| 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 d WY {x47
Ni%@b U $
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 GwfC l{l
?z <-Ww
原始数据 rL&Mq}7QK
3m 9 b
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 ^}{x).
oam;hmw
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 >x3lA0m
$PI9vy S
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 1D3 8T
N| Ag8/2A
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 U$<"
. q
^8A [
^cgq
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 aL`wz !
`uUzBV.FR
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 @g4o8nH}
"wuO[c&%/
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 N>,`TsUwW
zsd 1n`r
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 A)V*faD
qv}ECQ
原始数据 HsUh5;
U4^c{KWS
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 ? dHl'
7Xu# |k
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 l)dE7$H
vV*J;%MO
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 P"l'? `
5OtdB'UITd
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 tpC^68* F
^ =n7E
工作条件；连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产。单班制 Nh_\{
&r
]wdE
:k,D
工作．运输带速度允许误差为 5％。 CoNaGb
-egnMc67
机械设计课程设计计算 1}c'UEr%)
5lJL[{
说明书 ~59lkr8
|bnYHP$!
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 IQ~qiFCf
Ul9^"o
目录 VOZxLyj^9
Mmu#hb|W
1. 设计任务书....................................3 /\b*
oPWJ
5cinI^x)f
2. 系统传动方案分析与设计........................4 A8{ xZsH
;Tp9)UP)
3. 电动机的选择..................................4 [M,4qe8,}
WV.hQX9P
4. 传动装置总体设计..............................6 %" 7UYLX
)=d)j^ t9
5. 传动零件的设计计算............................7 h !K"
;qw
8K-P]]
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 'JJKnE zQ
S Fd _k9
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 qb fX(`nS
QfAmGDaYQ
3） 链传动的设计计算........................... ...15 k|?[EWIi^
?%UiW7}j';
6. 轴系零件的设计计算............................17 h! %y,4IBR
XLC qB|8`V
1） 轴一的设计.....................................17 6>rz=yAM_
n}IGxum8`
2） 轴二的设计.....................................23 EI6kBRMo
B JWlx*U]
3） 轴三的设计.....................................25 L r"cO|F
~Yi4?B<
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 v$Fz^<Na
a H?Ygzw
8. 键联接的强度较核..............................27 n19A>,m
jaodcT0
9. 轴承的强度较核计算............................29 v0oVbHO5<
} SW p~3P
10. 参考文献......................................35 Iiq qdU]
BLt58LYGX
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 UtTlJb{-j
>fI\f <ez
一、课程设计任务书 ;9mRumLG"
(LmU\ Pe%
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） ZAn @NA=
/\- }-"dm
图一 ajk}&`Wj"
h >D;QY
2.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动；使用期限为10年；小批量生产；两班制工作；运输链工作速度允许误差为 5％。 *cXq=/s
^rO"U[T o
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 2K};-}eW
&lS NI5l
运输链的工作速度(m/s)：0.8 6CHb\k
4h|* r !
运输链节距(mm)：60 gR# k'
6R<+_e+v
运输链链轮齿数Z：10 /7#e
z+Fu{<#(
二、系统传动方案分析与设计 R)JH D7
1
^.8~}TT-U
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。 (Q=o 9o:b
FNH)wk
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 ig A?E56?
&Jj|+P-lY
3. 系统总体方案图如图二： "ymR8 y'
Ue 9Y+'-x
图二 {Z8 GG
XN Uw
设计计算及说明 重要结果 tdxzs_V,-
M{G}-QK_ .
