| 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^6ynzn
Wc2&3p9 c
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 ?]$<Ufr
pu]U_Ll@
原始数据 /51$o\4 S
z k/`Uz
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 !p!Qg1O6o
H-+U^@w
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 'z
AvQm
#UoFU{6tM
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 $ wp>2
2[ofz}k]r)
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 R6od{#5H$
q+9->D(6
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 ]tN)HRk1
dGm%If9P
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 g9|OhymB
">CRFee0
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 &qG/\
n =V|NrU
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 "Gp Tmu?
B qX"La,
原始数据 ?Y3i-jY
$q:l \
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 hmo4H3g!N
i/+^C($'f
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 :?\29j#*V
py:L- 5
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 h~\k;ca
4X]/8 %]V
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 iL);bv W
[mu8V+8@d4
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 _>\33V-?b
PiM(QR
工作．运输带速度允许误差为 5％。 +_J@8k
syW[uXNLZ
机械设计课程设计计算 -Ys e^(^"s
XjN =UhC
说明书 Z9$pY=8^?
e}yF2|0FD
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 v)_c*+6u
eLPtdP5k
目录 F t11?D
B
Zt! $"N.,
1. 设计任务书....................................3 T$"~V u
F$tzsz,9n
2. 系统传动方案分析与设计........................4 Mb2a;s
yZ,pH1
3. 电动机的选择..................................4 S8dfe~ |7:
.8^mA1fmX
4. 传动装置总体设计..............................6 !AE;s}v)0{
jFdgFK c)
5. 传动零件的设计计算............................7 0SYJ*7lPX
[;,E c w^
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 1?H;
c5?d&
'yX\y
6I
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 WUie `p
Y+Z+Y)K
3） 链传动的设计计算........................... ...15 j[:70%X
y4jiOh F<d
6. 轴系零件的设计计算............................17 @NA+Ma{N
|e@1@q(a[]
1） 轴一的设计.....................................17 k{;?>=FH!
a%m
)8N ;C
2） 轴二的设计.....................................23 4bGvkxZo`$
&%j`WF4p
3） 轴三的设计.....................................25 O713'i
rBmW%Gv
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 k8}fKVU;
];Noe9o
8. 键联接的强度较核..............................27 9D\E0YG X/
j:1N&7<FU
9. 轴承的强度较核计算............................29 jc _k\
J[?oV;O
10. 参考文献......................................35 33lh~+C
]l fufjj
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 Ry X11XU
==?wG!v2 h
一、课程设计任务书 Q3l>xh
Zj]tiN f\"
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） u3 LoP_|
q[qX O5
图一 3Y)z{ o>P
$m5Iv_
2.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动；使用期限为10年；小批量生产；两班制工作；运输链工作速度允许误差为 5％。 Kn$E{ F\
z. hq2 v
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 ]SA/KV
}|Q \@3&
运输链的工作速度(m/s)：0.8 ]Whv%
G2wSd'n*y
运输链节距(mm)：60 x'}z NEXI
H?r~% bh
运输链链轮齿数Z：10 P l'lmUR
'j'6x'[> ]
二、系统传动方案分析与设计 \ky oA
Z
apJXRH`
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。 W7|nc,i0\
Z:h'kgG &
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。 !U4YA1>>
[g"nu0sOK
3. 系统总体方案图如图二： Dj=$Q44
r\fkx>
图二 ~P}ng{x4z
|4/rVj"
设计计算及说明 重要结果 ~5|R`%
m\&99-j:@b
三、动力机的选择 w8q
2f-K-
w$&;s<0
1.选择电动机的功率 =[aiW|Y
J( ]b1e
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 PyI"B96gz
imM #z y
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； W^HE1Dt]
x76;wQ
Pw→工作机需要的输入功率，kW； EY)?hJS,
e:MbMj6`
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 c]k+ Sx&}
mBye)q$
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； fS '` 9
W +GBSl
滚动轴承效率η2=0.98； X<Xiva85
2H8\ P+
链传动效率η3=0.96； } @3q;u )
Ed0}$ b
圆锥齿轮效率η4=0.98； 8.wtv5eZ
mg. _ c
圆柱齿轮效率η5=0.99； ,V5fvHPH)8
t}}Ti$$>
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 ~S~+'V,d
a)S6Z
因此总效率 pR2U&OA
_XT;
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 [q0^Bn}h
7nxH>.,Q>
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 xp^Jp
+>yh` Zb
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 <7Yh<(R e^
?%ltoezf
2.选择电动机的转速 b!J ?>du
CO, { /
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。 u^'X>n)oL#
=%I;Y& K
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 , T#Bj5H
"Il) _Ui
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 O\=Zo9(NHF
^HuB40
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； *(wx NsK
plr3&T~,&S
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； e `JWY9%
+_*iF5 \
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； 3;uLBuZOCN
z wwJyy%/
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 5L7 nEia'
Ks^wX
所以 g& . OJ
y=
8SD7P'
因此 Fwvc+ a
>@a7Zzl0H
3.选择电动机的类型
T^$`Z.
