |*Z$E$k:
?
WJ> p
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 SJD@&m%?[
#/PA A
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 f#+el
y
EY*(Bw
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 F,
U*yj
l/;X?g5+
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 %ZHP2j
%~
UOQEk22
原始数据 %X#zj"
r0p w_j
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 d%l{V6
dJ"iEb|4
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 %$%& m1Y
h -iJlm
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 +`3!I
:W b j\
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 \fr-<5w7 9
hi g2
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 xsWur(> ]
WJI[9@^I~
工作．运输带速度允许误差为 5％。 THmb6^
SG6 sw]x
机械设计课程设计计算 ^vG8#A}]
9UvXC)R1
说明书 M q';S^
1lv2@QH9
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 v[Kxj a;
H'Yh2a`!o
目录 n3J53| %v
CI3XzH\IX*
1. 设计任务书....................................3 J\ e+}{
N},n `Yl.
2. 系统传动方案分析与设计........................4 $-[CG7VgX%
/x3/Ubmz~x
3. 电动机的选择..................................4 qJ0fQI\
A *W) bZs.
4. 传动装置总体设计..............................6 \Qm CeB
\U@rg4
5. 传动零件的设计计算............................7 DY[$"8Kxcp
qCv20#!"|
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 JEE{ QjTh
2h?uNW(0Q
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 {rcnM7 S1L
]9\!;Bz^J
3） 链传动的设计计算........................... ...15 >}(CEzc8
|HZT N"
6. 轴系零件的设计计算............................17 Rb\6 ;i8R
>[X{LI(_<<
1） 轴一的设计.....................................17
& y <Z E
?M cQr1
2） 轴二的设计.....................................23 ;E'"Ks[GH
o/ui)U_
3） 轴三的设计.....................................25 ak:c rrkx
,^S@EDq
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 02Ia2e.f
vf8\i- U=
8. 键联接的强度较核..............................27 vVL@K,q
gzeQ|m2]
9. 轴承的强度较核计算............................29 _V\Bp=9W
Ld B($4,
10. 参考文献......................................35 JMTvSXr
u :F~K
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 [~&XL0
[d* ~@P
一、课程设计任务书 Hk|0HL
cW+t#>' r
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） *28pRvY:b
t!I aUW
图一 bO<C R
X6^},C'E.:
2.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动；使用期限为10年；小批量生产；两班制工作；运输链工作速度允许误差为 5％。 }MlwC;ot
]D,MiDph
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 h&kZj Q&
{aM<{_v
运输链的工作速度(m/s)：0.8 T 6~_Q}6
UQ4% Xp
运输链节距(mm)：60 Pzb|t+"$
}6 K^`!
运输链链轮齿数Z：10 VM0j`bs'K*
R N@ctRS
二、系统传动方案分析与设计 ,k G>?4
n#=o?!_4
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。 Ka,^OW}<%q
cm[c ze+*
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。 ?MQ.% J
l9M 0cZ,
3. 系统总体方案图如图二： aj}(E +
gR@C 0
图二 %e @#ux m
~.!c~fke
设计计算及说明 重要结果 ( #; `"Yu
SvR7e C
三、动力机的选择 TXZv2P9
mLL340c#\
1.选择电动机的功率 _@R0x#p5M
n-TQ*&h]3S
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 B7z -7&TE
(x q%
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； n>'Kp T9|
H}:LQ~_2
Pw→工作机需要的输入功率，kW； ~gu3g^<0v
sUYxT>R
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 6eokCc"o
5MSB dO
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； } E_#k]#*
kEd@oC
滚动轴承效率η2=0.98； \Y}3cE
_wdG|{px
链传动效率η3=0.96； Ig5L$bAM~
)P| [r
圆锥齿轮效率η4=0.98； |$7vI&m
%K]euEqs
圆柱齿轮效率η5=0.99； W}|'#nR
PH{_ ,X
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 w eQYQrN
C4NTh}6t T
因此总效率 / >j';6vi
Q%-di=
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 ~g7l8H67
f}D1|\7
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而 M,5"b+mX[~
!u]1 dxa
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 R V&^g*;E
sm$ (Y.N
2.选择电动机的转速 L_w+ y
Iz[@^IUx=
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。 d`1I".y
al 20V
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 , {6oE0;2o'
V
_c @ b%
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 |T{C,"9y
@X3{x\i'I
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； ) yo
a
SIKOFs
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； ykrr2x
2On_'^O
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； G /v/+oX
? 3O9eZ Y@
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 )Af~B 'OUd
N 75 :5
所以 X=C1/ 4wU
M4 WiT<|]R
因此 V#jWege
[ 4;Ii
3.选择电动机的类型 )(7&X45,k
j w* IO
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。 .SWt3|Pi5
nhN);R~o"1
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。 -rKO
)}
)z8!f}:De=
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。 Pf F=m'
,TRT Rb;
四、传动装置总体设计 s
:`8ZBz~
x F8} :z0
1.计算总传动比及分配各级传动比 F]m gmYD%
"z<azs
传动装置的传动比要求应为 F}
d
]qB:PtX
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 +`uY]Q ,O
8?Z4-6!{V,
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。 H_? o-L?+
v2,%K`pAU
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。 .`CZUKG
6'W [{gzl
2.计算传动装置的运动和动力参数 zS< j d~
8UkKU_Uso
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。 [&*6_q"V
'$ef+ @y
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 [Ei1~n)o
T}3v(6ew4
1） 各轴转速计算如下 bJ_cId8+
3zT_^;:L
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。 [j4v] PE
!K? qgM
2)各轴功率 Tg3!R q55
=_]2&(?
