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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 0a?[@ -Sz
( F R
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 g$=']A?W_
4tiCxf)
原始数据 *bcemH8f
7'.6/U
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 Ov:U3P?%
tPJU,e)
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 eZpi+BRS6
# B$_ily)
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
#s=\
YTe8C9eO
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 #R= 6$
O[} 2
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 )Zyw^KN^
B`% %,SLJ
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 a,t]> z95
&C/,~pJ1S
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 >va9*pdJ
:n}t7+(>U
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 L ~M6 ca"
#=fd8} 9
原始数据 XKBQH(
:; 3y^!
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 o[G,~f\-
y5V]uQSD
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 Y,%G5X@S<
F> q% ~
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 wGpw+O
H? pWyc<,
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 mhnK{M @56
0 KWi< G1
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 %X\rP ,
74Il]i1=
工作．运输带速度允许误差为 5％。 J@9 E2 0$
9TE-'R@
机械设计课程设计计算 WB|SXto%4D
}15ooe%
说明书 ZsDn`8
~ @s$
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 ?37Kc,o
8!dA1]2;
目录 O7Awti-X
d,). O
1. 设计任务书....................................3 }~ o>H a;
W-U[7n
2. 系统传动方案分析与设计........................4 @y\M8C8
RiAY>:
3. 电动机的选择..................................4 iu. +bX|b
XS"l R |
4. 传动装置总体设计..............................6 ZTSNM)f
zFV?,"\r
5. 传动零件的设计计算............................7 5eSmyj-W
=C2,?6!
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 X5D}<J2"
v.I >B3bEg
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 {wp"zaa
f qU*y 6]
3） 链传动的设计计算........................... ...15 h Ap<$7
CVBy& o"6A
6. 轴系零件的设计计算............................17 l< RztzUw
8U>f/dxLOO
1） 轴一的设计.....................................17 j"8|U
E
fg1["{\
2） 轴二的设计.....................................23 :Keek-E`e=
2s@<k1EdPl
3） 轴三的设计.....................................25 U_c.Z{lC4
g"sW_y_O
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 W.u}Q@
hK&/A+*
8. 键联接的强度较核..............................27 J Covk1
}@ :vq8%Q
9. 轴承的强度较核计算............................29 "+V.Yue`R
pTlNJ!U>
10. 参考文献......................................35 %< w)#eV?
$fA%_T_P'P
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 `8%2F}x}qD
r 9uuVxBD
一、课程设计任务书 A/EW57v"
1x#Z}XG
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） 7a}vb@
{1V~`1(w
图一 a$SGFA }V
KfsU RTZ
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％。 'J&$L c
T Prqb
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 i`R}IP?71
J!,<NlP0K
运输链的工作速度(m/s)：0.8 C-abc +/
%P2GQS-N
运输链节距(mm)：60 {W J +6!v
@e_ bG@
运输链链轮齿数Z：10 Mg0[PbS
c} GH|i
二、系统传动方案分析与设计 y pv ~F
Z!P7mH\c}
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。 2R2ws.}
e mo@&6*
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 +KV`+zic+
3%G >TB
3. 系统总体方案图如图二： ?[}r& f
i[_WO2
图二 c|%.B2
%># VhK
设计计算及说明 重要结果 c_ e2'K:
>M\3tB2C
三、动力机的选择 I65W ^b4y
=G%k|
1.选择电动机的功率 ndn)}Z!0h
xG JX~)
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 ]k Q*t {\
P5Y:c@u2
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； 0HA`
oz(V a!
