| 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 uZ'Z-!=CL
dDD5OnWmJ
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 Dsb Tx.vA
A}&YK,$5ED
原始数据 P ?n k>
'GiN^Y9dcc
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 jicH 94#(]
RD jw| V
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 Q]3]Z/i
~*<`PD O?
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 99CK [G
(: ?bQA'Td
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 +{C)^!zBK
\sfc!5G
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 iHK.hs;
-Dy <B
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产．两班制 zufsmY4P
p
. P#S
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 p<}y' 7(
tE < ?L
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 ]<L~f~vU
@^ *62
原始数据 @+S r~:K
jZ:/d!$S
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 %e3E}m>
$ #2<f 6
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 *N:0L, 8
:]CL}n$*
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 |v 5
ge3-
%<[{zd1C-
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 9F?-zn;2s
[{Q$$aV1
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 0a #v}w^ *
(E&M[hH+
工作．运输带速度允许误差为 5％。 UK1 )U)*+
qu dY9_
机械设计课程设计计算 1s(]@gt
"P O8 Q
说明书 D6+3f #k6
h z{--
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 Y4swMN8Bq
UnYb}rF#%
目录 +zq"dj_
$p&eS_f
1. 设计任务书....................................3 D!/ 4u0m
U1pE2o-
2. 系统传动方案分析与设计........................4 Xw< ;)m
ksueP MIK
3. 电动机的选择..................................4 N- knhA
m)"(S
4. 传动装置总体设计..............................6 B8n[ E
Dq$1
j%4Y
5. 传动零件的设计计算............................7 [rK`BnJX
q(^iT~}
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 "::2] 3e
!Ko>
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 Mx`';z8~
d|7LCW+HW
3） 链传动的设计计算........................... ...15 Q^nf D
XM*5I 4V
6. 轴系零件的设计计算............................17 = >tkc/aa
lNyyL Lt
1） 轴一的设计.....................................17 5B2p_$ W#
3&AJN#c
2） 轴二的设计.....................................23 92A9gY
.Y?]r6CC/
3） 轴三的设计.....................................25 ~u2f`67{
t8h*SHD9
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 W|2| v?v
II.: k.D`
8. 键联接的强度较核..............................27 .74 C~{}$
t&q~ya/C
9. 轴承的强度较核计算............................29 Lw _|o[I}
]H}2|~c
10. 参考文献......................................35 0'$67pY
Tq? Ai_
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 L3xN#W;m7
"G.X=,
V
一、课程设计任务书 7H{1i
z
|~+ 0
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） 6vE#$(n#a&
OW\vbWX
图一 S2*sh2-&6
y2 s(]# 8
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％。 #Pf<2S
@P75f5p}<
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 6Q]c }
}8aqSD<:
运输链的工作速度(m/s)：0.8 :?g+\:`/0j
xRXvTNEg
运输链节距(mm)：60 ``:[J r &
/NCN wAj7
运输链链轮齿数Z：10 ?#(LH\$l_
Hv,ll1@h
二、系统传动方案分析与设计 K RT&]2
A-=hvJ5T
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。 la-:"gKC
W&|?8%"l]
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。
wLqj<ot
S qb>a j
3. 系统总体方案图如图二： n9={D
w->Y92q]
图二 NFEr ,n
jmaw-Rx
设计计算及说明 重要结果 i({ \fb|0
rnhLv$
三、动力机的选择 K2xHXziQ
O(8CrKYY
1.选择电动机的功率 Um4zI>
* BR#^Wt
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 5=
&2 =
!s1<)%Jt
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； !0Nf`iCQ(
(ub(0 h0j
Pw→工作机需要的输入功率，kW； &Y=~j?~Xm
tR'RB@k J
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 nTr ]NBR
_1G/qHf^S
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； {._'Q[
;iKtv+"
滚动轴承效率η2=0.98； U~7udUR
?VE'!DW
链传动效率η3=0.96； SQ[D2v
8YlZ({f
圆锥齿轮效率η4=0.98； jwE=
9]IZ3
fQX
圆柱齿轮效率η5=0.99； \l /}` w
FauASu,A
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 -A
w]b} #v
rmkBp_i{|
因此总效率 `+ \$
c8uw_6#r(D
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 E#r QJ
oyd P}X
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 ANw1P{9*
^" ?a)KC
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 ~s Hd OMw
N^[
F+y
2.选择电动机的转速 Bv@p9 ]
n
]ASw%Lw)
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。 ~"`e9Im
ZXYyG`3+
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 , HLV8_~gQPf
jH<Sf: Y(
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 ,%IP27bPW
`Ze$Bd\
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； h?n?3x!(
cK]n"6N[
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； |Vz)!M
7MrHu 2rZ=
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； Fn`Zw:vp6
,S`n?.&& 7
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 4_QfM}Fyp
/fT"WaTEK
所以 v0)Y, hW
pI K:$eN!/
因此 :~"m yn,
G ^d p9A
3.选择电动机的类型 kK 4 a;j.#
GV1Ol^
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。 )G G9[%H!
