| 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 Pz?O_@Ln
E4{8 $:q=
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 'oTF$3n
V\_
&2',t
原始数据 m{g{"=}YR
<MYD`,$yu
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 nm)F tX|A
l"+=z.l6;
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 tP\Utl-0
8WvT0q>]
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 !`u)&.t7
,T]okN5uI
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 Vrnx# j-U
(b(iL\B$D=
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 |Qm 7x[i
?h { &
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产．两班制 b@7
ItzD
^71sIf;+
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 'F@'4[uda
A
9u9d \
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 js{ RaR=
uB%`Bx'OW
原始数据 *+ b[v7
+2vcUy
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 ]8RcZn
d+_qBp
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 %l>^q`p
+=||c \'
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 Eq|_> f@@8
Z@ 1rs#
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 zEu*q7
E]68IuP@'
工作条件；连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产。单班制 k @[Bx>
hE>Mo$Q(
工作．运输带速度允许误差为 5％。 us/x.qPy2
[g<JP~4]
机械设计课程设计计算 V< J~:b1V
w L:3RZB
说明书 !4|7U\;
%zWtPxAf
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 -gzk,ymp
P5[.2y_qM
目录 /
JlUqC
_KK G^
u<
1. 设计任务书....................................3 291v
R]
d8av `m
2. 系统传动方案分析与设计........................4 v,kedKcxv'
5{{u #W%=
3. 电动机的选择..................................4 [~x
Q l
n]| [|Rf1
4. 传动装置总体设计..............................6 4-s Uy
q$K^E
5. 传动零件的设计计算............................7 .Zo8KwkFY
'y@0P5 [se
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 iMF:~H-Yq#
d<xBI,g
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 / KH3v !G0
kFeuKSa^d
3） 链传动的设计计算........................... ...15 |06G )r&
F e8xOo6
6. 轴系零件的设计计算............................17 1SQ& m H/
!t N]OQ)'
1） 轴一的设计.....................................17 L~~;i'J
w
J; y 4
2） 轴二的设计.....................................23 UL(#B TK
`*N2x\+X
3） 轴三的设计.....................................25 / ,wG$b+
xCGvLvFn
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 evq *&.6\
p^NYJV
8. 键联接的强度较核..............................27 7|*|xLrV Y
rT <=`9^{
9. 轴承的强度较核计算............................29 fZ$8 PMZv
VDBP]LRF
10. 参考文献......................................35 !DXKn\aQf
IX$ $pdQ
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 *SL v$A
I@e{>}
一、课程设计任务书 /=i^Bgh4
d -lC|5U%
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） LC2t,!RRl&
B usxg?=
图一 ! p458~|
[T.kwQf4$
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％。 Mvu!
%
?@ PlQ
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 S+7>Y? B!
s lXk <
运输链的工作速度(m/s)：0.8 gC W .;|2
?tSFM: 9PU
运输链节距(mm)：60 4 cl}ouG
)lE ]DG!
运输链链轮齿数Z：10 5l } v
X*/j na"*
二、系统传动方案分析与设计 FlttqQQdf
Y 8EL
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。 ['Hl$ 2 j
m6bAvy]3<t
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。 z vL;.U
I5
"Z
3. 系统总体方案图如图二：
T32C=7
@/g%l1$`
图二 amK"Z<V F
$~75/
设计计算及说明 重要结果 nZ0-
Kb
ia?{]!7$
三、动力机的选择 = ]K;"
S=*rWh8)%<
1.选择电动机的功率 l Q
{k
qk<( iVUO
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 _8v8qT}O~4
!uL z%~F
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； 9LI #&\lba
, 6uON@
Pw→工作机需要的输入功率，kW； ZEYT17g]
Gb4k5jl
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 E3@G^Y
qcSlqWDk
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； %}elh79H*
@GNNi?EY
滚动轴承效率η2=0.98； }6 *+>?
