| 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 _)3|f<E_t)
*K8$eDNZ
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 c_$=-Khk
l*Gvf_UH
原始数据 &R'c.
%S96 0
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 MzdV 2.
6_GhO@lOG
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 >
PRFWO
3 w*R&
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 vxBgGl
EI P /V
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 )4 e.k$X^
Pb J(:`u
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 ?Jm^<
tTl%oN8Qw
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产．两班制 MS~(D.@ZS
RLjc&WhzXu
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 iy.p n
i+ ?^8 #
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 gV's=cQ
=7=]{Cx[
原始数据 pK>N-/?a
{BN#h[#B{
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 l
^0@86
Ko< :Z)PS
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 b|:YIXml
UERLtSQ
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 T4U ev*A
JYI,N
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 lfow1WRF
V +Y%v.F
工作条件；连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产。单班制 Qz1E 2yJ
=4YhG;%
工作．运输带速度允许误差为 5％。 0
1rK8j X
|mfvr *7
机械设计课程设计计算 \ ;B iq`
/hR&8 `\\
说明书 >y 7?-*0
k(nW#*N_
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 V~3a!-m\
eF$x 1|
目录 D#C~pdp
iOghb*aW
1. 设计任务书....................................3 s/#!VnU6
%YscBG
2. 系统传动方案分析与设计........................4 e#8Q L
zR:L! S
3. 电动机的选择..................................4 )m T<MkP
IM'r8 V
4. 传动装置总体设计..............................6 0v?"t OT!
r#p9x[f< Y
5. 传动零件的设计计算............................7 QA`sx
-G rE} L
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 j</: WRA`]
+7.',@8_V
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 5|s\* b V`
T.BW H2gRP
3） 链传动的设计计算........................... ...15 aB&&YlR=n<
*] )
`z8Ox
6. 轴系零件的设计计算............................17 K+3=tk]W9u
G5 WVr$
1） 轴一的设计.....................................17 R__OP`!
^jZbo {
2） 轴二的设计.....................................23 yNBfUj -L
ea
'D td
3） 轴三的设计.....................................25 yR{3!{r3(
{ 4Cmu;u
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 :DNY 7TvZ
*. t 7G
8. 键联接的强度较核..............................27 ?k{?GtSs
;?p>e'
9. 轴承的强度较核计算............................29 VY4yS*y
uy$e?{Jf
10. 参考文献......................................35 JK5gQ3C[
%7. 30CA|#
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 hHnYtq
h*](a_0
一、课程设计任务书 5U$0F$BBp
+ye3HGD
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） HIZe0%WPw
mCVFS=8V
图一 rjYJs*#
oa p4rHk}
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％。 )Ql%r?(F+
%>{0yEC
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 x s|FE3:a
NC(~l
运输链的工作速度(m/s)：0.8 A3/k@S-R2
(O 3 nL.
运输链节距(mm)：60 u^ ~W+
@\#td5'
运输链链轮齿数Z：10 %7+qnH*;r
cV F "!.
二、系统传动方案分析与设计 AoxA+.O
S O!8Di
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。 wb l&
$ddCTS^
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 *$g-:ILRuZ
4 ^:=xL
3. 系统总体方案图如图二： X'iWJ8
pv|G^,>#
图二 KbeC"mi
%EB/b
设计计算及说明 重要结果 zTU0HR3A
<Q3c[ Y
三、动力机的选择 D*d]aC
_oeS Uzq.
1.选择电动机的功率 G4" F +%.
fz
"Y CHe
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
o66}yJzmD
WH^%:4
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； Z7Hbj!d/Sz
UkFC~17P
Pw→工作机需要的输入功率，kW； LKDO2N
A.w.rVDD
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 SE*g;Cvg1
;aVZ"~a+\
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； r9?Mw06Wc5
& 1f+,
滚动轴承效率η2=0.98； c-sf g>0 ^
o ^uA">GH
链传动效率η3=0.96； # Gi$DMW
do'GlU oMC
圆锥齿轮效率η4=0.98； FGzwhgy
G 01ON0
圆柱齿轮效率η5=0.99； P]C<U aW'!