三、动力机的选择 Cd RJ@Lf
Jk(V ]
1.选择电动机的功率 ~M^ [
{f-O~P<Z4
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 fu b04x)
kh.P)h'9
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； |8C xMs
OJa(Gds
Pw→工作机需要的输入功率，kW； ^@* `vz^_
*4%pXm;
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 k*N!U[]
n46!H0mJ
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； uOzoE_i
xA7~"q&u
滚动轴承效率η2=0.98； PF/K&&9}
v2rO>NY4
链传动效率η3=0.96； ^PNDxtd|v
^zV_ vB)n
圆锥齿轮效率η4=0.98； o=7,U/{D!
d~ ~, 5E
圆柱齿轮效率η5=0.99； D#1R$ 4M=
N`efLOMl]
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 :5CyR 3P
_"@:+f,
因此总效率 4xg)e`
*U
gyAJ#N |
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 ZN)EbTpc\a
^4 $4x
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 kH hp;<
p*0[:/4
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 3A`]Rk
Mw RLv,&"
2.选择电动机的转速 gQ0,KYmI3_
0ex.~S_Oj4
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。 7\%JJw6h
Cs>` f, 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 , ni{' V4A
axUj 3J >
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 (CIcM3|9C
Hh;lT
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； M]6+s`?r
;dUKFdKH}
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； V4jMx[
.5a>!B.I
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； A{q%sp:3~
;GG,Z# \m
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 1Z c=QJw@
7P3pjgh
所以 <!RkkU&
6
kll!tT-N-
因此 td7(444]
%dPk ,Ylz
3.选择电动机的类型 N8Rq7i3F?a
rZdOU?U
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。 |#o' =whTl
a~ jb%i_
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。 Q /?`);
Q GfwvFm
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。 E<+ G5j
8% B_nVc
四、传动装置总体设计 ben-<3r
,zx{ RDI
1.计算总传动比及分配各级传动比 ?[ )}N
_o#
6 agG*x
传动装置的传动比要求应为 *d=}HO/
HL"c yxe
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 18NnXqe-m
|x1OWm1:<
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。 0>CG2 SRn
>I4BysR
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。 -y!Dg6 A
|
CFG<]
2.计算传动装置的运动和动力参数 :Y /aT[
`Z,WKus
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。 m
uO.
#1 $4<o#M
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴，分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴，则 z{OL+-OY
5PeYQ-B|
1） 各轴转速计算如下 @>46.V{P}B
B)@Xz<Q
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 h?dSn:Y\?
`&c[ s%0
2)各轴功率 C2rG3X^~Jm
V.`hk^V,
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 Q +l {> sL
3HtM<su*h
3） 各轴转矩 &_ Cc
."dT6u E
电动机轴的输出转矩 gWU#NRRc
p]S'pzh
五、传动零件的设计计算 }Y!V3s1bm
|GQq:MB;z
1、直齿锥齿轮的设计 ? 0X$ox
Xu Jyso9kA
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。 ]*a(^*}A%
WDxcV%
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： b&`~%f-
)XonFI
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）。 hb*Y-$Zp
^jL)<y4`
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 [\Wl~
a l
~\-=q^/ !
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； ;C*2Djb*n
I \ 1E=6"
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； XixjdBFP
fIpS
P@$<
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 4S 4MQ
Hz,Gn 9:p
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； = AaF$R
wE1 GyN
b、 小齿轮传递的转矩 ； ]vcT2lr]
g~21|Sa$[
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； 7<7 0\ 6
, Zie2I?q
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 )OQm,5F1
f 1SKOq
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； Bkq4V$D_
(BH<\&yHE
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 rV"3oM]Lo
[r 7Hcb
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 tlO=>
k2->Z);X
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 Jityb}Z "
w ;$elXP|
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 rJf{YUZe
> Q=e 9L=
h、 小齿轮分度圆周速度v ~-sgk"$
x!S}Y"
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； B_Gcz 5
L=#B >Eu
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； L 8.A|
`@\FpV[|P
齿间载荷系数取 ； ![{/V,V]~
)ty>{ t
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 D3g5#.$,}>
jm&[8ApW
故载荷系数 ； ]D@aM C$#
!|VtI$I>x
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a ]Y? ZUSCJ
,^
- %<
模数 ec^{ez@`
z4J\BB
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 2 P Pb
F_@`
<d!