56s%Qlgx
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。 RA<ky*^dr
RDDA^U7y#
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。 (N&?Z]|yr
+?"F=.SZ
四、传动装置总体设计 \v-I<"::
d5A e67
1.计算总传动比及分配各级传动比 Xv!Gg6v6
qtAt=` s
传动装置的传动比要求应为 GBBr[}y-
t6+W
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 G9okl9;od
N(4y}-w$
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。 2=K|kp5
/"La@M3 7
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。 nm<VcCc
iLBORT !;
2.计算传动装置的运动和动力参数 FvVC 2Z
r?[[.zm"7
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。 P2 jh[a%
hq {{XQ
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 9rz$c, Y(
$ dI
mA
1） 各轴转速计算如下 n!Y_SPg
<\$"U5"`
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。 W m-$l
VV1sadS:S`
2)各轴功率 #3_g8ni5X
M.y!J
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 b3>zdS]Q
l+2NA4s
3） 各轴转矩 xP>cQEL ot
%+Nng<_U\T
电动机轴的输出转矩 ,|yscp8
Ot47.z
五、传动零件的设计计算 /hqn>t
'/UT0{2;rS
1、直齿锥齿轮的设计 b1# C,UWK
K!9K^ h
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 ZJWpb
?q4`&";{3
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： q
6UZ`9&z
Heh&;c
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 E-Xz
@ a]c I
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 %>+lr%B
x^)?V7[t
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； {:"<E? +
}a!|n4|`
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； ,sc#l<v
)! rD&l$tE
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 tx[ ;& ;
+Eb-|dM
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； W f "$
B=]L%~xL$
b、 小齿轮传递的转矩 ； + pT;;
9
p<dw C"z
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； %K3U`6kHcd
4.,|vtp
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 8i;drvf
N
e{=KdzT
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； r MJ@oc
v `/nX->
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 -a_qZ7
\6a' p
Q,
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 mIG>`7`7N
ul N1z
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 1yF9zKs &_
H74'I}
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 0&NM=~
q7aqbkwz}
h、 小齿轮分度圆周速度v '=+N
)O
R h6CV
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； Q`J U[nY
@e Bo7# Zr
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； [ V?HK_~
rC|nE =i
齿间载荷系数取 ； -}T7F+
1S(oi
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 "&D0Sd@[?
Gl{'a1
故载荷系数 ； V]Ccj\Oi
,ynN801\m
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 "dndhoMq
fl4@5AVY
模数 (L4C1h_]9
-ys/I ,}<
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 pK{G2]OK{U
0# 1~'e
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； KMb'm+
zBTxM
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； !}P^O (oY
MTE 1\,
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 GfP'
| uFb(kL[U
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 %<Qv?`B
F\ ;l)
载荷系数K=2.742; {s*1QBM$\Z
A`vRUl,c=
c) 分度圆锥角 ;易求得 !7]^QdBLY
`_n eYT
因此,当量齿数 `{w|2 [C3
+ rN#
根据[2]表10-5查得齿形系数 vfc5M6Vm)<
[=. iJ5,{2
应力校正系数 F @t\D?