pd$[8Rmj_
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 ^S; -fYW2
1< ?4\?j
因此总效率 } ^\oCR@
2&cT~ZX&'
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 '~ 47)fN
j1<Yg,_ .p
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 )boE/4
J<lW<:!3]
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 ;$Jo+#
}x ,S% M-
2.选择电动机的转速 \Vk:93OH21
{M)Nnst "~
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 s5. CFA
0> \sQ ,T
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , yB!dp;gM{
|w3M7;~eF
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 m]&SN z=
"<gO zXpa
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； 3OB"#Ap8<
@O~pV`_tD
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； %a7$QF]
^B^9KEjTz
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； F"mmLao
EdX$(scu~B
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 7xR\ kL.,
;9#KeA _
所以 0"SU_j Qzv
fV~[;e;U.
因此 6L~n.5B~o
?q [T
3.选择电动机的类型 TcoB,Kdce
cz$2R
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。 :23P!^Y
=Esa vN
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。 +w~oH =
_"{Xi2@H
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。 d_P` qA
_u Il
四、传动装置总体设计 z(~_AN M4,
%l%HHT
1.计算总传动比及分配各级传动比 H,NF;QPPC
!'O@2{? B
传动装置的传动比要求应为 QsW/X0YBv
jb)ZLA;L_c
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 y )<q /
(tO\)aS=
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。 phz&zl D
&e3.:[~_?
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。 e #q}F>/ L
"wc<B4"
2.计算传动装置的运动和动力参数 -n;}n:w L
4Po_-4
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。 i -&yH
d d;T-wa}
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 eV~goj
:zR!/5
1） 各轴转速计算如下 @o.I ;}*N
L: x-%m%w
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。 3 gf1ownC
`$NP> %J-
2)各轴功率 :v 4]D4\o
4GM6)"#d
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。 XX~,>Q}H=
LgYq.>Nl9
3） 各轴转矩 aQ~s`^D
1Y Mh1+1
电动机轴的输出转矩 T9& 1VW
nj4/#W
五、传动零件的设计计算 O rG).^l
B erwI
7!=
1、直齿锥齿轮的设计 u= yOu^={
.|=\z9_7S8
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。 xezcAwW
:Q q#Z
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： {XHh8_ ^&
?% kV?eu'
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）。 \Og+ c%
E)3N xmM#
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。 mBC+6(5V
?1".;foZ
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 ； 2+O'9F_v
4.( 4x&
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； =Runf
+}
PRT +mT
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 ^}C \zW
~;] d"'
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； CH/rp4NeSy
&?RQZHtg
b、 小齿轮传递的转矩 ； 6zn5UW#q
F&Hrk|a
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； tI{_y
bjS {(
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 LIdF 0
j~QwV='S
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； ,2)6s\]/b
9C i-v/M]
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 "*H`HRi4T
|D.ND%K&
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 $7 uA%|\
07 $o;W @
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 fn !KQ`,#
39jG8zr=Z[
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 vcd\GN*4f
*9i{,I@
h、 小齿轮分度圆周速度v .{ KVMc
]9,; K;1<
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； 8.~kK<)!
