| 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 ~r})&`5
F` gK6;zp
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 n[a%*i6x
1,P2}mYv
原始数据 W`#E[g?]
{ ^:i}4ZRl
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 DM)Re ~*
HN;f~EQT
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 MnY}U",
G! F_Q7|-
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 ?6\A$?
? R[GSS1
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 0LHge7482
Ba%b]v p
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 DoeE=X*`k
[--] ?Dr
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产．两班制 5C-n"8 &C&
xJ\sm8
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 ZQ\O|
n8
^D
{v L
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 ;,KT+! H$
7bM
H
原始数据 \rbvlO?}
)Y1 +F,C
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 M~saYJio
sPX~>8}|VP
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 kQ6YQsJ.*
t<p4H^
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 tD,~i"0;
SV1;[
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 ` Go oSX
_(@ezX.p
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 7c'OIY].,
~05(92bK
工作．运输带速度允许误差为 5％。 ,f~8:LHq
mL s>RR#b
机械设计课程设计计算 F
B&l|#e
Pz' Z n
说明书 E o <N
6bpO#&T
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 4Z{ r
+\B.3%\-
目录 A LR`z~ 1
Eds{-x|10
1. 设计任务书....................................3 XXW.U ios
Oimq P
2. 系统传动方案分析与设计........................4 d[ e;Fj!
u,S}4p&l
3. 电动机的选择..................................4 &K,rNH'R
RjHKFB2
4. 传动装置总体设计..............................6 z
2Ao6*%
J#k.!]r,Y
5. 传动零件的设计计算............................7 4g/Ly8
-~=:tn)0
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 }/-TT0*6j<
9D& 22hL4
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 4,6nk.$yN
v<S?"#
]F=
3） 链传动的设计计算........................... ...15 ].*I Z
BIEeHN4
6. 轴系零件的设计计算............................17 HNL;s5gq
x4S0C[k
1） 轴一的设计.....................................17 kD 4J{\
E1rx uV|9
2） 轴二的设计.....................................23 l*4_
v>p~y u+G
3） 轴三的设计.....................................25 O(44Dy@2
pS<j>y
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 ]` n6H[6O
#-FfyxQ8ai
8. 键联接的强度较核..............................27 vEb_z[gd
2/G`ej!*
9. 轴承的强度较核计算............................29 zF=E5TL-,4
) XL}u4X
10. 参考文献......................................35 Z^vcODeC$
9iQc\@eGd
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 Ft$ tL;
J@ pCF@'
一、课程设计任务书 K.2l)aRd
x4bj ?=+
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） 73d7'Fw
XnI)s^
图一 >Sh"/3%q
3eS
*U`_
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％。 xs3t~o3y
ni P/i
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 hiA%Tq?
qHQ#^jH
运输链的工作速度(m/s)：0.8 )o@-h85";
:%vD
hMHa
运输链节距(mm)：60 q`DilZ]S
zkR L'-
运输链链轮齿数Z：10 :raYt5n1,y
O
E56J-*}x
二、系统传动方案分析与设计 ~$3X>?Q
DU%j;`3
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。 8g C Q0w<
%o 9;jX
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 D%k]D/
j I9Kn41
3. 系统总体方案图如图二： .V:H~
qdeS*r p\
图二 #4<Rs|K
F( Iq8DV
设计计算及说明 重要结果 AmmUoS\
(qM(~4|`
三、动力机的选择 #=B~}
_
E
_DSf
1.选择电动机的功率 /*8Ms`
w;p!~o &
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 5+[`x ']l
4 06 .6jmv
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； WhHnF*I
'YcoF;&[C
Pw→工作机需要的输入功率，kW； N6BFs (
-K K)}I`
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 hVAP
) "5
KvrcO#-sL
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； tzeS D C
>b.wk3g@>
滚动轴承效率η2=0.98； \y
G//
IT u6m<V
链传动效率η3=0.96； K;wd2/jmJ
)Ekp <2B:0
圆锥齿轮效率η4=0.98； ,\BGxGNAmV
i Y JzSVO
圆柱齿轮效率η5=0.99； .l- >O-=
Q'~2,%3<
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 IW.~I,!x
)` ZTu -|
因此总效率 clZ jb
Z+< zKn}
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 )NwIEk>Tf
^sNj[%I
R
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而 9 aE!!