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； hb 1h .F
DZESvIES
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； JUGq\b&m
d/T Fx
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 CPsl/.$tC
3:sc%IDP
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 kN<;*j HV
,lCFe0>k!=
载荷系数K=2.742; #WDpiV7B
"9c !p
c) 分度圆锥角 ;易求得 n ~>b}DY
k%-y \WM
因此,当量齿数 t,w/L*r+w
c-7Zk!LfD
根据[2]表10-5查得齿形系数 pIm ]WNX(
k=Wt57jt
应力校正系数 , { "K^
Kzt:rhiB
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: 8PeVHpZ
U b\& k[F
结果显示大齿轮的数值要大些; ?<0'h{z Ny
m=pH G
ｅ、设计计算 m T j
]t17= Lr?
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 Ak`?,*L M
l) KN5V
大齿轮齿数 ; N1n\tA?
Zia6m[ ^Q
5) 其他几何尺寸的计算 l~f9F`~'
s!I d55R]
分度圆直径 ~d3B VKP5
2mx }bj8
锥距 E/% F0\B
E[CvxVCx
分度圆锥角 O9N%dir
+~
S7]AZ
齿顶圆直径 +t lbO?
"1P2`Ep;
齿根圆直径 D* H K[_5
N0
t26| A
齿顶角 (Zy=e?E,
%z
@T /
齿根角 !P6y_Frpe
9 771D
当量齿数 T(q Hi?Y
F zBny[F
分度圆齿厚 eLyIQo W
ybB<AkYc
齿宽 !<-+}X+o8$
Y k"yup@3
6) 结构设计及零件图的绘制 Xn<|6u
$i
`@0+:
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. H/G;h k
5'0kf7
零件图见附图二. A_6Dol=J@
@ 6b;sv1W
2、直齿圆柱齿轮的设计 8, m:
4vH.B)S-
1）设计已知：齿数比u=2.5；小齿轮转速 ；输入功率 ；传递的转矩 ； WN#dR~ >
OL&VisJ{75
2）齿轮传动的主要特点是：效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定，但制造和安装精度要求高。 S7hf wu&7F
~#z b
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 r2Q) Q
k#@)gL
4）材料及精度等级的选择 #|e5i9l*B
9+>%U~U<
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 rHtX4;f+><
7aN oqS+
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 z<<aT
%x$mAOUv
5） 压力角和齿数的选择 ZOzyf/? .
(b1 rd
选用标准齿轮的压力角，即 。 F g^zz*e
RKz _GEH)
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? A'? W5~F
odq3@
ziO
取 。 (WS<6j[q
1]jUiX=T
6） 按齿面接触强度设计 z;i4F. p
5z:/d `P[
由[2]设计计算公式10-9a，即 ]jJ4 \O`
yz=6 V%
a. 试选载荷系数 ； O[')[uo8s
hB*3Py27L
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： SB!m&;Tb
7otqGE\2
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； |.U-
yyz
SVyJUd_
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； AwGDy +
Aq P\g k
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 。 @Cd}1OT)
:!g zx n
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 t!vlZ Nc
12%4>2}~>
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； p/uOCQ| 1l
ol8uV{:"
h. 计算接触疲劳许用应力: | teDe6 \m
4K*DEVS
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 &@xeWB
Z$ a4@W9o
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, zn{[]J
fYv{M;
j. 计算圆周速度 /T2f~1R
FwGMrJW
k. 计算齿宽b 6 MR S0{
^l/$ 13=
l. 计算齿宽与齿高之比 #8jH_bi
_`Sz}Yk
模数 OKq={l
KbV%8nx!!
齿高 6ypqnOTr
|tS~\_O/
所以 ? |9$o/Q}
*`V-zD
m. 计算载荷系数 &gR)bNIC_=
!bCLi>8
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; yo 0?QRT
Kq0 hT4w
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; KGX?\#-
}t #Hq
由[2]表10-2查得使用系数 ; Qmh*Gh? v
Rx=pk
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 ( Dl68]FX
62LQUl ]<
代入数据计算得 0IM# T=V
Vkb&'
rXw+
又 , ,查[2]图10-13得 bq g\V8h
uNY]%[AnJ
故载荷系数 .tb~f@xL
br'/>Un"
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 w,.Hdd6
~qT+sc!t
ｏ、计算模数m uL4 @e
m"vV=6m| \
7) 按齿面弯曲强度设计 Swua dN
KXFa<^\o
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 6dmTv9e
U\~[
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 ； } q
? iJ?P
9aC>gye!