6vAq&Y{JB'
链传动效率η3=0.96； 0K <y
}
aAhXHsZ|26
圆锥齿轮效率η4=0.98； d}2tqPy a
z~\ a]MB
圆柱齿轮效率η5=0.99； ^cs:S-s
~)xg7\k
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 hLK5s1#K
ux`)jOQ`Y]
因此总效率 ce7$r*@!
3M\~#>
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 .0+= #G>
a|? &
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 awxzP*6
#; ~`+[y?\
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 HqC
1Dkw
5#|D1A
2.选择电动机的转速 s&&8~
)H
V{4=, Ax
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。 %Z_/MNI
3>asl5 4
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 , &. ^(, pt
Se~< Vpo
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 @{/GdB,}
mqe83 k%
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； paCC'*bv
9n 9Z
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； &BTgISYi
m03D+@F
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； Uao8#<CkvJ
$.HZz
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 "}ibH{$lM
v 3\
|
所以 u*}[fQ`aF
r:N =?X`N
因此 ^i+ d 3
7 6 nrDE
3.选择电动机的类型 (dvsGYT|.
:DWvH,{+&
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。 .h c-uaL
nUb0R~wr$G
通过功率及转速的估计计算，选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 c+S<U*
@}K |/
查[1]表12-1，其额定功率为4kW；满载转速为1440r/min；额定转矩T=2.2；最大转矩为2.3；质量M=43Kg；电动机安装代号是B6。 O2;iY_P7lV
qe^d6
四、传动装置总体设计 )T0%<(J
A$ 2 A YQ
1.计算总传动比及分配各级传动比 vNWCv
=#=<%HPT
传动装置的传动比要求应为 &BOq%*+
X%X`o%AqC
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 oz8z%*9 (
v;6O# ta'
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。 5z/*/F=X
FT'2 J
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。 fI<|]c}P&J
xgp 6lO [
2.计算传动装置的运动和动力参数 vD-m FC)
ccR#<Pb6q
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。 OkNBP 0e}
Th.Mn}1%L
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 3bsuE^,.@
\|@u) n_
1） 各轴转速计算如下 ;15 j\{r
p ZxuV(QP`
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。 'v^Z terr
iVaCX Xf '
2)各轴功率 7=hISQMsVP
f[ 'uka.U
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。 r'F )8%
r+RFDg/
3） 各轴转矩 }+@GgipyO.
9B)<7JJX!J
电动机轴的输出转矩 w|,BT M:e
B0+ r
五、传动零件的设计计算 *`]#ntz 9
5mqwNA v
1、直齿锥齿轮的设计 5jNDr`pnu
\8^c"%v,:
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。 0Z4o3r[
1CmjEAv%/
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： 1 !8
b9
q?##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）。 <*Bk.>f!
eAl;:0=%L
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 j`ZH~T
zn)Kl%N ^
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 ； 360b`zS
+tCNJ<S@l$
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； b XNM.K
(3VV(1 8
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 Dg=!d)\
^[g7B"`K5
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； w D}g\{P
dd-`/A @
b、 小齿轮传递的转矩 ； BG9.h!