(E
|lijnfp
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 OBY
EfR3$sp
2.选择电动机的转速 iJza zQ
* @|EaH/
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。 ]oN:MS4r
fr1/9E;
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 , +([
iC L
q>T7};5m2
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 :-= ,([TJ
8tM40/U$
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； 2<*DL 6
Qifjv0&;u
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； fBptjt_
75t\= 6#
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； mE"?{~X VL
?=%Q$|]-
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 Z2]ySy t]
\B'rWk 33,
所以 s.E}x v
HrUQ X4
因此 eUyQS I4A
)|88wa(M
3.选择电动机的类型 jrMY]Ea2`
TS9=A1J #
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 o?A/'
%d5;JEgA:g
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。 0k?ph $
tH_e?6]
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。 @?A 39G{
NM0[yh
四、传动装置总体设计 K +oFu%
*uAsKU
1.计算总传动比及分配各级传动比 ,7m Rb-*p
m]yt6b4
传动装置的传动比要求应为 .:KZ8'g3}
edh?I1/
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 ?NZKu6
/qW5M4.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。 tdTD!'
>g%^hjJ
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。 zDbjWd
KLI(Rve24
2.计算传动装置的运动和动力参数 D:9/;9V
-S]yXZ
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。 ( ~~*PT-
AnV\{A^
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 oaI|A^v
mJ=3faM
1） 各轴转速计算如下 b _&;i4 [
?*}^ xXI/
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。 x/NR_~Rnk
yJx{ 6
2)各轴功率 oyG O!j
pu(a&0
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。 D"WqJ cDt
[E_eaez7#
3） 各轴转矩 I$K? ,
5c btMNP
电动机轴的输出转矩 _zG 9.?'b3
@J~n$^ke
五、传动零件的设计计算 ""[(e0oA
cTO\ Vhg
1、直齿锥齿轮的设计 W+[XNIg5
`C~RA, M
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。 -2}-;|
EG<YxN X,
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： \atztC{-L>
Vy;f 4;I{
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）。 &uwj&-u?
6#S}EaWf
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。 B+G,v:)R6z
gA)!1V+:
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 ； Y6T1_XG
R;9H`L/>
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； ?@U7tNI
yoKl.U"&
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 Byf5~OC
\\80c65-
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； -LF0% G
:DP%>H|
b、 小齿轮传递的转矩 ； `= A*ei5
=%, ;=4w
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； Gz JLG=M
zGrUl|j
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 $dAQ'\f7
C:qb-10|A
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； dmHpF\P5f
s; 'XX}Y
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 T+z]ztO
}`g:) g J
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 u eO&%
2Yd0:$a
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 % AqUVt9}
Ue:'55
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 +NGjDa
%Z@+K_X9x
h、 小齿轮分度圆周速度v O>)<w
Ms`
1O
bxQ_x
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； ! 8q +W`{
_6a+" p
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； I@VhxJh
'=!@s1;{[;
齿间载荷系数取 ； e)dPv: oK3
yT Pi/=G
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 ^06f\7A
(lwrk(
故载荷系数 ； 8'Dp3x^W>
k0IW,z%
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 %c%0pGn8-
s`*
' J M<
模数 %Gp%l
Jx ;" @
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 BKDs3?&
+TW9BU'a^
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； -"qw5Y_oF?
