| 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 OCu_v%G 0
2 T} >9X
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 4! Radl3`
{J)%6eL?
原始数据 JkN*hm?
zgz!"knVx
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 7 q!==P=
C-A?
mIC
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 8x- 19#
/:] <z6R
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 y0Gblza
OLIMgc(W
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 Ce-=
-
k={1zl ;
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 w0;4O)H$O
*lA+ -gkK*
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产．两班制 bvJ@H
Z$
Rd7U5MBEF
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 'k]~Q{K$
b-/QZvg
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 N$Ad9W?T
I5E =Ujc_
原始数据 59{X;
ECi ;o1hda
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 PX/ Y?DP
*Sdx:G~gp
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 tz2=l.1
;v\s 7y
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 xDU \mfeGj
uWKmINjv'
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 fZ &
$ c-O+~
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 Z8Ig,
~b*]jZwT
工作．运输带速度允许误差为 5％。 n= 4
pt"9zkPj
机械设计课程设计计算 k
L6s 49
"~r)_Ko
说明书 'WhJ}Uo\
%w[Z/
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 aL[6}U0 (}
?Xvy0/s5
目录 &*" *b\
wdP(MkaV
1. 设计任务书....................................3 Z@dVK`nD
!@ ]IJ"\
2. 系统传动方案分析与设计........................4 ^?H|RAp
izcaWt3 a
3. 电动机的选择..................................4 Xx MZU(5
Lfi6b %/z
4. 传动装置总体设计..............................6 B VeMV4
MhCU;
!
5. 传动零件的设计计算............................7 mj$Ucql
Z6${nUX
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 C`t @ tgT
(eU 4{X7
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 L~t<
0\r
.e0)@}Jv8>
3） 链传动的设计计算........................... ...15 TMMJ5\t2
_rB,N#{2R=
6. 轴系零件的设计计算............................17 cQhr{W,Un
H}kSXKO8!8
1） 轴一的设计.....................................17 h-1?c\Qq:
T4wk$R
L
2） 轴二的设计.....................................23 131(0nl)=I
s.bo;lk
3） 轴三的设计.....................................25 '42$O
9x@|%4Zm"
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 2%fIe
O%kUj&h^
8. 键联接的强度较核..............................27 1}a4AGAp
~5&4s
9. 轴承的强度较核计算............................29 ]87BP%G
#PD6LO
10. 参考文献......................................35 gm)Uyr$
LE<J<~2Z
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 exhU ! p8
T8A(W
一、课程设计任务书 FiiDmhu
h97#(_wV>
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） L_Gw:"-+Q
-%"PqA/1zj
图一 edo )W
mn
BJUj#s0$
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％。 D BHy%i
-sQ[ f18
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 G~<UP(G
;9k>; g3m
运输链的工作速度(m/s)：0.8 [o#% Eg;
2.z-&lFBZ
运输链节距(mm)：60 eo9/
V#dga5*]
运输链链轮齿数Z：10 vO1; ;
\i_E}I i0
二、系统传动方案分析与设计 :/ |"db&`
Ldjz-
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。 /dYv@OU?
VdK%m`;2
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。 X-HE9PT.