Hx?OCGj=S*
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； 5Tg[-tl
y# iQ
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 9Hm>@dBhM
_&R lR
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； s&)>gE\
;&} rO.0
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 MJ _ ]N+
_ `~\zzUZ
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 WNO!6*+
e-EY]%JO
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 ;r3Xh)k;
a,ZmDkzuv
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径
#V-0-n,`
[))TL
h、 小齿轮分度圆周速度v MO%kUq|pg
?}ly` J s
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； P*:9u >
De`p@`+<#~
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； GX#SCZ&}C
_j sJS<2 1
齿间载荷系数取 ； | k?r1dj%O
hM "6-60
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数
3PUyua'
M" vd /F V
故载荷系数 ； vE{L `,\ q
U'p-Ko#
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 Ql]+,^kA@
Ba# wW
E
模数 ]9PQKC2&
$I|6v
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 sLze/D_M*
oY<R[NYKu
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； z,K;GZuP
Yaix\*II
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； &rfl(&\oUi
%U?1Gf e
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 srQ]TYH ,
9D[Jn}E:
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 A +41JMH
\(`8ng ]vs
载荷系数K=2.742; .I %`yhCW
4GqwY"ja
c) 分度圆锥角 ;易求得 >m+Fm=
*bSx obn
因此,当量齿数 gZ@z}CIw'
?rxq //S2
根据[2]表10-5查得齿形系数 SX]uIkw
u :w
应力校正系数 7CDp$7v2
QW I)Y:<K/
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: 5 >\~jf
]x5+v0
结果显示大齿轮的数值要大些; M2!2 J
oM (8'{S=
ｅ、设计计算 2Y~nU(
hxZL/_n'
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 h.jO3q
3eERY[
大齿轮齿数 ; tA8O( 9OV
R3|r` ~@@
5) 其他几何尺寸的计算 g\]~H%2 ,
b '%)?{E
分度圆直径 Mq jdW
e+<'=_x {
锥距 "'74GY8,
O m_- #S
分度圆锥角 $pJw
p{kN
@!Rklh b
齿顶圆直径 P0 9 f
_=_<cg y1u
齿根圆直径 26ae|2 ?
Sjp ]TWj
齿顶角 722:2 {
LYO2L1u)
齿根角 x|$|~ 6f=n
kRqe&N e
当量齿数 '81c>qA
6d( D >a
分度圆齿厚 ha?M[Vyw4Q
Xp[x O 0
齿宽 ^*"i
*e
$38)_{
6) 结构设计及零件图的绘制 z/,&w_8,:
K%ptRj$
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. ]d~2WX Y
}<^QW't_Y
零件图见附图二. ..7 " <"uH
8j) *T9
2、直齿圆柱齿轮的设计 H[R X~Xk2E
yoH,4,! G
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 ； K\FLA_J
K3k{q90
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。 &2bqL!k
F :og :[
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。 !Ahxi);a
c 2gi 3
4）材料及精度等级的选择 <H npI
Ab6R ?mUM
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）。 jyB
Ys& v
sYbmL`{
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。 Mc&Fj1h5
x\oSD1t,
5） 压力角和齿数的选择 zpjE_|
-3u ;U, }
选用标准齿轮的压力角，即 。 03c8VKp'p
K#Zv>x!to
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? m}7Nu
]h,iyWSs
取 。 \ CX 6~
Y? $
6） 按齿面接触强度设计 &M: o(T
hr ! '
由[2]设计计算公式10-9a，即 |`xM45
JvK]EwR
;
a. 试选载荷系数 ； L5'?.9 ]
p| ?FA@ 3
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： s (K SN/
,q;?zcC7
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； A "z9t#dv@
>g m
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； D^gS.X ^
%lD+57=
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 。 %DA&txX}w
R a"hdxH
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 7MGvw-Tpb7
Qj'Ik`o
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； dyk(/# *7W
zez|l
h. 计算接触疲劳许用应力: uj zfy
f!{@{\
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 =^SxZ Bn
3=yfbO<-
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, fY6~Z
BvK
xP,b/T #a
j. 计算圆周速度 Xdw pn+7s
B%tWi
k. 计算齿宽b ',c~8U#q
On54!m
l. 计算齿宽与齿高之比 0zE@ ?.
Y%eq2%
模数 XT4Gz|k
> lf uo
齿高 8NiR3*1
tJybR"NQ
所以 RWGf]V]6
/M+Du,
m. 计算载荷系数
EY:IwDA.}
vP=68muD
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; U`lK' ..
#n}~u@,o_
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; WN<g _8QR
? ^M,Mt
由[2]表10-2查得使用系数 ; |Fi5/$S.
zh|9\ lf
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 *ziR &Fr!