Wi\k&V.mE
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。 P,G
: 9x"e
Y>8 JHoV
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。 ^,f^YL;
+l]> (k.2
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。 ?-0, x|ul
96; gzG@1!
四、传动装置总体设计 #Lk~{
{C8I YBm
1.计算总传动比及分配各级传动比 {od@S l
qMA";Frt3N
传动装置的传动比要求应为 -M T1q qi
r Aq S;@]0
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 Bk5 ELf8pL
@li/Y6Wh
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。 $i!r> .Jo
f?16%Rk<
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。 [P }mDX
DV>;sCMJ %
2.计算传动装置的运动和动力参数 =C|^C3HK
$|[N3
设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 B
o%Sl
/m^G 99N
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴，分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴，则 >b:5&s\9
'X4)2iFV
1） 各轴转速计算如下 *<"{(sAvk
f|/ ,eP$
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。 Qs#;sy
W@~
i]@k'2N
2)各轴功率 wQ9@
l
|]Hr"saO0
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。 6V6Mo}QF
s
X1[zkb
3） 各轴转矩 UV{})T*s
PJ<qqA`!
电动机轴的输出转矩 (4C)]
RHQ
J!3; \
五、传动零件的设计计算 uc]5p(9Hb
A9J{>f
1、直齿锥齿轮的设计 q['3M <q
/L| x3RHs
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。 4v{Ye,2
U 17=/E
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： XgeUS;qtta
X%B$*y5
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）。 E7w^A
*1:kIi7_
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。 $GhL-sqm
@$%.iQ7A;
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 ； >f1fvv6
%@ q2
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； .vi0D uD6
fwUF5Y
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 F/:%YR;
yB{1&S5 C
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； ^\\9B-MvY
6O0aGJ,H
b、 小齿轮传递的转矩 ； G<`(d@g
*;F<Q!i&v
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； z fy(j
*UG?I|l|I
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 e~R_ bBQ0
j|p=JrCJ
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； =n@ \m <
2$o\`^dy
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 zh(=kS `
+<B"g{dLuX
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 D})12qB;u9
zQ u9LN
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 Z;0<k;#T(p
k!6m'} v
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 N{M25ucAHl
iVmy|ewd
h、 小齿轮分度圆周速度v K&"X7fQ
?Ho>
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； Uw3wR!:
@2_ E9{ T
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； K]dR %j
REsw=P!b
齿间载荷系数取 ； ]Qp-$)N
~9;udBfwF
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 yi (IIW
<w?k<%( 4
故载荷系数 ； M}=>~T A@
3+iryW(\
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 *Aug7
HlS
l=$?#^^ /
模数 yGX5\PSo
h b} Qt Q
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 2 nL*^hhh
p&HO~J <w
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； [.C P,Ly
t "MrrK>T
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； 'Ddzlip
~Ra8(KocD
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 d%E *P4Ua
Q `-X x
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 { qCFd
j| XL$Q
载荷系数K=2.742; qc' ; <
y*=Ipdj
c) 分度圆锥角 ;易求得 tv:
mjS
L{&Yh|}
因此,当量齿数 $Ny: At
z "FxKN~Z
根据[2]表10-5查得齿形系数 Re *~C:
_E/
应力校正系数 RfT)dS+rAh
,<s:*
k
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: /^X)>1)j
)FfS7 C\.