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 #UJ@P Dwil
uS|Zkuk[!
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 E|Grk
}H ,A
T
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K q+o(`N'~G
{_/6,22j(V
e.查[2]表10-5得齿形系数 cY>;( x@
lv ^=g
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 a Ts_5q
]yVB66l
小齿轮 m|"MJ P
]3QQ"HLcp
大齿轮 1^Zx-p3J
1ck2Gxn
结果是大齿轮的数值要大； .+B)@?
3G8uXB_`}
g.设计计算 nhCB ])u8l
I"JT3[*s
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。 $ 9 DZ5"
tXK hkt`
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 ； f3l >26
i]$7w! r&
8） 其他几何尺寸的计算 ` ?6m0|\@
O .K8$
分度圆直径 cdIy[
1
!P92e1
中心距 ； I@L-%#@R1
U0N[~yW(t1
齿轮宽度 ； %r!#
a* IJ)'S
9）验算 圆周力 ?n@PZL= ]
[bOy, ^@4
10）结构设计及零件图的绘制 S5Px9&N8(
ci^-0l_O
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。 329xo03-[
m#;:% .Rm
3、链传动的设计计算 O: BP35z_F
G+g`=7
1.设计条件 !J6s^um
X7 Za Q .
减速器输出端传递的功率 r 2H'r
,N
tt[_+e\4
小链轮转速 \qTn"1b Q
X"1<G3m4
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 O@=mN*<gg0
<m6I)}K
2.选择链轮齿数 2 5 ~$qY_
Ph%s.YAZ~
假定链速V=0.6-3m/s，查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17，则大链轮（从动链轮）齿数 。 pM7BdMp
#b" IX`5
3.确定链条链节数 7kwG_0QO
/pge 7P
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数
Qom@-A
S2s-TpjB<
取 （节） m X1oRhf
\rN_CBM
4.确定链条的节距p IGqmH=-
%8 {_;-f
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 d!LV@</
.6 ; B3
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 SmLYxH3F
f: Ja
齿数系数 z$V8<&q
Y'HF^jv]R
链长系数 %7@H7 ^s}9
i|O7nB@
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 B*AMo5
QO>*3,(H,q
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。 7 r<>^j'
#~f+F0#%?
5.确定链长L及中心距a $^XPk#$m
,q HG1#^
链长 ,TtDCcjd%f
F @lpjW
由[2]公式9-20得理论中心距 9M=K@ a
)/AvWDK vO
理论中心距 的减少量 Jqj6L993e
Tz -cN
实际中心距 prs<ZxbQb
|G@)B! >
可取 =772mm :Ir:OD# o
eEh0T %9K
6.验算链速V <khAc1"
~.lH)
这与原假设相符。 DQICD.X6R
i+Dg w
7.作用在轴上的压轴力 n6Zx0ad?
4~Pto
f@
有效圆周力 11T\2&Q
FlG^'UD
按水平布置取压轴力系数 ，那么 I}v#r8'!