pjFO0h_Y
3. 系统总体方案图如图二： d{4;qM#
A Vpg
图二 :_R:>n9 p
{o24A: M
设计计算及说明 重要结果 jCJcV O>OZ
hU#e\L 7
三、动力机的选择 RHC ZP
@[3c1B6K
1.选择电动机的功率 EhHxB
fAQ
U0_^6zd_
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 Zl5'%b$&
O6;"cUv
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； G7C eWfS
)SmnLvL
Pw→工作机需要的输入功率，kW； < :&vAX L
O{X~,Em=q
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 F]3Y, {/V
yU
v
YV-7
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； sE" s!s/
h+g\tYWGP
滚动轴承效率η2=0.98； , Z"<-%3
6$r\ p2pi0
链传动效率η3=0.96； uNzc, OH
dgw.OXa
圆锥齿轮效率η4=0.98； _B^zm-}8|B
n"EKVw7Y
圆柱齿轮效率η5=0.99； $6"(t= %{
\~5|~|9<
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 A"V
mxP
aas.-N T
因此总效率 .Fn|Okn^gr
<>3)S` C`p
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 glMH T,
$,4h\>1WP
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而 o:@Q1+p
|H5.2P&9-5
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 7N 9NeSH
I/dy^5@F
2.选择电动机的转速 H -kX-7C
5W Ql?yMP
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 W'[V$*
?"d$SK"6Z
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , fW-C`x
t7+A !7b{
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 &~,4$& _
g":[rXvId
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； W$c@C02<
x} ] 56f
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； ;m( iKwDt
9@
tp#
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； Zl9@E;|=
OR <+y~Rv
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 ot^p xun
ffrIi',@
所以 {a7~P0$
oh9
;_~
因此 Aedf (L7\
$coO~qvU
3.选择电动机的类型 & LE5' .s
=kd$??F
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。 fvk cJwkc
"`vRHeCKN
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。 [^5\Ww
= S&`~+
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。 fj_23{,/"g
1+x"
5<(W
四、传动装置总体设计 q-F
K=r 5
*pKTJP
1.计算总传动比及分配各级传动比 b^1QyX^?:
2B,O/3y
传动装置的传动比要求应为 &k }f"TX2
% MHb
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 -=ZL(r
1
~^m Uu`@r
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。 /)P}[Q4
#z `W ,^C
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。 t^rw@$"}
?"B] "% M&
2.计算传动装置的运动和动力参数 rpR${%jc
n>M`wF>
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。 &gXh:.
%q {q.(M#
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 R@vcS=m7
%Sr+D{B
1） 各轴转速计算如下 ]R__$fl`8
Tg\bpLk0=
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。 rd%%NnT"
gAqK)@8-
2)各轴功率 {Mx(|) WkL
Gz[yD
~6a
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。 F@w; .e!
xs$$fPAQ
3） 各轴转矩 \Cb JU
[ERZ".?
电动机轴的输出转矩 cnv >&6a)
ccD+AGM.
五、传动零件的设计计算 NxT"A) u
JAPr[O&
1、直齿锥齿轮的设计 yIMqQSt79z
#/)t]&n
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。 u;#]eUk9}
]MbPivM
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： mgs(n5V5
V~J5x >O
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）。 & d# R'Z
2-&EkF4p'
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。 `8:0x?X
v3tJtb^'!
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 ； ?6#won
Gr"CHz/
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； D #ddx
\ mqx '
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 .n-#A
APQq F/
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； j0jl$^
E8Dh;j
b、 小齿轮传递的转矩 ； !40>LpL[
Y.tx$%
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； s\ IKSoE
nla6QlFYn*
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 SC{m@
<g4}7l 8
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； 2ZH+fV?.
DSGcxM+
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 Xlo7enzY
W :w~ M'o
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 '`];=QY9pg
B@,9Cx564
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 {7o#Ve
v* ;d
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 Ic& h8vSU
1I +9?fa
h、 小齿轮分度圆周速度v :FyF:=
[3%mNNk
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； <N<Q9}`V
hy;VvAH 5
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； ao(T81
tF2"IP.
齿间载荷系数取 ； hbjA xioA
c/{ FDN
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 9g9 2eKS
1^ iB S
故载荷系数 ； *O?c~UJhhV
)P$ (]{
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 8fR(y~_gF
(FuIOR
模数 U ZZJtQt
X/!_>@`7?
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 \-<BU G]=
DwD$T%kF
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； t [QD#;
|WS)KR !