Pw→工作机需要的输入功率，kW； x roo_
XrY\ot`,D
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 0>?%{Xy
A~_*v cz
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； f D< 9k
?8AchbK; N
滚动轴承效率η2=0.98； u:Fa1 !4JR
qU(,q/l
链传动效率η3=0.96； ]_6w(>A@3#
M<R3Jz T
圆锥齿轮效率η4=0.98； \a+.~_iL|
SW!l SIk
圆柱齿轮效率η5=0.99； WdEVT,jjh
p.1@4kgK&r
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 Ib(q9!L
zO BLF|L=
因此总效率 KTr7z^
v803@9@
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 !7C[\ No(
X}@^$'W
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 SJg4P4|
&M p??{g
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 hXBAs*4DV8
jlvh'y`
2.选择电动机的转速 V2As 5
I!FIV^}Z(
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。 eD4D<\*
AgEX,SPP
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 , r u c gav
)k)HQcfjD
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 5G$N
3q'["SS
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； l yY\P6
X
77KB-l2
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； T?vM\o%i3
00jW s@K
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； B vQMq5&
k! ?sHUAj
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 #m
x4pf{
6_Ps*Ed
所以 t1Ty.F)r
~s3X&!#
因此 t6/w({}j
{zd0 7!9y
3.选择电动机的类型 O;zq(/,-l
dY=]ES} `
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性，有无冲击、过载情况，调速范围，启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源，如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中，以三相异步电动机应用最多。 }
Xbmb8
> 2)@(f~g
通过功率及转速的估计计算，选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 Z^tTR]u\$
R;mA2:W)x
查[1]表12-1，其额定功率为4kW；满载转速为1440r/min；额定转矩T=2.2；最大转矩为2.3；质量M=43Kg；电动机安装代号是B6。 73Zx`00
srzlr-J
四、传动装置总体设计 C K#^`w
JRti2Mu
1.计算总传动比及分配各级传动比 b+=@;0p*6B
N>pTl$\4
传动装置的传动比要求应为 v2w|?26L f
# :B14E
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 5 [GdFd>{
vIq>QXb;d
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。 eELLnU{ "
:.DZ~I
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{@j M
+56N}MAs
2.计算传动装置的运动和动力参数 + d?p? v
u-s*3Lg&
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。 .1{:Q1"S
PiwMl)E|!
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 hs;YMUA"
wH?]kV8Q
1） 各轴转速计算如下 X%C`('"R
<z.Y# {p?k
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。 /Fr *k5I
$?Km3N\?v
2)各轴功率 4h*c{do
K Pi_<LuK
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 t.rlC5
k
2v$\ mL
3） 各轴转矩 QLm#7ms*y
fw&cv9X(IU
电动机轴的输出转矩 X-4(oE
: $=]*54`T
五、传动零件的设计计算 <lkt'iT=Sz
:Bh7mF-1
1、直齿锥齿轮的设计 W{$J)iQ
>sm~te$5
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。 *Uw" `l
PIHix{YR
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： sB@9L L]&|
+B '< 0
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）。 \? n<UsI
$6l^::U
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 M!`&Z9N
A(D>Zh6 o@
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； \b;z$P\+*
~ hxW3e
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； iBPIj;,
M7fPaJKL
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 Vl^p3 f[
%j o,Gv
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； pzT,fmfk
F! [Gj%~I
b、 小齿轮传递的转矩 ； fKbg ?
'u#c_m! 9
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； Bh UGMK
XI '.L ~
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 kp-`_sDg
X Z=%XB:?
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； {,=U]^A
?!.L#]23f
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 );/p[Fd2]
:-Wh' H(
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 E{'Y>g B6
R('\i/fy
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
/s~BE ,su
]pWn%aGv*Y
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 W %1 /: _
c;,-I
h、 小齿轮分度圆周速度v sB*!Nf^y
5FVmk5z]d
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； GP(nb,
58t_j54
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； ro + 8d
N(kSE^skOa
齿间载荷系数取 ； A6 I^`0/
BZa`:ah~x
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 -b gj<4R$p
0Q~\1D 9g
故载荷系数 ； t>2EZ{N +y
*^iSP(dg
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 {G;G@/7
gSHN,8.
`
模数 b%h.>ij?
; *{Ls#
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 p@?u d%
oT!i}TW?o
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； !TN)6e7`
$T_>WUiK
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； y[/:?O}g4
mYqLq ezAA
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 VFK]{!C_
zCS& w
~
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 `Bb32L
`NQ;|!