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。 r ]>\~&?^F
)wVIb)`R>Y
3） 各轴转矩 0hZ1rqq8C
IcI OC8WC
电动机轴的输出转矩 ]B=C|usJ
Y
qcD-K
五、传动零件的设计计算 u>pBB@
\Ey~3&x9f
1、直齿锥齿轮的设计 7FO'{Qq
L_em')
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。 1b9hE9a{j
[ $fJRR
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： U1 _&gy @y
N - w(e
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）。 3/JyUh?
[\ R>Xcu>
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。 wY"o`o Z
dGwszziuK
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 ； bAr` E
Y RlDX:oX~
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； UofTll)
Y\2|x*KwvF
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 V^Rkt%JY
$ j)hNWI
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； X 5
ITF)&
?*r!{3T ,u
b、 小齿轮传递的转矩 ； Ri>?KrQ F%
B pLEPuu30
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； kcB+ _
SK$ Vk[c]
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>em0{e
Mp\ <cE
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； {F|48P;J
x O7IzqY
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 \.e4.[%[2-
#ZiT-
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 O7aLlZdg~
Kud'pZ{P
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 2k#t
.-
/vE ]2Io
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 59Sw+iZj
L(&}W v
h、 小齿轮分度圆周速度v wb"RB
A9
V:bV ?lt
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； u@%|k c `
;mAh Y
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； 0_eQlatb
5nC u~<uJ
齿间载荷系数取 ； GIHpSy`z
6ew "fCrH!
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 &d`^ E6#
;_<)JqUh
故载荷系数 ； +~2r W8
iz}sM>^
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 kReG:
. gZZCf&?
模数 C>|@& o1
'b: Ne,<
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 i gDyp0t
p* ;Qz
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； %6 =\5>
Gg0#H^s( (
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； `hB1b["(
>R,?hW T
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 YT2'!R
1
VTe.M[:
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 I^Qx/uTKw
heD,& OX
载荷系数K=2.742; 0|)19LR
DOm-)zl{|x
c) 分度圆锥角 ;易求得 c 8'Cq7
&+nRIv S_`
因此,当量齿数 'UDBV
RSWcaATZN
根据[2]表10-5查得齿形系数 fU*C/ d3
M$CVQ>op:
应力校正系数 `n-vjjG%#
+?N}Y {Y&
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: )}X5u%woV
'm1. X-$V
结果显示大齿轮的数值要大些; |PM m?2^ R
QdDtvJLf
ｅ、设计计算 Mg uL$W&l
4'At.<]jL
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 A'eA u
Sr
y,@ p)
大齿轮齿数 ; dl/X."iv!
A_r<QYq0|
5) 其他几何尺寸的计算 0U&d q#
F ! )-|n}
分度圆直径 P%GkcV
\5[-Ml
锥距 zv%J=N$G
}V^e7d
分度圆锥角 J@bW^>g*6u
X!0kK8v
齿顶圆直径 R# 6H'TVE
_.f@Y`4d
齿根圆直径 Q#rt<S1zW
M]ap:
齿顶角 b:B [3|
Dsb(C oWw
齿根角 t.z$j
_bQL[ eXd
当量齿数 h;n\*[fDc
+L6" vkz
分度圆齿厚 UA0t FeH
W' G{K\(/
齿宽 %1jdiHTaL
<P pYl
6) 结构设计及零件图的绘制 i/: 5jI|
Qk7J[4
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. Q eK{MF
h3t$>vs2F"
零件图见附图二. B "n`|;r5
oWrE2U;
2、直齿圆柱齿轮的设计 D{svR-~T
e-!?[Ujv*%
1）设计已知：齿数比u=2.5；小齿轮转速 ；输入功率 ；传递的转矩 ； <[8@5 ?&&
p DhY%w#
2）齿轮传动的主要特点是：效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定，但制造和安装精度要求高。 xK!DtRzsA
_> Ln@
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 DrFu r(=T
< %r h/r
4）材料及精度等级的选择 p )z-W(
4@))OD^ x
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 a8NVLD>7}
@$ ftG
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。 CSH `pU
B$DZ]/<
5） 压力角和齿数的选择 GR Q_+K
u
!. DnKu
选用标准齿轮的压力角，即 。 cI3KB-lM#
aL 8Gnqf2
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? eRVY.E<
#ZF>WoC@e?