^|^ek
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； t 0_o .S
y:Xs/RS
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 rj[ 2XIO
m1 x7f% _
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 sS 5 ]d8
aEr<(x !|"
载荷系数K=2.742; O $jj&
=a>a A Z
c) 分度圆锥角 ;易求得 `YTagUq7
f}q4~NPn-
因此,当量齿数 ( lbF/F>v
m+p}Qi8i)
根据[2]表10-5查得齿形系数 s( 56aE
j . Ro(0%
应力校正系数 =;DmD?nZ
}X{#=*$GQ
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: ' uvTOgP,
O9OD[V Zk
结果显示大齿轮的数值要大些; <V?M~u[7f
0yW#).D^b
ｅ、设计计算 w~J 7|8Y
fE"Q:K6r2
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 dz
fR ^Gv
V@gwe ci
大齿轮齿数 ; ,"?h _NbF
,KvF:xqA
5) 其他几何尺寸的计算 x`8rR;N!
{awv= s
分度圆直径 0r?975@A
l` 9<m L
锥距 JmDi {B?
:V1ttRW}52
分度圆锥角 ^V sX9
dQ6:c7hp>D
齿顶圆直径 q$)$?"
2E~WcB
齿根圆直径 D<}z7W-
&Y Q
齿顶角 pME17 af
tL0<xGI5^
齿根角 <a/TDW
\_?A8F
当量齿数 #/fh_S'Z
6*`KC)a
分度圆齿厚 ~B!O
X
d-e6hI 4b
齿宽 *?|LE
C
*a_U2}N
6) 结构设计及零件图的绘制 $4K( AEt[
>B)&mC$$S
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. e~ #;ux
\)Sa!XLfT
零件图见附图二. eF ]`?AeWQ
}SL&Y `Y]
2、直齿圆柱齿轮的设计 S/ YT
V
g)7~vm2/,
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 ； qYD$ _a
lJaR,,
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。 HUF],[N
m 8 0e^
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。 %@/"BF;r
YyOPgF] M
4）材料及精度等级的选择 I'&#pOB
NfG<!
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）。
*&$J.KM
H CKD0xx
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。 eVL #3|=
8<BYAHY^
5） 压力角和齿数的选择 WZz8VF
0 =N,y
选用标准齿轮的压力角，即 。 3r{3HaN(^'
Hh^EMQk
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? = MQpYX
+NIq}fZn9
取 。 ZL!,s#
Z)
nB
6） 按齿面接触强度设计 pq8XCOllXx
_5<d'fBd
由[2]设计计算公式10-9a，即 $~x#Q?-y
;bz|)[4/
a. 试选载荷系数 ； ZJL8"(/R
,4kly_$BH
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： > Z0F n
Y"Y%JJ.J
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； _=,\uIrk
F"p7&e\W|l
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； )OjTn"
?D 8<}~Do
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 。 JmMB=}
<
b0 2V#m;Z
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 2x PkQOj3
0r<?Ve
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； X<:B"rPuK
?=
G+L0t
h. 计算接触疲劳许用应力: -cDS+ * [
z1dSZ0NoA
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 h%4aL38
w&c6iFMd0
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, VO"/cG;]*
KGM9
b
j. 计算圆周速度 |nOqy &B
/l.:GH36f
k. 计算齿宽b '3%J hG)#
DIsK+1
l. 计算齿宽与齿高之比 { XI 0KiE
}j+Af["W?