结果显示大齿轮的数值要大些; [N" =rY4G
!> GDp >0
ｅ、设计计算 r!|h3*YA
[b~+VeP+p4
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 3l$ D%y
{7_C|z:'p&
大齿轮齿数 ; F9A5 }/\
\# F>R,
5) 其他几何尺寸的计算 >Dz8+y
15Jc PDV
分度圆直径 s
E;2;2u"
7E5 =Qx
锥距 tOo\s&j
}2Y`Lr
分度圆锥角 pA_e{P/
= U[$i"+
齿顶圆直径 ob|^lAU
O]61guxro
齿根圆直径 6#a 82_
3bQ q
Nk
齿顶角 ]x%sX|Rj
)XoMOz
齿根角 t{`krs``
.;(a;f+{;
当量齿数 =CjWPZShV
E[BM0.#bZ
分度圆齿厚 lB!M;2^)X
W[>qiYf^b
齿宽 )lJi7 ^,
d\8j!F^=
6) 结构设计及零件图的绘制 %CU wD
@![1W@J
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. Zvra > %
QcjsQTAbk
零件图见附图二. $0+&xJVn
XK;Vu#E*^
2、直齿圆柱齿轮的设计 D'^UZZlI^I
D @]/%;
1）设计已知：齿数比u=2.5；小齿轮转速 ；输入功率 ；传递的转矩 ； K1&t>2=%
(.5Ft^3W
2）齿轮传动的主要特点是：效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定，但制造和安装精度要求高。 :u)Qs#'29
l j+p }dt
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 b~<:k\EE
lAo4)
4）材料及精度等级的选择 xZ
SDA8kS
*&V"x=ba,
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 Z&7Yl(|
xl,6O!aR
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 lAGntYv
0oqOX
5） 压力角和齿数的选择 BA8!NR|
4ti,R'
选用标准齿轮的压力角，即 。 7g%\+%F
I
5X uQQ!`
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? kxmsrQ>av
<q&i"[^M
取 。 kv2 H3O
c6iFha;db
6） 按齿面接触强度设计 &!FI!T
-WH
7|o}m}yVx
由[2]设计计算公式10-9a，即 >X5RRSo
S>Gb
Jt(]
a. 试选载荷系数 ； b'vIX<
g
d ]#`?}
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： Bw9O)++
: ?>yi7w
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； gJg+
]-h/
y I[kaH"J
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； Z4m+GFY
Q9Go}}n
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 k ,ezB+
LC e6](Z
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 p<y \ ^a
J0o,ZH9
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； <oSx'_dc
.&h|r>*|J
h. 计算接触疲劳许用应力: qa4j>;
B3I0H6O
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 O(:/ &` )
M <SV H_
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, 0W~1v
G'wyH[ d/
j. 计算圆周速度 Dv4 H^
;{0% Vp{
k. 计算齿宽b 4E$d"D5]>p
`1#Z9&bO
l. 计算齿宽与齿高之比 ' ]Z%6_WF
m;q qjzy
模数 $2a_!/
n1b^o~agwC
齿高 D}N4*L1
?.c:k;j
所以 [}}q /7Lp
S8C} C#
m. 计算载荷系数 is^5TL%@
&egP3
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; r&~]6
U
/XdLdA!v
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; 48{B} j%oU
E#cu}zi
由[2]表10-2查得使用系数 ; Bp4#"y2
6t'.4SR
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 Un&rP70
dki3(
代入数据计算得 H)Z$j&S{
m]}EVa_I`/
又 , ,查[2]图10-13得 PK&X |
h
.g.g lQ_~=
故载荷系数 }|RL6p-/'
q3|SZoN
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 q V vnl
:zpT Gk8Z
ｏ、计算模数m V=Z%y$1Bc
4I.)>+8V
7) 按齿面弯曲强度设计 }s8xr>
('.I)n
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 C\0,D9
v7D0E[)~
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； g O8~$Aj
vF'IK,
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 xX8 c> p
ppeF, Q
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 YI]/gWeu