取 。 8qmknJC
Lv3XYZgW~
6） 按齿面接触强度设计 w #<^RKk
kyK'
由[2]设计计算公式10-9a，即 O T%V{hD
,$PFI(Whk
a. 试选载荷系数 ； @5GBu u^j
|I/,F;'
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： ;fkSrdj
W{\EE[XhCf
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； 'FqEB]gu
7
{nl..`
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； 3~:0?Zuq
4y1>
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 。 kI<Wvgo L
G#'Q~N
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 +>u>`|
$ 59nu7yr
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； KZW'O
b>[
8T<@ @6`T
h. 计算接触疲劳许用应力: d<_NB ]V&F
PM8Ks?P#u
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 n{L:MT9TD
W?=$V>)
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, FQ0KU b}0
">4PePt.n
j. 计算圆周速度 Pu-p7:99;'
,zD_% ox
k. 计算齿宽b 76$ *1jB
l:q8Pg)
l. 计算齿宽与齿高之比 au, jA k
k)|'JD m
模数 ?Q;kZmQl
g;l'VA3v
齿高 MSK'2+1T@g
5St`@
所以 rAM *\=
Ny.*G@&
m. 计算载荷系数 & & 6*ez
u0s' 6=
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; r?>V x -
G5Je{N8W
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; #UBB
lE#
GKiq0*/M
由[2]表10-2查得使用系数 ; Q
js2hj-$
IKGTsA;
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 "/Om}*VhD
AfUZO^<
代入数据计算得 L+8=P<]
I/Sv"X6E
又 , ,查[2]图10-13得 A%h~Z
a
;]{ {)dst
故载荷系数 | O57N'/
O+p]3u
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 7AI3|Ts]p
Ir!2^:]!
ｏ、计算模数m P87ld._
L'13BRu`
7) 按齿面弯曲强度设计 -xw 9 8
C/CN
'
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 c[&d @
{a]pF .^kf
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 ； 3\7'm]
nrF%wH/5
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 'BqrJfv
f( ]R/'o
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 ri#,ec|J
e)*mC oR
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K f 9vcf# 2
wu;7NatHx
e.查[2]表10-5得齿形系数 jaK' W
XI]OA7Zis
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 v>rqOI
lr`?yn1D(
小齿轮 be&6kG
MhHr*!N"}
大齿轮 /z/ hUa
A
* a{
结果是大齿轮的数值要大； tceIA8d6
W" W@WG9X0
g.设计计算 ^Vl^,@
}Vs~RJM)}
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。 o,g 6JTh
DhY;pG,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 ； h m* Th
c zZrP"
8） 其他几何尺寸的计算 <+<)xwOQ ]
P=f<#l"v
分度圆直径 dK:l&R
<dq,y>
中心距 ； UN,<6D3\b
2.^7?ok
齿轮宽度 ； X=fPGyhZ
`DI{wqV9
9）验算 圆周力 hCU)W1q#
@:S$| D~
10）结构设计及零件图的绘制 U,oD44
\7|s$ XQ\
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。 (nkUeQQN
O4 lxeiRgC
3、链传动的设计计算 ;6DR .2}?>
hp?ad
1.设计条件 3{ .9O$
RH<@c^ S
减速器输出端传递的功率 #B}BI8o (
JA }S{
小链轮转速 F@> w&A ~K
3c1o,2
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 {Uik|
E`oSi
ez)
2.选择链轮齿数 C\; ;9
~*66 3pA
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 。 5"76R
Gw=
x(C]O,
3.确定链条链节数 ]3gYuz|
nG&w0de<>
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 FiV^n6-F`
*T.={>HE8
取 （节） H @3$1h&YS
p[ks} mca@
4.确定链条的节距p 8.Pcr<
a(Gk~vD;"
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 <[ g$N4
NTpz)R
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><s>=I`
w3>Y7vxiz`
齿数系数 J
,Qy`Y
B
GQYtH#
链长系数 TE*> a5C|
w]]x[D]L
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 9m<X-B&P
Vp- n(Z
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。 S>/I ?(J
jzu l{'g
5.确定链长L及中心距a Apw-7*/
= y,yQO
链长 4fU5RB7%
h=p-0 Mx .