0|b>I!_"g
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； Q5_o /wk
Mc}^LDX
齿间载荷系数取 ； Tb-F]lg$
,?XCyHSgWW
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 2Hv+W-6v
yCX?!E;La
故载荷系数 ； 8sCv]|cn
qjc4.,/
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 o8vug$=Z
+'w3 =2Bo
模数 4'Zp-k?5`
F }q c0
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 188*XCtjQ9
Xs ?o{]Fe
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； @OHm#`~
;({W#Wa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； 4a]P7fx-
2 Vrw
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ! v0LBe4
1sH&
sGy7
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 tnG# IU
*
B93+BwN>95
载荷系数K=2.742; Tu 7QCr5*
veh<R]U
c) 分度圆锥角 ;易求得 O1mK e%'|
WeiFmar
因此,当量齿数 >e"#'K0?\
_ORvo{[:
根据[2]表10-5查得齿形系数 }Z,x~G
Wiu"k%Qsh
应力校正系数 ^v`\x5"Vp
E\,-XH
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: _f:W?$\ho
|H+Wed|
结果显示大齿轮的数值要大些; {!dVDf_
:[!j?)%>
ｅ、设计计算 {> 0wiH#!E
8pgEix/M5o
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 Nu7
!8[?r*
u-5{U-^_
大齿轮齿数 ; d;}nh2*
>
"= >3
5) 其他几何尺寸的计算 H
DFOA
% - 0t?/>
分度圆直径 ilx)*Y
j ?(&#
锥距 0=E]cQwh
R!N%o~C 2-
分度圆锥角 Tyf`j,=
6b \&~b@T
齿顶圆直径 hFl^\$Re
.xWC{}7[
齿根圆直径 ~O &:C{9=
=rCIumqD-}
齿顶角 b`O'1r\Y;
= {wcfhUl+
齿根角 5, 6"&vU,
ah+iZ}E%
当量齿数 BKjS ,2C
^RtIh-Z.9
分度圆齿厚 c|@bwat4
^qD$z=z -
齿宽 ? '{SX9
8C 9-_Ng`
6) 结构设计及零件图的绘制 wov\kV
.+A+|yR
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. JHTSU q
h' &%>Q2
零件图见附图二. \ Et 3|Iv
o!ebs0
2、直齿圆柱齿轮的设计 l#Y,R 0
U /l&tmIVY
1）设计已知：齿数比u=2.5；小齿轮转速 ；输入功率 ；传递的转矩 ； D!-g&HBTC
X!dYdWw*m
2）齿轮传动的主要特点是：效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定，但制造和安装精度要求高。 T !WT;A
O5nD+qTQ#
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 ]* [ 2$
GH:jH]u!V
4）材料及精度等级的选择 S8j{V5R'
65 $+{s
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 V7f q4O^:
IE/^\ M
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 /zVOK4BqN+
iE^84l 68
5） 压力角和齿数的选择 ~^fZx 5
=QiI :|eRA
选用标准齿轮的压力角，即 。 Ata:^qI
V_}"+&W9
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? *Y7u'v
.Una+Z
取 。 NzOx0WLF
hxd`OG<gF
6） 按齿面接触强度设计 o 5uph=Q{
EF }\brD1
由[2]设计计算公式10-9a，即 .p ]RKS=(:
9oR@U W1
a. 试选载荷系数 ； ' RYIW /a
x vl #w
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： l=)xo@6
=O_4|7Zl
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； 9YQb &
Tg)| or/ %
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； e9 5Lo+:f
(WO]Xq<
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 {xB!EQ"
s;Z\Io
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 6J6BF%
(G4at2YLd
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； Z=Y& B>:[
1&evG-#<:
h. 计算接触疲劳许用应力: 6x[}g
m6&~Hf wN
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 Fk*7;OuZl
+LZLy9iKt
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, z] P SpUd
-)]Yr #Q
j. 计算圆周速度 xU >WEm2
[{<`o5qR
k. 计算齿宽b 5Y'qaIFR
| w1Bq
l. 计算齿宽与齿高之比 T?soJ]A
ag#S6E^%S
模数 AFDq}*2Qb
zrL$]Oy}x
齿高 B p`]
kmsb hYM)
所以 i ,E{f
ZQoU3 AD;
m. 计算载荷系数 K>r,(zg Vc
5k3 b3&
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; l7259Ro~
+N9X/QFKV
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; EQ yC1j
AOWmzu{z w
由[2]表10-2查得使用系数 ; B^Nf #XN(
X!Mx5fg
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 }=UHbU.n~!