模数 r4YiX ss
|uUGvIsXn
齿高 d_v]mfUF
6XP>qI,AJ
所以 w\V1pu^6@
e0s *
m. 计算载荷系数 H1b HQB
ON(OYXj
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; t`M4@1S"'
GGM|B}U p
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; uez"{ _I
X A b%V'
由[2]表10-2查得使用系数 ; jF$bCbAUce
DB~3(r? K
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 >-&B#Z^,
V8w7U:K
代入数据计算得 5taR[ukM
R"wBDWs
又 , ,查[2]图10-13得 uOQ!av2"Rf
bA_/ 6r)u
故载荷系数 kC ,=E9)O
J# >)+
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 <USK6! -G
lr*p\vH
ｏ、计算模数m vU,V[1^a
=l ) D$l
7) 按齿面弯曲强度设计 - (dtAo6
tG7F!um(
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 c;X%Ar
]KQv ]'
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 ； o pXxtYC@
lG lh/ B%
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 k~0#Iy_{M
_2- fH
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 Z5j\ M
7"_m? c8
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K A`B>fI
Af" p:;^z
e.查[2]表10-5得齿形系数 =ea'G>;[H
{xD\ w^
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 a
Xn:hn~O
k/Z]zZ C
小齿轮 }WA =
[+F6C
大齿轮 }6'%p Bd
{e +}jZ[L
结果是大齿轮的数值要大； :@RX}rKG
WaPuJ 5;e
g.设计计算 Z<jC,r
Y|l&mK?
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。 <.Dg3RH
7;I;(iY
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 ； "X( 9.6$_
!b"2]Qv
8） 其他几何尺寸的计算 yMz dM&a!*
b$eN]L
分度圆直径 ^, &'
aBd>.]l?
中心距 ； O[|_~v:^
i*]$_\yl"
齿轮宽度 ； x
MF o
N;HG@B!m
9）验算 圆周力 { .j030Q
6J]8BHJn+
10）结构设计及零件图的绘制 o? g9Grk
aKFY&zN?
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 rw$ =!iyO
czLY+I;V3
3、链传动的设计计算
a)8;P7
v@d]*TG
1.设计条件 35H.ZXQp-
Qp;FVUw9
减速器输出端传递的功率 K]'t>:G @
kxLWk%V
小链轮转速 |\U 5m6 q
)zydD=,bu
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 8Sk$o.Gy
-uN M_|MO
2.选择链轮齿数 d3 ]<'B:nb
=p[a Cb
i
假定链速V=0.6-3m/s，查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17，则大链轮（从动链轮）齿数 。 c
'rn8Jo}
7lx]`u>
3.确定链条链节数 tH(g;flO)
]P9 6-x
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 48, uO !
2BO&OX|X
取 （节） 9DmF a5E
U/A
[al
4.确定链条的节距p n }dLfg *
i~LY
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 cR=o!2O
`|<? sjY
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 1pz-jo,2'
&bigLe
齿数系数 "vfpG7CG
N<O<wtXI j
链长系数 cEIs9;
)S`=y-L$
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 } J`cRDO
A`* l+M^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。 / bF>cpM
G8.nKoHv7x
5.确定链长L及中心距a WFTwFm6
tC5>K9Ed
链长 l(HxZlHr
r&_e3#]*
由[2]公式9-20得理论中心距 Fd#Zu .Np
p V`/6
}
理论中心距 的减少量 ovZ!}
,hWuAu6.L
实际中心距 8H ,k0~D
?1**@E0
可取 =772mm A@eR~Kp
^
+ (Jh $b_
6.验算链速V y@<&A~Cl^
xkQT#K=i
这与原假设相符。 X 6j:TF
QabLMq@n`
7.作用在轴上的压轴力 x2f=o|]D'
?KW o1
有效圆周力 qYQ
v jp
MS]Q\g}U
按水平布置取压轴力系数 ，那么 rN,T}M= 2
7gx?LI_e
六、轴系零件的设计计算 [{:
l?