</WeB3#6
代入数据计算得 OZ+v ~'oD
?C#E_
又 , ,查[2]图10-13得 N0.|Mb"?t
DU0/if9.
故载荷系数 Pc_aEBq
tAF?. \x"g
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 nYFrp)DLK
-(t7>s
ｏ、计算模数m z9*e%$+S
M
`^[Y2 c
7) 按齿面弯曲强度设计 P R Wb6
w4vV#C4X
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 Ps74SoD-
,/D}a3JD
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 ； xH xTL>,?
} !AS?
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 KWZhCS?[(
qh:Bc$S
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 ;Mup@)!j
D%abBE1
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K u0c}[BAF
v6s,lC5qR
e.查[2]表10-5得齿形系数 L23}{P
BtZ]~S}v
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 K5jt(7i
EU %,tp
小齿轮 )63
$,y-;$
+yp:douERi
大齿轮 <;6{R#Tuh
pA ~} _
结果是大齿轮的数值要大； \& 5V';
,^1zG
g.设计计算 W&IG,7tr
y
%Q. (
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。 Zgo~ "G
:<t=??4m
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 ； f9W:-00QD
4b`E/L}2
8） 其他几何尺寸的计算 #*'Qm
A
e@ Lxduq
分度圆直径 IT1YF.i
G}fB d
中心距 ； Do/R.Mgy*
U X@%1W!8
齿轮宽度 ； OT%E|) 6'
LE\=Y;%
9）验算 圆周力 Uj):}xgi'
P.'.KZJ:WD
10）结构设计及零件图的绘制 *Jd"3Si/
OG/b5U
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。 r D].=.?1
,~1'L6Ri?
3、链传动的设计计算 Aqmpo3P[+
Io1j%T#ZT
1.设计条件 m2c'r3 UEu
jYHn J}<
减速器输出端传递的功率 YYv0cV{E
<+_XGOt0<
小链轮转速 68Fl/
]JrD@ V y
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 >A$L&8'C
;
oyV8P$
2.选择链轮齿数 2R[v*i^S
>}+{;d
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 。 &h-_|N
f#0HiE!
3.确定链条链节数 ) `DVPudiy
r5}p .
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 Mg;pN K\n
rwRZGd *p
取 （节） }QFL
|U%NPw5
4.确定链条的节距p T$5wH )<
2d D" ^z{
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 ~#r>@C
A2|Bbqd
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 @d WA1tM
0D(8- H
齿数系数 rNP;53FtZl
iWs6 !s!
链长系数 j& 8YE7
j3Od7bBS]
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 5 pCicwea#
-9b=-K.y
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 7Qd4L.
~H}Z;n]H
5.确定链长L及中心距a d@Z DIy
MntmBj-T
链长 Bhv;l/K])
q" VmuQ
由[2]公式9-20得理论中心距 Y&6 jFT_
9xQ|Uad+%
理论中心距 的减少量 :3D8rqi:
ef)RlzL Oq
实际中心距 LJeq{Z
1=5"j]0hY
可取 =772mm %J*1F
A;co1,]gR
6.验算链速V ]46h!@~aC
)I%M]K]F
这与原假设相符。 sp\6-*F
T"g_a|7Tj
7.作用在轴上的压轴力 `oxBIn*BD
x1@,k=qrd
有效圆周力 .x=abA$!9
f7&ni#^Ztj
按水平布置取压轴力系数 ，那么 RuHDAJ"&a
MT{1/A;`)
六、轴系零件的设计计算 awzlLI<2p
(%^C}`|EA
1、轴三（减速器输出轴）的设计 >!fTWdD^
i e1~QQ
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： {QEvc
Te+#
（2）求作用在轴齿轮上的力： C6>_ wl]
Y1 Ql_
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 ) 8xbc&M
.U{}N%S
径向力 ~BI`{/O=
Jq ^[^
其方向如图五所示。 #?Ix6 {R
JrBPx/?(,;
（3）初步确定轴的最小直径 2m $C;j!D
\4 b^*`d
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 %s}{5Qcl/
W%rUa&00
查[2]表15-3取45钢的 %RW*gUvc]
e/4C` J-
那么 FO>?>tK 0
'A[PUSEE
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。 +`flIG3RV
rw)!>j+&A
（4）轴的结构设计 W(62.3d~}?