AU;Iif6
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K 46H@z =5
fS%B/h=
e.查[2]表10-5得齿形系数 _6]tbni?v
ZR8y9mx2"
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 8mO_dQ
bKh}Y`
小齿轮 <irr .O
I}awembw g
大齿轮 {l\Ep=O vx
GxE`z6%[
结果是大齿轮的数值要大； BiZYGq
tn |H~iF{
g.设计计算 _9S"rH[
C k/DV
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。 "M, Hm!j
n+ s=u$%qn
按接触强度计算的分度圆直径 ，算出小齿轮齿 ，圆整得 ；大齿轮齿数 ； 4U N|`'c
r_o\ 72
8） 其他几何尺寸的计算 tnq Zl S
ifmX<'(9 A
分度圆直径 }xgs]\^,73
\^lDd~MWG
中心距 ； 8C I\NR{x8
Z,>owoP4
齿轮宽度 ； lEw!H ^O4
*QoQ$alHH
9）验算 圆周力 a24(9(yh
_gpf9a d
10）结构设计及零件图的绘制 z\K-KD{Ad
BNixp[Hc
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。 _znpzr9H
yx7y3TSq
3、链传动的设计计算 b >' c
#z c$cr
1.设计条件 ,X\qlT5C
| }d+BD
减速器输出端传递的功率 p`'3Il3
NQN?CBFQ
小链轮转速 QjTs$#eMW
66po SZR@
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 6-\M }xq?
OZe`>Q6
2.选择链轮齿数 5 &]a8p{
EEH TlqvR
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 。 0u I=8j
~le:4qaX
3.确定链条链节数 =!($=9
^KQZ;[B
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 [MeFj! (
~Vc`AcW P
取 （节） =ibKdPtTh^
d;).| .}P
4.确定链条的节距p MO|8A18 B
'Ojxzz*tT
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 <"7Wb"+
W}WDj:
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 mD,fxm{G
xBE}/F$ 45
齿数系数 cfHtUv
5$*=;ls>J
链长系数 Z5"5Ge-M
-LlS 9[r 0
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 3WPZZN<K9
X/ /=OpS`
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 K>#QC
`_3 Gb
5.确定链长L及中心距a Ag;Ybk[
<qBM+m$|)
链长 t24 .u+O
)p{,5"0u
由[2]公式9-20得理论中心距 5#dJga/88
_I0=a @3
理论中心距 的减少量 R vd'uIJ
4?c0r C <
实际中心距 Pt/F$A{Cj
^ a7a_ M
可取 =772mm H^jcW wy:
+[[^W;<.l
6.验算链速V 4!-/m7%eF
</2Cn@
这与原假设相符。 j$P`/-N
[*r=u[67F
7.作用在轴上的压轴力 R 3*{"!O
m-Qy6"eW
有效圆周力 x}uDW
=TA8]7S~U
按水平布置取压轴力系数 ，那么 6U1_Wk ?
)c<[@ ::i
六、轴系零件的设计计算 &_'3(xIO
,2mq}u>WU
1、轴三（减速器输出轴）的设计 z -'e<v;w
m ~gc c
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： r%`3*<ALV)
NZ% v{?
（2）求作用在轴齿轮上的力： .lGN
Fx
-+: t%A?
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 H?;@r1ZAn
Tz7|OV_W$
径向力 aX*7tRn_%
<=%G%V_s
其方向如图五所示。 ?v&2^d4C*F
">q?(i\
（3）初步确定轴的最小直径 UryHte
p\tA&>3-
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 "||'
-(0
dlwOmO'Bm)
查[2]表15-3取45钢的 SOluTFxUw
zT'(I6 S:)
那么 w]US- 7
|A2o$H
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 /&5 :v%L
^j2z\yo
（4）轴的结构设计 GYV%R D #
*nwH1FjH
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 \\Nt^j3qR
;6 `7
\
图三 [2ri=lf,
Q>TNzh
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 UK .=Y9
Gg%pU +'T
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 J!yK/*sO,
1vCVTuRF
b、由于齿轮主要承受径向力，故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组，标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承，其尺寸为 ，故 x)f<lZ^L&H
i1!Y {
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； _OB^ywHn.