W5lR0)~#*
代入数据计算得 t ?ZI".>
rEnQYz
又 , ,查[2]图10-13得 Y1OkkcPb{
)}]g]
g
故载荷系数 gA5/,wDO
KRLQ # ,9
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 Lh"<XYY
2*< nu><b
ｏ、计算模数m |`f$tj
6C^
D#.S
7) 按齿面弯曲强度设计 ,p@y]
cr
#`iB`|
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 FLCexlv^
.b&t ;4q
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； w d^':
MS>Ge0P("~
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 u\x}8pn
:P\7iW
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 %~JJ. &
wj<6kG
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K WZejp}x
bv9]\qC]T<
e.查[2]表10-5得齿形系数 0r] t `{H
Ae^~Cz1qz
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 s w oQ'
@= Uh', F
小齿轮 %lx!. G
kr5"> "7
大齿轮 S8w _ii3zd
5 +YH.4R
结果是大齿轮的数值要大； D|L9Vs`
fZ zoAzfv2
g.设计计算 z'U1 bMg
6V :U (g
结果分析：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。因此，可取弯曲强度算得的模数1.802，并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 9y8&9<#
O67W&nz
按接触强度计算的分度圆直径 ，算出小齿轮齿 ，圆整得 ；大齿轮齿数 ； <X^@*79m
4qbBc1,7y
8） 其他几何尺寸的计算
4*#18<u5
|= ba9&q
分度圆直径 V-2(?auZd
6NuD4Ga
中心距 ； gH Eu/8E
#n #}s
齿轮宽度 ； n;C
:0
wY % }
9）验算 圆周力 m@F`!qY~Y\
bMu+TgAT,
10）结构设计及零件图的绘制 Y%aCMP9j~9
~i{(<.he
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 f4b/NG|
7~% ?#
3、链传动的设计计算 (ejvF):|
xY8$I6
1.设计条件 vY}g<*
w"|L:8
减速器输出端传递的功率 w w3-^v
"1* :JVG
小链轮转速 r~8 $1"
?V.cOR`6
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 $am$ EU?s
^Za-`8#`L
2.选择链轮齿数 E h vX)s
e@ 0 7
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 。 {.|CdqwY
glxsa8
3.确定链条链节数 aEWWP]
P%VSAh\|n
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 RF c v^Xf
( Q!}9K3
取 （节） W:n ef<WH
+oML&g-g_
4.确定链条的节距p ~?Pw& K2
[Ek7b *
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 Fb>?1i`RN
:#ik. D
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 L,`LN>
k FD; i
齿数系数 IdYt\^@>
1#2 I
链长系数 &64h ;P<
U&OJXJd j
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 B ahm]2
%E>Aw>] v
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。 hH 3RP{'=
9>/4W.
5.确定链长L及中心距a UHkMn
=R|HV;9 h
链长 }C?'BRX
Tv=mg H=b
由[2]公式9-20得理论中心距 P>D)7 V9Hh
*#|&JIEsi
理论中心距 的减少量 AKfDXy
o[w:1q7
实际中心距 HM1Fz\Sf
~jk|4`I?T
可取 =772mm ie95rZp
m dg8,n
6.验算链速V ()?(I?II
1(R}tRR7 R
这与原假设相符。 Lg.gfny[(t
_ < V)-Y
7.作用在轴上的压轴力 i9|Sa6vuI
1n8/r}q'H
有效圆周力 . ! 3|&V'<
4e7-0}0
按水平布置取压轴力系数 ，那么 ;xj?z\=Pg
-d/
=5yxL
六、轴系零件的设计计算 +@f26O7$*
G>}255 qY
1、轴三（减速器输出轴）的设计 Mb}QD~=M
o:'MpKm
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： ET*SB
)2o?#8J
（2）求作用在轴齿轮上的力： q YQl,w
K@]4g49A/j
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 Dml;#'IF3
a dcE'fA<_
径向力 Gb6 'n$g
RbnVL$c
其方向如图五所示。 =y*IfG9b
8dA~\a
（3）初步确定轴的最小直径 $%d*@ 'c
oZgjQM$YP
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 <n$'voR7]
q.bSIV|
查[2]表15-3取45钢的 Sz`,X0a
2]*OQb#O6e
那么 2F.;;Ab
T7%S
#0,p
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 Wn2NMXK
q54]1T Q
（4）轴的结构设计 q3!bky\
9 0rol~M&
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 (?c"$|^ J
K\r8g=U
图三 !Ai@$tl[S
2%m B K
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 DyQy^G'%l
\M^bD4';>