Csu9u'.V
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 " ,~ZO<P
xZ'C (~t
图三 B/16E uH#
U>n [R/~]
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 z&9ljQ
iF
X[/7vSqZ@w
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 。 ;Q t%>Uo8
` { Ox=+]M
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 7jw+o*;
I*3 >>VN
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； vAP1PQX;
eJf]"-
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 。 HMD\)vMK6
1TEKq#t;y
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）。 "7-}#_!g
y=Eb->a){
图四 ?0 cv
xsU%?"r
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 Q![
Swf%WuDj
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。 D_( NLC
I> 8_gp\1
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 fNda&
n3?
msY(*
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。 a?ete9Q+
]fD b|s48
（5）求轴上的载荷 SP<(24zdd
a Y4v '[
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 ， V}`ri~
07=I& Pum
； ； ^$`mS&3/q
;mI^J=V3
图五 $J<WFDn9
\R9 izuc9
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： bp" @ p:
%INkuNa8\
表一 s3sD 7 @
@ [v,q_^8
载荷 水平面H 垂直面V +mft
k{{
Y2B?C
支反力F e1b?TF@lz
0i5S=L`j
弯矩M /j3",N+I
B&7:=t,m(
总弯矩 : ^p aI
-G7)Y:
扭矩T T=146.8Nm 6pb~+=3n
+tt!x fy
（6）按弯扭组合校核轴的强度： r# oJ ch=
h=6D=6c
根据[2]中公式15-5，即 /]0SF_dZ
| aU8 WRq
取 ，并计算抗弯截面系数 mcid A%
y5KeUMcu
因此轴的计算应力 RnC+]J+?4
!5h8sD;
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 s1sn, ?
ue?3;BF 5
，故安全。 pyX:$j2R+%
F jizPg/|!
（7）精确校核轴的疲劳强度 #l`\'0`.
i`<L#6RBT
①、判断危险截面 m8
_yorz
Y^DGnx("m
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。 hi(e%da
eB_r. R{
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。 raSga'uT;
0 ;)Q
②、截面2左侧： gH ,Pz
0Ntvd7" `}
抗弯截面系数 ShlTMTgS
PJ&L7
抗扭截面系数 =_ j<x$,b-
\b6{u6?+
截面2左侧的弯矩为 +e.w]\}
av5a2r 0W1
扭矩为 y<m[9FC}
3b#L*-
截面上的弯曲应力 aO(iKlZ$
2"shB(:z>
扭转切应力为 &tf(vU;,'
Sp?e!`|8
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； bZAL~z+ V
j+3rS
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 G,B4=[Y
X@:Y. /
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 bWlY Q
01& E .A
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 <]DUJuF-M
d-m.aP)y:
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； $%M]2_W(
^Z \"d#A
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； 34"PtWbV>
u )r:0;5
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 !J!&JQ|
%\|{ _]h}y
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 Ol h{<~Fv
QS\wtTXj
③、截面2右侧： d+5~^\lV
u8%X~K\
抗弯截面系数 1ZRkVHiz0
o[WDP IG
抗扭截面系数 7Nk|9t
S-Bx`e9 '
截面2右侧的弯矩为 G P %hf{
gJ9"$fIPc
扭矩为 'D pJ#w\81
ZMiOKVl
截面上的弯曲应力 j!%^6Io4
bX:h"6{=R
扭转切应力为 y5O &9Ckw
W\w#}kY
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.66N9BHL,
7OG:G z+)x
表面质量系数 ； N#-pl:J (
rMZuiRz*
故综合影响系数为 \weg%a
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