I YptNR
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: >3 p8o@:
It 3@
Cd>
结果显示大齿轮的数值要大些; v qUYr
^Bw"+ 6d
ｅ、设计计算 U[yA`7Zs}
Gyi0SM6v5&
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 Qd3ppJn
rwwyYIlEg
大齿轮齿数 ; g
p|G q
o"N\l{ #s
5) 其他几何尺寸的计算 g:c?%J
[ot+ EA
分度圆直径 {RsdI= %
7S= ]@*
锥距 Bz,Xg-k+
) cOBP}j+
分度圆锥角 _iq aKYT$
|l|$ Q ;
齿顶圆直径
NQ '|M
/^~)iTwH
齿根圆直径 NS x-~)
vl s+E o]
齿顶角 qw|B-lT{:
[e|9%[.V
齿根角 *gwo.s
6: R1jF*eG
当量齿数 ]REF1<)4z
$G /p[JG6-
分度圆齿厚 'vZWk eo
Oeg^%Y
齿宽 \H PB{
;
qssK 0!-
6) 结构设计及零件图的绘制 =':SOO7
mX @xV*
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. HXB &
6
dZd]p8
零件图见附图二. k1D|Cpnp
| mw3v>
2、直齿圆柱齿轮的设计 8X\":l:
>\lBbq a#
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 ； ,}^;q58
);p:[=$71
2）齿轮传动的主要特点是：效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定，但制造和安装精度要求高。 0)v X
kf' 4C
"}
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 QcdAg%"yy
Jjx 1`S*i
4）材料及精度等级的选择 #("E) P
N71%l
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 U QT=URS
Qyj:!-o
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 ~NK|q5(I
&x[V<Gq
5） 压力角和齿数的选择 SQG9m2
%$R]NL |
选用标准齿轮的压力角，即 。 p" Di;3!y!
ir;az{T#U
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? NrcxuItkYn
{%Q+Pzl.
取 。 <q4 <3A
5.U|CL
6） 按齿面接触强度设计 H|d"45J_
Ch&2{ ng
由[2]设计计算公式10-9a，即 $)j f
0ol*!@?
a. 试选载荷系数 ； mw${3j~ &
_$gP -J
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： =|3*Y0
>Cglhsb:N
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； }}d, xI
HUGhz
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； tNDv[IF
JHs xaX;c
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 = i Wn
T
N MH'4R
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 y?xFF9W@H
843O}v'
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； 5o Y^; )\/
EUuk%<q7C(
h. 计算接触疲劳许用应力: ?Lquf&`vP
f;a55 %3c
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 6Iv &c2
u_%L~1+'
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, 5wm(gF_t
/baSAoh/e
j. 计算圆周速度 ^[hx`Rh`t
p) m0\
k. 计算齿宽b Uf\U~ wM<
d01]5'f?o
l. 计算齿宽与齿高之比 E Ks4N4k
zXv2plw(
模数 6fw2 ;$x"
@`:z$ 52
齿高 /
#D R|
N9BfjT}
所以 yz^Rm2$f9
%v<BE
tq
m. 计算载荷系数 A0gRX ]
Kr@6m80E5
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; uwWKsZ4:ij
PI$K+}E
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; }6 Mo C0
eDS, }Z'
由[2]表10-2查得使用系数 ; (cm8x
6[ & x7"
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)E$. F^
%HcCe[d5l
代入数据计算得 AkVgFQg"
n
.%+y_.l
又 , ,查[2]图10-13得 gH|:=vfYUR
aJ$({ZN\#
故载荷系数 } o@Dsx5
A\)~y{9bQ
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 d2X?^
w'a3=_nW
ｏ、计算模数m t`E e/L%
^.@F1k
7) 按齿面弯曲强度设计 4>(rskl_
.._UI2MA
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 hf< [$B