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； Cs $5Of(
8h )XULs2
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 0=d2_YzSf
1Pf(.&/9_
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 Vej$|nF
Z g; $vIhn
载荷系数K=2.742; UHBXq;?&q
q5'S<qY^
c) 分度圆锥角 ;易求得
">A<%5F2
@Z)|_
因此,当量齿数 P
rt}
01$
Cu"Cpt[
根据[2]表10-5查得齿形系数 !, 4ag 1
sFU< Pg V
应力校正系数 ~lj~ ]j
4=PjS<Lu8
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: jU,Xlgz(A
3? {AGJ1
结果显示大齿轮的数值要大些; "TRS(d|3
@ sXFu[!U
ｅ、设计计算 8\"<t/_
W
D0.
)%
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 *MF9_V)8V
_= v#"l
大齿轮齿数 ; t0)1;aBZ
8tvmqe_G
5) 其他几何尺寸的计算 QV4|f[Ki%
7Q
3!= b
分度圆直径 &$"#hGg
K+g[E<x\=
锥距 'H1~Zhv
Daf|.5>(@
分度圆锥角 {I#_0Q,i
]TV_ p[L0B
齿顶圆直径 &|>@K#V8-;
|OQ]F
齿根圆直径 /qpSmRL
=bKDD <(
齿顶角 1HJ:
?]
~uQ*u.wi
齿根角 = ? sG~
6j E.X
当量齿数 -H|
9 82=
IUMv{2C
分度圆齿厚 uU
d"l,V
Pk? $\
齿宽 9#8vPjXW}.
p_$^keOL
6) 结构设计及零件图的绘制 1\hLwG6Jj
~(kEGEF
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. Nc[@Q C{
SX 4*804a_
零件图见附图二. "ubp`7%67
7Sd o*z
2、直齿圆柱齿轮的设计 Z)!8a$M~
CS^6$VL7e
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 ； [6GYYu\
/VR~E'Cy%
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。 An2 >] \L
]jT}]9Q$
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。 NAYLlW}A
$5nMD=
4）材料及精度等级的选择 InP E_
.7iRV
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 {3Inj8a=?A
AXyXK??
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 6St=r)_
||+~8z#+,
5） 压力角和齿数的选择 VcjbRpTy&
]n^iG7aB?
选用标准齿轮的压力角，即 。 N8A)lYT]_u
qxZIH
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? !do` OEQKR
dsTX?E<R
取 。 M7# !Y=
\gA!)q.;
6） 按齿面接触强度设计 _p$/.~Xo9
Okq,p=D6
由[2]设计计算公式10-9a，即 )O'LE&kQ|
^PG"
a. 试选载荷系数 ； "@ >6<(Ki
(/y8KG 3
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： zt. k Nb
3W1Lh~Av
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； b]u$!W
(j}7|*.
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； d/ _D|ivZ=
5c- P lm%
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 )uqzu%T
G`!x+FB
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 \Qml~?$@lH
9r% fBiSk
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； , Ckc c
o.Kn DY
h. 计算接触疲劳许用应力: #X Q/y} (
WD5J2EePT
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 OP/DWf
9f~qD&~
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, eV7;#w<]
$6Ma{r C|
j. 计算圆周速度 {Y~>&B5
0/HFLz'
k. 计算齿宽b $dM_uSt
6_mi9_w
l. 计算齿宽与齿高之比 &'6/H/J
3.W[]zH/u
模数 I`_2Q:r
Es>' N3A
z
齿高 Jg#0g
eU
T Q41i/{
所以 t6Iy5)=zY
2 "&GH1
m. 计算载荷系数 |>Q>d8|k
t / \ S9
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; /2Izj/Q
UPtj@gtcY
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; 1PY]Q{r
i l^;2`]&
由[2]表10-2查得使用系数 ; 8AR8u!;8
FJn-cR.n
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 4,y7a=qf3
P m v @
代入数据计算得 bM?gAY]mB8
U["0B8
又 , ,查[2]图10-13得 TcZ.5Oe6h#
XG|N$~N+ 2
故载荷系数 p]L]=-( qI
xPZ>vCg
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 YR'F]FI
|_?e.}K
ｏ、计算模数m
;JxL>K(
L:HvrB~
7) 按齿面弯曲强度设计 AM+5_' S,
dWz?`B{'
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 '0 Cp
O2fq9%lk
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 ； .wNXvnWr
ZLjAhd)
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 bK:U:vpYm
um%_kX
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 N
sdpE?V
ULiRuN0 6
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K 44KoOY_
||hQ*X<m>
e.查[2]表10-5得齿形系数 40?RiwwD
w_{tS\
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 SnE^\I^O
:)1"yo\
小齿轮 X['9;1Xr
1AAyzAP9`
大齿轮 r
w!jmvHE&
^/BGOBK
结果是大齿轮的数值要大； wPg/.N9H
@1CXc"IgA
g.设计计算 -,bnj^L
G _cJI
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。 0O"W0s"T#
gGM fy]]R
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 ； 2 GRI<M
@HS*%N"*
8） 其他几何尺寸的计算 G(t:s5:
%)j&/QdzF&
分度圆直径 o-6d$c}{f
)R7Sh51P
中心距 ； AM- bs^
3y)\dln
齿轮宽度 ； .I:rb~ &
dk&e EDvfd
9）验算 圆周力 k|-\[Yl .