!dH&IEP~
六、轴系零件的设计计算 X&~Eo
t>sX.=\$
1、轴三（减速器输出轴）的设计 sZB6zTX
J
TjK5U ML
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： _fCHj$I*]
N8q Z{CWn
（2）求作用在轴齿轮上的力： Ve1] ECk
P$ef,ZW"
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 ]+dl=SmF
vUs 7#*
径向力 CEq]B:[IC
P/9J !.C m
其方向如图五所示。 2 vN(z %p
05 Q8`
（3）初步确定轴的最小直径 26VdRy{[
;j>d"i36&
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 .6F3;bg R7
ee ^_Dh4
查[2]表15-3取45钢的 y (
'aP*++^
那么 aQ:f" 0fL
KAcri<^G
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。 f1$mh1J W
s)8M? |[`I
（4）轴的结构设计 C'2 =0oou
5@ +E i25
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 xBfe8lor
U hhmG+
图三
f}Tr$ r
[(F<|f:n
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 e @-Mlq)
?67I|@^
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 。 )9* 3^v
`A _8nW)
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 <?{}Bo0xG
9Pp|d"6]y
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； ,1;8DfVZ V
M .`
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 。 N$&ePU J
j~*Z7iu
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）。 z12But\<
kok^4V V
图四 Qr%Jm{_o
8{ Eo8L'V
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 LZC?383'
c_bVF 'Bz
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。 |ch^eb^7"
%s@S|<
W
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 EN )A"
TWR $D
根据轴端直径，参考[2]表15-2取轴端倒角为 ；各轴肩未注圆角半径为R1.6，如轴结构与装配图四。 SslY]d]
Wejwj/EU%
（5）求轴上的载荷 Y0B1xL@
4<Sa,~4
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁，轴的支承跨度 ， 0yC`9g )(
)| x%o(n
； ； 1H4Zgh
U
C{hcK 1-K
图五 sK%Hx`
[x<6v}fRn
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： AMD?LjY~
gGX0+L@E
表一 "c/s/$k//
+e8>?dkq
载荷 水平面H 垂直面V -yAnn
CFJjh^
~=
支反力F z34>,0
$ 'kn K<
弯矩M >U~|R=*
{y:#'n
总弯矩 /Fo/_=FE 2
O GF E*
扭矩T T=146.8Nm hiMyFvA4
%+xwk=%*
（6）按弯扭组合校核轴的强度： mheU#&|
_MdZ Dhtm
根据[2]中公式15-5，即 G?ugMl}
;sChxQ=.^
取 ，并计算抗弯截面系数 !/nx=vg p
0Ox|^V
因此轴的计算应力 E./__Mz@
O*rmD<L$
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 .IH@_iX
1O9p YW5J
，故安全。 r9]
rN
m(Y.X=EZr
（7）精确校核轴的疲劳强度 e$Bf[F#;-
i$bzdc#s
①、判断危险截面 Dr6s ^}}~n
^RV
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。 "X5_ -l
`8Jq~u6_Z
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。 $,KP]~?
B.YMP;7>
②、截面2左侧： wHt J_Y
GOf`Z'\xt
抗弯截面系数 o9ctJf=qn
oSn! "<x
抗扭截面系数 ut$,?k!M
Z cm<Fw
截面2左侧的弯矩为 xJ~
gT
hV-V eKjZ(
扭矩为 i,#k}CNu
;}/U+ `=D?
截面上的弯曲应力 NfTCp A
_%'L@[ H
扭转切应力为 j ,C,5l=
6 u -$
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； z.3<{-n}0i
=`Po<7D
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 J3e:Y!
Tm)GC_
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 vZ$U ^>":
FxCZRo&
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 q^ a|wTC
F$Im9T6
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； V1SqX:;b&
% 9C`
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； 4^DVW*OiI
.xGo\aD
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 jt{9e:2%
G'f9N^w
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 sM9FE{,mx
;gDMl57PQ.
③、截面2右侧： A8pj~I/*-
q,B3ru.?d
抗弯截面系数 mn]-rTr
]~-*hOcQ4
抗扭截面系数 nbI= r+
,~4H{{<j
截面2右侧的弯矩为 :qKF58W
TE^7P0bh
扭矩为 .'|mY$U~]
9W!8g Cs
截面上的弯曲应力 vS OT*0r
6M ^IwE
扭转切应力为 ^P`NMSw
R?cUy8?'S
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 Q R<`pmB~y
zfhTc=(/
表面质量系数 ； CqqXVF3
zv //K_
故综合影响系数为 w
|_GV}#_
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