载荷系数K=2.742; 09= w
`NyO|9/4
c) 分度圆锥角 ;易求得 tqpSir
^SbxClUfw!
因此,当量齿数 }((P)\s
oz%{D@CF
根据[2]表10-5查得齿形系数 4WPco"xH!
z2jS(N?J 1
应力校正系数 `*xSn+wL`_
[sK'jQo-[1
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: Rl
( +TE
9 RC:-d;;_
结果显示大齿轮的数值要大些; 4YXp ,U
hP_{$c{4:g
ｅ、设计计算 #@ F
F5+!Gb En
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 /Ri- iC >
d>0 j!+s
大齿轮齿数 ; @P">4xVX{
55Xf u/hQ
5) 其他几何尺寸的计算 ?z3|^oU~d
\SBAk
h
分度圆直径 qykI[4
9Qq%Fw_
锥距 bV:MOj^
bR J]avR
分度圆锥角 q8& ^E.K
.PCbGPbk
齿顶圆直径 lr[&*v?h
A{wk$`vH
齿根圆直径 Mn*5oH
KcM+ 8 W\
齿顶角 XUK%O8N# 9
1 ]aya(
齿根角 0L \v i
9 LUk [V
当量齿数 N::.o+1
||;a#FZ^
分度圆齿厚 JY9hD;`6y
,U fB{BW
齿宽 R4XcWx*pQ
7H. HiyppW
6) 结构设计及零件图的绘制 E6xWo)`%5s
N8Un42
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. h[]3#
Mv k#$:8e
零件图见附图二. a61?G!]
D[(T--LLT
2、直齿圆柱齿轮的设计 ROj=XM:+
_2eL3xXha.
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 ； [[Usrbf
_p| KaT``
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。 &.:yP3
.-: 6L2
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。 9-?kamA
Rp.FG
4）材料及精度等级的选择 yF 1^/y!@
[,qb)
&_
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）。 ntF#x. 1Pm
"HbrYYRb'
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。 :yAv o4 )
mGUl/.;yp-
5） 压力角和齿数的选择 4\Cb4jq%/
G/8G`teAZ
选用标准齿轮的压力角，即 。 MP`WU} 2
}u~r.=
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? +,}CuF
~ {s7(^ P
取 。
\4&FW|mx
++0xa%:
6） 按齿面接触强度设计 sJYs{Wm
}UHoa
由[2]设计计算公式10-9a，即 <*&2 b
0N3S@l#,\A
a. 试选载荷系数 ； [u`9R<>c"U
+yu^ Z*_
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： q,eXH 8 x
lb`2a3W/
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； V~qlg1h
O: G-I$F|
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； 3mM.#2=@>
%D}]Z=gp
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 ?HaUT(\j
y'pX/5R0
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 W,)qE^+
gw9:1S
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； }!g^}BWWp
e EkbD"Q
h. 计算接触疲劳许用应力: '|N9xL m
We,~P\g
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 ' 5"`H>[
k`Ifd:V.y
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, 18U
CZ;)>
!U !}*clYL
j. 计算圆周速度 c{t(),nAA
% z:;t
k. 计算齿宽b 2*1s(Jro
+Udlt) H
l. 计算齿宽与齿高之比 hgi9%>o UB
YG6K vc6T
模数 o\YF_235
&4O0}ax*Zm
齿高 a<K@rg Q
#0j,1NpL
所以 P9D'L{yS/x
o$DJL11E
m. 计算载荷系数 (S#4y
`Z 0#IeX=
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; !]k $a
)v67w n*1A
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; K) "cwk-
5: H9B
由[2]表10-2查得使用系数 ; pB;p\9A*q
xd H*[
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 +}@HtjM
>_$DKY >$`
代入数据计算得 RT)*H>|
=N z A2td
又 , ,查[2]图10-13得 ^KJIT3J(#
ZrFC #wJb
故载荷系数 Dyj5a($9"{
jo4*,B1x
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 QpPJ99B|
|mfQmFF
ｏ、计算模数m ?Q]{d'g(sx
n(b(H`1n
7) 按齿面弯曲强度设计 MD ,}-m
6 /Ap dn1[
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 DT@6Q.