+[pJr-k
c、取安装齿轮处轴段的直径 ；齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，该轴段长度应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，则轴肩处的直径 ；轴环宽度 ，故取 。 hfs QAa
wYh ]3
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求，取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm，则 （参看图四）。 ZpZoOdjslV
iN25 91S
图四 #,OiZQJC
*]ME]2qP
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm，锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm（参看图一），考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm；已知深沟球轴承的宽度B=25mm，大锥齿轮轮长 ，那么 T;3B_ lu]
r(g2&}o\
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接，根据 由[1]表4-1查得平键截面 ，键槽长度为50mm。 VgMuX3=
Cf@N>N#t)
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 O)`ye5>v
)b,FE}YX
根据轴端直径，参考[2]表15-2取轴端倒角为 ；各轴肩未注圆角半径为R1.6，如轴结构与装配图四。 u89Q2\z~"M
dDl_P yg4K
（5）求轴上的载荷 35YDP|XZb
TIn o"tc3
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁，轴的支承跨度 ， vSk1/
S~GS:E#
； ； W&2r{kCsQ
3
op{h6
图五 z/i &Lpr:
i$H9~tPs
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： -c %'f&P
IC-W[~
表一 , +FiP{`
y>eP CDR3
载荷 水平面H 垂直面V b3q&CJ4|
K^%ONultv
支反力F cY.5z:7u~v
`Nv7c {M^
弯矩M [2z
>8 SL
hdY d2
j
总弯矩 SI7r `'7A'
_] us1
扭矩T T=146.8Nm l)Mi?B~N
O66b^*=N}x
（6）按弯扭组合校核轴的强度： ;6*$!^*w
~P"o_b6,k
根据[2]中公式15-5，即 ] m #*4
{%6g6?=j
取 ，并计算抗弯截面系数 (Z Q?1Qxo
c=p!2jJ1K~
因此轴的计算应力 eU\_m5xl"
.v['INK9
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 )&ucX
L!~ap
，故安全。 iXqRX';F'}
3lN@1jl h
（7）精确校核轴的疲劳强度 18> v\Hi<
lO HW9Z
①、判断危险截面 lDZ~
(dHjf;
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 +(h{ 3Y |
H"wIa8A
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 RJ dijj
Xl
E0oN ~{
②、截面2左侧： x}#N?d
5X:3' *
抗弯截面系数 |?ZNGPt
)g`~,3G
抗扭截面系数 X5+$:jq&
kT:?1 w'
截面2左侧的弯矩为 ]6,D 9^{;
e /L([
扭矩为 U"a7myB+jX
jwheJ G
截面上的弯曲应力 C4gzg
CaV)F3
扭转切应力为 c~!ETwpHQ
=D)ADZ\<r
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； M0%nGpVj>
& 5QvUn
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 wqg Ks=y
Q |G|5X
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 "_:6v64Gx
\+k~p:d_8
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 AsI. 8"
C#L|7M??;
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； fP
llN8n
{"db1Gbfg
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； R 0 -Y2v
UkC'`NWF*
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 @)@tIhw
+R"n_6N
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 7t+H94KG7
R#s_pW{op
③、截面2右侧： k;r[m ,$
X,D ]S@
抗弯截面系数 (
geV(zT
'h[7AZ&)#
抗扭截面系数 ypx`!2Q$
CiTWjE?|7
截面2右侧的弯矩为 (N5"'`NZA
i*mI-l
扭矩为 =nlj|S ~3
,q$2D,dz
截面上的弯曲应力 cG4}daK]d
W!1
B~NH#
扭转切应力为 ^=qV)j
Y@+9Ukd/
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 He&A> bA)z
] ~ }~d(
表面质量系数 ； <"av /`;
4I 2#L+W
故综合影响系数为 &iT^IkA{
|
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