qC B{dp/
1、轴三（减速器输出轴）的设计 +p$lVnAt
e|q~t
{=9S
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： *-S?bv,T'
CaVVlL
（2）求作用在轴齿轮上的力： 6Fc*&7Z+
aMGyV"6(-6
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 i v.G
^ v+p@k
径向力 G_M8? G0
?g:sAR'
其方向如图五所示。 ">5$;{;2r
5}b) W>3@`
（3）初步确定轴的最小直径 xz~Y
%Y|Z
=mSu^q(l
选轴的材料为45钢，调质处理，以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径，即 \uO^w J}
#N;&^El
查[2]表15-3取45钢的 LQR^lD+_=
z6P~HF+&h
那么 h"[:$~/UJ
r`pf%9k
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。 yb>R(y
c7.M\f P
（4）轴的结构设计 Gzs$0Ki=
7 *
[
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 L2wX?NA
nTD4^ '
图三 yMC6 Gvp
T=RabKVYP
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 S~R[*Gk_uT
5#y_ EpL"
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 。 B*9?mcP\
%m |1LI(
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 >x6 )AH.
@>8 {J6%\
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； /,~g"y.;,
6J">@+
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 。 LB[?kpy
~,Yd.?.TI
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）。 nPDoK!r'
]re}EB\Rs
图四 +D O<M1uE
dn: \V?9
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 c|Z6p{)V
7#SfuZ0@
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。 KzJJ@D*4M]
JcMl*k
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 GDb V y)&
KT7R0 v
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。 *_P'> V#p
^ 8Y BW<9
（5）求轴上的载荷 Vol }wc
.8GXpt^U(
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 ， ru~!;xT
=LgMG^@mu
； ； '4,IGxIq
OmK4
\_.
图五 -f1lu*3\
LOr( HgyC
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： B79~-,Yh
m &z(2yb1
表一 ~N7;.
3 7
0F. S[!I
载荷 水平面H 垂直面V sZ7~AJ
;*ni%|K
支反力F k8l7.e*
6'.)z ,ts
弯矩M Rf2mBjJ(z
d+6q% U
总弯矩 (_6JQn
id" l"
扭矩T T=146.8Nm ~ Nf|,{[(5
JT=ax/%Mo
（6）按弯扭组合校核轴的强度： Z[B:6\oQ
rq Uk_|Xa
根据[2]中公式15-5，即 2E`mbT,v&
7%[ YX
取 ，并计算抗弯截面系数 kP5G}Bp
cV_-Bcb
因此轴的计算应力 C\vOxBAB
g \ou+M#
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 ZHlHnUo
mahNQ5 W*)
，故安全。 MmePhHf
SoHaGQox
（7）精确校核轴的疲劳强度 2 @@evQ
z@V9%xF-3
①、判断危险截面 YpRhl(|
# K/JU{"
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。 ledr[)
_ n1:v ~
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。 4tx6h<L#s
CS5[E-%}T=
②、截面2左侧： ;>;it5 l=
@K}h4Yok
抗弯截面系数 EJQT\c
ZU;jz[}
抗扭截面系数 L GVy4D
pU[yr'D.r
截面2左侧的弯矩为 )qOcx
I
0IP0z il
扭矩为 x8~*+ j
-YmIRocx
截面上的弯曲应力 {,Rlq
[1ClZ~f
扭转切应力为 &\Lu}t7Ru
! IB}&m
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； q)KOI` A
}$r]\v
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 4HX;9HPHE<
r y@p
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 kHhku!CH
rLA-q||
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 N:S2X+}(
N
7 Y X
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； [9:";JSl"Y
q">}3`k
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； bd% M.,
+c,
^KHW
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 _- ^mxC|M
9zrTf%m F
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 q^n
LC6q
n2Mpo\2
③、截面2右侧： <RY ! Mc
6A}tA$*s7
抗弯截面系数 g jzWW0C
u47`&\
抗扭截面系数 Kv<mDA!
~l {Qz0&
截面2右侧的弯矩为 i~R+ g3oi
m\bmBK"I
扭矩为 m_BpY9c]5
jp@X,H ES
截面上的弯曲应力 csxn" Dz\
</?ef&
扭转切应力为 |W@Ko%om
6d2e WS
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 F:[[@~z
81(\8#./
表面质量系数 ； lA;^c)
vv<\LN0
故综合影响系数为 8Q{9AoQ3'
|
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