G8lR_gD"!
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 ； T }X#I'Z
Rt<8 &.m4
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 t,.MtU>K@
u9FXZK7
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 o~F @1
xh\{ dUPA
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K 1TKOvy_
4cql?W (D
e.查[2]表10-5得齿形系数 e1X*} OI
"}]1OL S V
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 lV-7bZ
#s1O(rLRl
小齿轮 x(z[S$6Y\
m[C-/f^u|
大齿轮 lu(<(t,Lbs
.foM>UOY
结果是大齿轮的数值要大； W$0<a@
JI}(R4uV
g.设计计算 elZ?>5P$}
FG-w7a2mn
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。 E {d Mdz
{b>tX)Tep
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 ； {hX. R
r O/mK $
8） 其他几何尺寸的计算 o*\kg+8
`/<KDd:_t
分度圆直径 I;L $Nf{v
A8hj"V47
中心距 ； k'wF+ >
W?G4\ubM3<
齿轮宽度 ； 7Rj!vj/
I~MBR2$9
9）验算 圆周力 J1Mm,LTO
46*o_A,"
10）结构设计及零件图的绘制 &~U8S^os
A L}c-#GG
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 -[v:1\Vv
q~r )B}
3、链传动的设计计算 &Hc8u ,|
?};}#%971
1.设计条件 JTpKF_Za<
rOB-2@-
减速器输出端传递的功率 9">}@1k
1fQvh/2
小链轮转速 XY1NTo. =
G[r _|-^S
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 75@){ :
ME1lQ7E4B
2.选择链轮齿数 ]OM|Oo
ji o1 #&
假定链速V=0.6-3m/s，查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17，则大链轮（从动链轮）齿数 。 & m`1lxT
- f z
|
3.确定链条链节数 #,q w~l]
K-)_ 1
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 LS Na
i15uHl
取 （节） g[44YrRD
{~k /xM.-
4.确定链条的节距p X(?.*m@+TB
]P(: z
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 CwTx7
^qa
`&4L'1eF{
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 _$NFeqLww
1@P/h#_Vr
齿数系数 *.r i8
3)T'&HKQ
链长系数 A$WE:<^
rF2`4j&!
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 xpx=t71Hq
H`njKKdR
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 JaX T
B"e
?5Wj y
5.确定链长L及中心距a Q'~kWmLf
A9Q!V01_
链长 ?!U=S=8
cZ k? o
由[2]公式9-20得理论中心距 4v T!x n
^rfY9qMJr8
理论中心距 的减少量 wV+ W(
,G!M?@Q
实际中心距 ^o_2=91
"f dgBso
可取 =772mm =MEv{9_
:.'<ndM
6.验算链速V 1 "?KQU
^ l lZf$`
这与原假设相符。 SG_^Rd9
D
"^ F#oo%L
7.作用在轴上的压轴力 _G|hK k^,
rdhK&5x*
有效圆周力 jl;_lcO
n$
$^(-g@)
按水平布置取压轴力系数 ，那么 {YC!pDG
$,v
'>
六、轴系零件的设计计算 %@#+Xpa+
^q5~;_z|
1、轴三（减速器输出轴）的设计 <c NXe4(
lPx4= O
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： . <`i!Ls
I_6NY,dF
（2）求作用在轴齿轮上的力： Zt4g G KG
6 E/>]3 ~!
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 k"D6Vyy`
5LdVcXf
径向力 B4 yU}v
;*1bTdB5a
其方向如图五所示。 4)0 % ^\p
r8g4NsRVtv
（3）初步确定轴的最小直径 &Is QgS7R
2_ M+akqy^
选轴的材料为45钢，调质处理，以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径，即 ^]l^q'?>:
bP\0S@1YL
查[2]表15-3取45钢的 aSdh5?