Z R!8hw8
10）结构设计及零件图的绘制 ILm +o$o ~
IQJ"B6U)
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 E7$&:xqx
M hN;GMH
3、链传动的设计计算 ~kZdep^]
necY/&Ld-
1.设计条件 `/sNX<mp
j !*,(
减速器输出端传递的功率 E`TZ:W]r,
p{Q6g>?[
小链轮转速 ?;,;
L"ho|v9:
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 D;YfQQr
-+E.I*st
2.选择链轮齿数 |mt W)
V&f*+!!2
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 。 `Na()r$T
YNB M \Q
3.确定链条链节数 T ipH}
;g0s1nz
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 bqbG+ g
^$ Y9.IH"
取 （节） xJ3C^b%H
SXw r$)4_
4.确定链条的节距p dWn6-es
yv-R<c!'
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 {N~mDUoJ|
hi,="
/9
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 kx&JY9(&#
/Mtm O$ .
齿数系数 eDpi0htm
KSs1EmB
链长系数 -jJhiaJ$<
= n,;S W
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 q=3>ij {v
Z Su.0|0#
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。 ;VLDXvGd
EA~xxKq
5.确定链长L及中心距a -H%v6E%yh
%gmx47
链长 6Rfv 3
2 `AdNt,
由[2]公式9-20得理论中心距 UIE vwQ
7RT{RE
理论中心距 的减少量 #czI nXTTx
LtB5;ByeQ0
实际中心距 $$ND]qM$M
c';~b YZ
可取 =772mm d.f0OhQ
e]1=&:eX#d
6.验算链速V THwM ',6
N[
= I
这与原假设相符。 ^\v]Ltd
9i\}^ s2
7.作用在轴上的压轴力 .6gx|V+
F/2cQ .u2
有效圆周力 <4TI;yy6?
XEiVs\) G
按水平布置取压轴力系数 ，那么 l-w4E"n3
<lB2Nv -,
六、轴系零件的设计计算 ZSNbf|ldiE
}4>u_)nt
1、轴三（减速器输出轴）的设计 :P q&l.
DG;u_6;JR
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： /K!)}f( 6
w5z] =dN
（2）求作用在轴齿轮上的力： /6rjGc
+(Y\w^@%H
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 ( `4& h %g
?`TJ0("z"
径向力 1le9YL1_g
(~G *' /)
其方向如图五所示。 ;d<XcpK}
*{?2M6Z
（3）初步确定轴的最小直径 &3/`cl[+
Wqv7
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 v
Z10R b8
J.rS@Z`~7
查[2]表15-3取45钢的 |!K&h( J|
SsX$l<t*
那么 ]yKwH 9sl
Q +f |.0r
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 u|23M,
8GxT !
（4）轴的结构设计 U+VJ iz<!