a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用，根据链条节距和链轮齿数，查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照（3）中计算的轴的最小直径，在中间取合适的直径值 ；链轮的周向定位采用平键联接，按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ；键槽用键铣刀加工，长可查手册在长度系列中选取L=28mm；由此，再考虑加工与装配，取 为了满足链轮的轴向定位要求，6-7段需制 一个轴肩，因此可取 。 03Ycf'W
g3y ~bf
b、由于齿轮主要承受径向力，故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组，标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承，其尺寸为 ，故 TD0
B%
=dKtV .L
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； C1)!f j=
Bwxd&;E
c、取安装齿轮处轴段的直径 ；齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，该轴段长度应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，则轴肩处的直径 ；轴环宽度 ，故取 。 6bC3O4Rw
Sqp aFWr
d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求，取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm，则 （参看图四）。 -Q*gW2KmV
*g2x%aZWbG
图四 XR i8Gpg
,f>k%_U}
e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm，锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm（参看图一），考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm；已知深沟球轴承的宽度B=25mm，大锥齿轮轮长 ，那么 g) jYFfGfH
>kVz49j
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接，根据 由[1]表4-1查得平键截面 ，键槽长度为50mm。 #X1ND
U5de@Y
④、确定轴上圆角和倒角尺寸
/J;Kn]5e
/ U9"wvg
根据轴端直径，参考[2]表15-2取轴端倒角为 ；各轴肩未注圆角半径为R1.6，如轴结构与装配图四。 f+!(k)GWd
y<Ot)fa$
（5）求轴上的载荷 %h!B^{0
(!WD1w
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 ， Q;rX;p^W
O\ r0bUPE
； ； YOO+R{4(
S,he6zS
图五 xy;;zOh`
4V`G,W4^J
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： [4f{w%~^
b>ySv
表一 ^1];S^nD
Gd85 kY@w7
载荷 水平面H 垂直面V Dl vz )
#ABZ& Z
支反力F ww1[rCh\+
(sZ"iGn%
弯矩M wi bNQ`4k
D&y7-/
总弯矩 0g8NHkM:2a
cr;da )
扭矩T T=146.8Nm es7=%!0
"w<#^d_6
（6）按弯扭组合校核轴的强度： 9pfIzs
su3
(E1~ H0^
根据[2]中公式15-5，即 CrTw@AW9)
8}:nGK|kx
取 ，并计算抗弯截面系数 (T oUgVW1N
9\(|
D#
因此轴的计算应力 Mi_$">1-W
[$UI8tV
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 qHsA1<wg
C0Z=~Q%
，故安全。 -KbYOb
JucY[`|JV
（7）精确校核轴的疲劳强度 mt.))#1
8 z\ xrY
①、判断危险截面 E]r?{t`]
0"z9Q\{}
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。 F!K>K z
|_U= z;Y
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。 u*9V&>o
Z;"vW!%d
②、截面2左侧： .=;
;
(/]
J3
抗弯截面系数 K*d Cc}:`
A3 *!"3nU
抗扭截面系数 2X&qE}%k S
|y!A&d=xYn
截面2左侧的弯矩为 *VN6cSq
q@2siI~W
扭矩为 \'j|BJ~L f
8q7b_Pq1U
截面上的弯曲应力 e+K^A q
&%Tj/ Qx
扭转切应力为 }<:}XlwT%
w4Z'K& d=
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； ddR >7d}N
ybUaTD@?}b
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 u]@['7
_SkLYL!=9
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 Xn
;AZu^'R
k U`r)=1"
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 8dh UBJ0_
xkA K!uVy
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； $ ME)#(
1BEHw?dLU
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； :BT q!>s
e>7i_4(C
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 Y < qm{e
k VQ\1!
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 Ga'swP=hf
:U x_qB
③、截面2右侧： <54
S
"zy7C*)>r
抗弯截面系数 {VoHh_[5%
@=kSo
-S X
抗扭截面系数 )dSi/
H>@+om
截面2右侧的弯矩为 n(]-y@X0_
uW3!Yg@
扭矩为 hR|MEn6KC
#3d(M
截面上的弯曲应力 3f;>" P}
`@s^(hc7i
扭转切应力为 - Y;3I00(
j
<RrLn_
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 gPc =2
7=, ; h
表面质量系数 ； lb1Xsgm{
Om {'1
故综合影响系数为 sn>~O4"
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