* p:`F:
那么 M4
SJnE
LOQo i8j
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 Lh3>xZy"-z
%|E'cdvkX
（4）轴的结构设计 WA}<Zme3[
cKuU#&FaV
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 **_`AM~
U"$Q$ OFs
图三 b ?9c\-}
[p[nK=&r
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (Cjnf
a 2
kms&o= ^
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 。
bj2 3S&
ASmMj;>UM
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 ^?PU:eS
HDQhXw!!hc
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； [
[]'U'
_svEPHU
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 。 ?_mcg8A@@*
0\v98g<[+
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）。
aEUC
}L
Q9db1
图四 Q#C;4)e
HT]W2^k
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 ,M2u (9
Z$ qFjWp
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。 i`[5%6\"&
9 $,x^Qx
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 O7 @CAr
KrO oxrDcp
根据轴端直径，参考[2]表15-2取轴端倒角为 ；各轴肩未注圆角半径为R1.6，如轴结构与装配图四。 FR~Y O|4?
a*LT < N
（5）求轴上的载荷 T ymE(,1
9pPb]v,6
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁，轴的支承跨度 ， '[#a-8-JY_
e$F]t *)Xa
； ； oI=7 X*B9
V:F;Nq%+j
图五 3wX mX
shW$V93<
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： ( Lj{V}^
(]wi^dE
表一 WqN= D5
~~:w^(s9
载荷 水平面H 垂直面V }Ictnb
{Z[y Y6Nu
支反力F KDwz!:ye
d_9Fc" C~
弯矩M Ke-Q>sm2Q
x4v@Kk/
总弯矩 s
vn[c*
"sLdkd}dj
扭矩T T=146.8Nm mh TpR0
j`^':!
（6）按弯扭组合校核轴的强度： QFoZv+|
~ `2w
ul
根据[2]中公式15-5，即 GF~ ^-5
3{_A zL
取 ，并计算抗弯截面系数 }C>Q
8>x.zO_.c>
因此轴的计算应力 2=ZR}8}9Q:
q0WW^jwQ
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 hT6:7 _UD
ZWMX!>o<
，故安全。 Rs B o\#`
04tUf3 >
（7）精确校核轴的疲劳强度 }@yvw *c
|)6(_7e 9
①、判断危险截面 O{8" f\*
}yqRz6=YB
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 %sC,;^wla'
(ohkM`83k
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 vl$! To9R"
UwtOlV :G{
②、截面2左侧： zF /}s_><*
pH#&B_S6z=
抗弯截面系数 ub6\m=Y7
%u }|4BXoh
抗扭截面系数 aM 0kV.O
$N;!. 5lX3
截面2左侧的弯矩为 ]SrKe-*:U
d;S:<]l '
扭矩为 ..FUg"sSO
yWIieztp
截面上的弯曲应力 7^sU/ 3z
c Yx=8~-
扭转切应力为 V.WfP*~NJ
3FUZTX]Q1
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； x+B~ t4A
NOyL Za'
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 $ajw]2kx
:EgdV
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 &Wd,l$P<O
XyS#6D
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 |+6Z+-.Hg
3\=8tg p
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； } Q1$v~
&8"a 7$
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； 8g>jz
8
pE `Q4: <A
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 sbK 0OA
ItM?nyA
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 b@YSrjJ
:NbD^h)R
③、截面2右侧： f~Kln^
] (MXP,R
抗弯截面系数 DP; B*s4{U
~fCD#D2KU
抗扭截面系数 pbqa
K:'pK1zy
截面2右侧的弯矩为 1pzU=!R?-O
M8juab%y
扭矩为 `dL9sfj>
o{-PT'
截面上的弯曲应力 ZlO@PlZ)
$%1[<}<
扭转切应力为 yvH: U5%
Z]SCIU @+
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 ;7m>40W
:eIB K
表面质量系数 ； p~3CXmUc~
$ng\qJ"HF
故综合影响系数为 o.Cj+`0} 5
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