,;6%s>Cvd(
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 {Q/@ Y.~<
f@Mku0VT
图三 M}jl \{
c Mi9 Z]
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 >kAJS??
?Ho$f Gz
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 。 <;i&-,
{$ N\@q@v~
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 NTJ,U2
' q9Ejig
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； j 1 'H| 4
'NWvQR<X
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 。 Jur$O,u40l
6AD&%v
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求，取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm，则 （参看图四）。 '
Sd&I:?
M/V"Ke"N
图四 gu3)HCZ
C Ws;1`aP
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm，锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm（参看图一），考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm；已知深沟球轴承的宽度B=25mm，大锥齿轮轮长 ，那么 e7 G>'K
&\?{%xj
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接，根据 由[1]表4-1查得平键截面 ，键槽长度为50mm。 jM*wm~4>@
9F,XjPK=
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 IwFf 8?
3
w;VUP@Wm
根据轴端直径，参考[2]表15-2取轴端倒角为 ；各轴肩未注圆角半径为R1.6，如轴结构与装配图四。 dFeGibI{
|RpZr!3V
（5）求轴上的载荷 3I?yRE
\mN?5QCcE
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁，轴的支承跨度 ， oQy Ms> g
-GgV&%'a
； ； j@JY -^~K5
EI9Yv>7 d{
图五 XSZjuQ<[3
uJ*|SSN~
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： w*SF Q_6YE
\@2sI
表一 Vfw +m1sS
[-[|4|CnOm
载荷 水平面H 垂直面V RAyR&p
1?+)T%"
支反力F RmN\;G?}
Q6Zh%\+h(
弯矩M '\m\$
{
`0ju=FP'u5
总弯矩 =7P; /EV
N_!Zn"J
扭矩T T=146.8Nm ;+qPV7Z
q33!X!br
（6）按弯扭组合校核轴的强度： CQY/q@7
8&f"")m
根据[2]中公式15-5，即 !as< UH"\
}\ui} \
取 ，并计算抗弯截面系数 Df/f&;`
28+ Sz>SP
因此轴的计算应力 VA' <
>BQF<
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 c9 E9 Rx
7]9s_13]
，故安全。 nBiA=+'v
l:+pO{7L
（7）精确校核轴的疲劳强度
?Ve5}N
Hp > J,m(*
①、判断危险截面 skP_us ~
B
9]sSx
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 N<Q} 4%^c
R}+/jh2O|
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 )@`w^\E_~_
XWy
iS\
②、截面2左侧： Ez1* }
yM D* >8/
抗弯截面系数 O,1u\Zy/
E.% F/mM
抗扭截面系数 7iJk0L$]x
\&qVr1|
截面2左侧的弯矩为 TuCOoz@d
't_=%^ q
扭矩为 ;09J;sf
s3kEux^
截面上的弯曲应力 \T]"pE+8l
zB]T 5]
扭转切应力为 ( &hX8
>% 3c 1
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； u# UeJu O
|95/'a*
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 'IW+"o
FW.dHvNX
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 Oc'z?6axWv
&{=~)>h
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 % Z5k8
Gf ]s?J^a
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； Sf'5/9<DW+
O.}gG6u5
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； CC-:d Nb
=K>Z{% i
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 -5 W0 K}
TgB;R5
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 \j;uN#)28
p +7BsW .l
③、截面2右侧： B:r-')!0$#
1 =a}{)0h
抗弯截面系数 .}<B*e=y
` U3
抗扭截面系数 E\*", MGL
t3>r f3v
截面2右侧的弯矩为 jgo@~,5R
eztk$o
扭矩为 ,<
icW &a
D5m\u$~V
截面上的弯曲应力 r=Q5=(hn
XfrnM^oty
扭转切应力为 c-=0l)&'D=
` ; =Se_
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 =5 M>\vt]
|)-: w?
表面质量系数 ； ;2|H6IN"
7 f*_
故综合影响系数为 w;$ +7
|
|