由[2]公式9-20得理论中心距 U 8qKD
^>P@5gcoE(
理论中心距 的减少量 ;-<<1Jz/2
Sgjr4axu
实际中心距 D _,_.C~O
9M-NItFos
可取 =772mm hc@;}a\Y
+e{djp@m
6.验算链速V D6pEQdX`
R'1vjDuv
这与原假设相符。 tyG nG0GK
*aSR KY
7.作用在轴上的压轴力 I?:+~q}lZr
*y[~k WI
有效圆周力 e \|E; l
RY'\mt"W2
按水平布置取压轴力系数 ，那么 f|[5&,2<
$fU/9jTa
六、轴系零件的设计计算 sDh6 U k
x""Mxn]gD
1、轴三（减速器输出轴）的设计 G`3vH,
iz,q8}/(
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： .J7-4
i,U-H\p&
（2）求作用在轴齿轮上的力： SqT"/e]b'
'Rar>oU
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 EC\rh](d
1
`P )64So-1
径向力 bj* v'
8xGkh?%
其方向如图五所示。 N;Gf,pE
\gPNHL*
（3）初步确定轴的最小直径 ;R-
z3C
A`r$fCt1Vi
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 Nr*ibtz|D
5kL# V
查[2]表15-3取45钢的 enfu%"(K)
YM4U.! 4o
那么 Wf&G9Be?8
b^=8%~?%4
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。 _o=`-iy9
B )3SiU
（4）轴的结构设计 K+ aJ`V
? _h#>
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 a!6OE"?QQ
neMe<jr
图三 =S?-=jPtg
HpgN$$\@
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Yhv`IV-s
=_~'G^`tu
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 。 g5TLX &Bd
5;KT-(q~
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 <a/ZOuBzZ
Jut'xA2Dr
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； Z;> aW;Wt
(V |q\XS
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 。 Dqo: X`<bT
zw;(:fgY#
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）。 hE3jb.s(>
[>QsMUvak
图四 1PjX:]:
:\HN?_?{4
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 oFx gR9
|Z)/
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。 "i5AAP?_]{
t"@|;uPAu
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 %Zi,nHg8
< 8}9s9Nk
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。 Ra,on&OP`*
U},W /g-
（5）求轴上的载荷 Iw-6Z+ 94
&[\arwe)
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 ， dL Py%q
ViC76aJ
； ； :zk .^q
O9 r44ww
图五 5Szo5
D2mAyU -
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： \>CBam8d
*h8XbBZH
表一 :zTj"P>"I
(IWd?,H,n
载荷 水平面H 垂直面V 91'^--N
>L3p qK
支反力F M)It(K8R
2Uw}'J_N
弯矩M >}`1'su
ry=[:\Z~
总弯矩 hYQ%|CBXBR
"e?#c<p7
扭矩T T=146.8Nm ku8Z;ONeH
7VD7di=D
（6）按弯扭组合校核轴的强度： /]UN N~(
X>YOo~yS5
根据[2]中公式15-5，即 + Gs;3jC^
J~ rC
取 ，并计算抗弯截面系数 HCCp<2D"C
oj I"<Q~g
因此轴的计算应力 Y{B_OoTun
)4O`%9=M&
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 M%LwC/h:,
NWX%0PGZ
，故安全。 r]vBr^kq
DD3yl\#,
（7）精确校核轴的疲劳强度 MZ[g|o!)v
, 0ja _
①、判断危险截面 sm <kb@g
X=}0+ W
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。 2{qG
] nGA1 S{
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。 VZl0)YLK
:D7!6}%
②、截面2左侧： 0To
5| r
Rla*hc~
抗弯截面系数 "l ya|;
0|k[Wha#
抗扭截面系数 "TCbO`mg
j Yx(
截面2左侧的弯矩为 I!@` _Q9N
DEuW' .o>
扭矩为 p 5w g+K
@Kb~!y@G
截面上的弯曲应力 FC .-u"V
6<O]_ HZ&
扭转切应力为 vK/Z9wR*05
TUCp mj
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； f4^_FK&
y$ W3\`2q
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 ,o6: V]a
(S{c*"}2
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 ~UFsi VpL
Qc/J"<Lx
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 ?NeB_<dLa`
QR8 Q10
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； i oQlC4Y
ou4?`JF)-
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； |EA1+I.&x
eH IC'b.
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 `84yGXLK
:RG6 g vz
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 nQ MN2j M
_ 3JTHf<+
③、截面2右侧： 6n g9 o6
$ RO=r90o
抗弯截面系数 )]Rr:i9n
cVi CWc2
抗扭截面系数 VNfx>&`
ax }Xsk_
截面2右侧的弯矩为 3j#F'M)s{
SJe;T
扭矩为 u{^Kyo#v
}x-8@9S~z
截面上的弯曲应力 w Nnb@
}R(_^@ ]
扭转切应力为 7?@v}%w
|'#NDFI>}
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 g Q^]/X
^|z>NV5>
表面质量系数 ； <#Dc(VhT
K> ~l6
故综合影响系数为 ponvi42u
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