I)q"M]~
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 ； D7v_ <
sTw+.m{F
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 <^Jdl.G
;]^% 6B n
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 "WzD+<oL
1SSS0 &
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K 80 ck h
V3q [ $~9
e.查[2]表10-5得齿形系数 +PKd
</*]
<j:@ iP
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 ;2l|0 :
kt7x}F(?<
小齿轮 , #K{+1z:
k[{ ~ eN:
大齿轮 t_jnp $1m
J(w 3A)(
结果是大齿轮的数值要大； 8\Hz FB
%'.3t|zH
g.设计计算 v:]z -zU
9E}JtLg T
结果分析：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。因此，可取弯曲强度算得的模数1.802，并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 )8;At'q}
x%T.0@!8
按接触强度计算的分度圆直径 ，算出小齿轮齿 ，圆整得 ；大齿轮齿数 ； 1G )I|v9R
zV8{|-2]No
8） 其他几何尺寸的计算 1C(sBU"
% {ory5
分度圆直径 qIvnPaYW
~,.'#=V
中心距 ； D qHJ *x4
8yk4 #CZ
齿轮宽度 ； "<& ) G{
NiD_ v
9）验算 圆周力 c/E'GG%Q%
@W-0ybv
10）结构设计及零件图的绘制 ZP '0=
WaSZw0U}y
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 t8M\
*U +<Hv`C
3、链传动的设计计算 B_
bZa
:Q8*MJ3&V
1.设计条件 n 0g8B
p4D.nB8
减速器输出端传递的功率 UjS+ Ddp
3:T~$M `]
小链轮转速 iP6?[pl8
~I;|ipK4m
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 d|>/eb.R
D7=Irz!O\7
2.选择链轮齿数 jXPbj.
hDXaCift
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 。 [,(+r7aB
Up0kTL
3.确定链条链节数 a(X V~o
& H8 %
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 6q^\pJY%&7
(__$YQ -
取 （节） }42Hhu7j
snYeo?|b
4.确定链条的节距p =\G`g #
_qk
yU )z
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 &OA6Zw/A
FC
WF$'cO
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 u U%Z%O
gegM&X o
齿数系数 ' x 5p ?m
7M8 cF>o
链长系数 0s7 9rJ
d"L(eI}G
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 Kg`P@
uIBN
!\j
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。 [5tvdW6Z &
c\/-*OYr<
5.确定链长L及中心距a iiF` 2
g)=$zXWhP
链长 Kj)sL0
Mdq|: ^px
由[2]公式9-20得理论中心距 #<X4RJ
w 62m}5eA
理论中心距 的减少量 c Q'x]u_
% !eRR
实际中心距 g/}d> 6
hQ(^;QcSu
可取 =772mm K1o>>388G
vxOnv 8(
6.验算链速V iJj !-a:z.
C#e :_e]
这与原假设相符。 M?DZShkV_
$2+s3)
7.作用在轴上的压轴力 &*Xrh7 K2e
v(GnG
有效圆周力 $-u c#5 7
#-PMREgO
按水平布置取压轴力系数 ，那么 `e fiX^
p(nO~I2E
六、轴系零件的设计计算 Na@; F{
JZ+6)R
1、轴三（减速器输出轴）的设计 *rbgDa Q
-agB ]j
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： m5&Ht (I%n
> ;#Y0
（2）求作用在轴齿轮上的力： ^/$dSXKF
y10W\beJ
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 $STGH
K F _Uu
径向力 &@'%0s9g
i / I
其方向如图五所示。 |&xaV-b9W
kZo# Ny
（3）初步确定轴的最小直径 :3XvHL0rx
*aC[Tv[-P
选轴的材料为45钢，调质处理，以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径，即 ""
>Yw/'
. AOc$Nt
查[2]表15-3取45钢的 6P}?+ Gc
n1 GX` K
那么 ']fyD3N
n#Dy
YVb
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。 1*G&Z I
&WL N
（4）轴的结构设计 xb%Q[V_m
kr|r- N`
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 H ?9Bo!
Y:\] d1C
图三 } No # _{
-,YI>!
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 0TA8#c
1Az&BZU[
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 。 !vRN'/(Vyu
:RukW.MR
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 DJ7ak>"R
;di .U,
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ；
F):kF_ho
Lg(G&ljE@k
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 。 37:tu7e~c
-T1R}ew*t
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）。 sk<S`J,M/_
"%+||IyW
图四 XUh&an$
H7P}=YW".
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 <dE~z] P
==?%]ZE8
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。 x=a#|]ngG
Qj1%'wWG
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 :|S[i('
1|-C(UW>
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。 T"3LO[j+
w5)KWeGa
（5）求轴上的载荷 @
N 'P?i
ib
'l:GM
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 ， z1,#ma}.
t4d/%b~{:U
； ； 9[*P`*&
]j,o!|rx7
图五 2B6u )
95
7Dl^5q.|
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： % rnRy<9
R\n@q_!`X
表一 >
2/j
>YXb"g@.
载荷 水平面H 垂直面V /Us+>vg!
(QqeMG,Y
支反力F G.iQ\'1_h
q[vO
mes
弯矩M g0a!auWM
n%;t Va
总弯矩 E=S_1
f>mEX='w
扭矩T T=146.8Nm $^i r3f+
J 32{#\By
（6）按弯扭组合校核轴的强度： 1 YtY=
I
Gb'ii=A
根据[2]中公式15-5，即 JUDZ_cGr
X 2| Z!
取 ，并计算抗弯截面系数 uQW[2f
#=Xa(<t
因此轴的计算应力 :mCGY9d4L
wod{C !
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 n]5Pfg |a
:18} $
，故安全。 U:MZN[Cc[
FU}- .Ki
（7）精确校核轴的疲劳强度 #q0xlF@
Ebi~gGo
①、判断危险截面 ;9=4]YZt
CnY dj~
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。 > [T6/#M
Kb5} M/8
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。 Y%]g,mG
S*3$1BTl
②、截面2左侧： 2%fkXH<
l{ fL~O
抗弯截面系数 >/@Q7V99{
+&_n[;
抗扭截面系数 )F'hn+(B|G
!
c~3 `7v
截面2左侧的弯矩为 Xe/7rhov
;yZY2)L
扭矩为 {Y]3t9 !\
l~kxK.Ru
截面上的弯曲应力 m]=G73jzO
&w%%^ +n
|
扭转切应力为 ;4oKF7]
=<= [E:B
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； zCwb>v
RhjU ^,%
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 j=>WWlZ
W"xRf0\V
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 ROfke.N\'
2PSv3?".
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得
_ @|_`5W
1&kf 2\S
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； e=u}J%|
dUceZmAl
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； c /3]M>+M
1b!5h
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 <@@@Pl!~
?nR$>a`
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 <lSo7NkR
= &U7:u
③、截面2右侧： VD=F{| ^
U:IeMf-;
抗弯截面系数 QO,ge<N+N
4Gy3s|{
抗扭截面系数 O}Do4>02
N _.`5I;e
截面2右侧的弯矩为 r3Ih]|FK#
D2#.qoP #
扭矩为 (]<G )+*
?[O Sy.6
截面上的弯曲应力 <{1 3Nd'o
=(5}0}j
扭转切应力为 qSL~A-
UDa\*
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 lG X_5R
eJ$ {`&J
表面质量系数 ； ;|K(6)
z* :.maq
故综合影响系数为 }KrZ6cG9#
|
|
