| 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 W3tin3__
]yf?i350
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 >] 'o N
'NhQBk
原始数据 w Wb>V&3
$lJcC |*
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 `xLsD}32
9f( X7k t
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 i *. Y
= 'o3 <}
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 OX]$Xdb2:
f47]gtB -
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 ~ {/M_
=
wS*r<z j
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 ~~OFymQ%?q
q5SPyfE[
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 4@
c a_mift
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 o:AfEoH"~
][$I~ nRf
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 4=([v;fc
2F :qaz
原始数据 CL rX!JV>
#{q.s[g*+1
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 T?pS2I~
E{|B&6$[}
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 Ik0g(-d
SV>tw`2
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 5[
zN M
k."p&
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 ^9[Q;=R
2IJ K0w@
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 ^HC 6v;K
`pfIgryns
工作．运输带速度允许误差为 5％。 H#SQ>vy AV
1|MRXK
机械设计课程设计计算 5daq}hsQs
7=CkZ&(?
说明书 >NKJ @ 4Y
e2O6q05 ?Q
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 :-1|dE)U
~lw9sm*2v2
目录 5?7AzJl>
8<6H2~5<
1. 设计任务书....................................3 MVYd\)\o
oACAC+ CP
2. 系统传动方案分析与设计........................4 F` U~(>u'
` =>}*GS
3. 电动机的选择..................................4 VzP az\e
6zi>Q?] 1
4. 传动装置总体设计..............................6 3Qy@^ "
W;vNmg}mn
5. 传动零件的设计计算............................7 G !q[NRu
^#Ii=K-[^
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 ^m qEKy<
oW3"J6,S
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 w'
7sh5
OIcXelS:@k
3） 链传动的设计计算........................... ...15 ETp?R WXX
xlI =)ak{
6. 轴系零件的设计计算............................17 cM#rus?)+
BQ-x#[ %s
1） 轴一的设计.....................................17 F$7!j$
Z
yb`PMj j15
2） 轴二的设计.....................................23 ){; XI2
:X0L6y)u
3） 轴三的设计.....................................25 aB ,-E>+
NAR6q{c
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 GKBoSSnV&
^hIdmTf6
8. 键联接的强度较核..............................27 `/8@F j
,d#*i
9. 轴承的强度较核计算............................29 vF72#BNs
%*
"+kw Z
10. 参考文献......................................35
~>u .d
Vj*-E
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 S_ATsG*(
] ,|,/~
一、课程设计任务书 #D`@G8~(
aO' #!k*R
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） }p)K6!J0
"=h1gql'
图一 .biq)L e
' )m!48
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％。 t<H"J__&
K`4lL5oH
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 TKDG+`TyZ
\-\>JPO~<
运输链的工作速度(m/s)：0.8 1dH|/9
l1 +l@r\
运输链节距(mm)：60 RTOA'| [0M
Rlq7.2cP
运输链链轮齿数Z：10 /$~1e7 W
y JA~4
二、系统传动方案分析与设计 S$mv( C
q}{E![ZTu
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。 \]X.f&u
-Jd|H*wWo
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 ^bSV4
KOcB#UHJ
3. 系统总体方案图如图二： oRV}Nz7hr
`|t,Uc|7!
图二 y=3 dGOFB
_7c3=f83
设计计算及说明 重要结果 h@,ja
@C;1e 7
三、动力机的选择 JF=R$! 5
"zEl2Xn28_
1.选择电动机的功率 YI0
wr1N
v">?`8V
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 bC{4 a_B
bvox7V>
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； %>|FJ
(J:+'u
Pw→工作机需要的输入功率，kW； \:vF FK4a
'xW=qboOp
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 u6|C3 ,!z"
BQu
|qr q
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； .LzA' q1+z
:5YIoC
滚动轴承效率η2=0.98； rOJ>lPs
5KC Qvv\
链传动效率η3=0.96； i<uU_g'M
bt}8ymcG
圆锥齿轮效率η4=0.98； 9b.
kso9.
I%T+H[,
圆柱齿轮效率η5=0.99； v\x l?F
-&/?&{Q0
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 ]kj^T?&n.
+){^HC\7h
因此总效率 8Km&3nCv$Q
!(d] f0
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 DV5hTw0
\u[x<-\/6
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 t{k:H4
}">r0v!3
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 F `D$bE;|
Az t rq
2.选择电动机的转速 m xlh\'b
DB}Uzw|
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 XYcZ;Z 9:
|<W$rzM
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 , $QJ3~mG2
@-@Coy 4Tt
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 -P]O t>%S
r)<A YX]J
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； tP'v;$)9F
u>>|ZP e
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； 1*O|[W
_}[
Du/c
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； 9o@3$
U9
iI2$
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 t{})6
N&8$tJ(hhx
所以 {; $oC4
[RF,0> ^b
因此 dL42 )HP5
r-qe7K@p
3.选择电动机的类型 C4m+Ta %
oW~ W(h !
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。 /k.0gYD
g->*@%?<w>
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。 1AJ6NBC&c
@IG 's-
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。 #`Su3~ T=S
m?S;s ew@5
四、传动装置总体设计 ay8]"sa
'sEnh<
1.计算总传动比及分配各级传动比 * +
T(i
jKUEs75]
传动装置的传动比要求应为 ZU 3Psj
.}__XWK5
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 |/,S NE
3lF"nv
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。 Tm" H9
J|W E&5'
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。 Q<sqlh!h
V%-hP~nyBx
2.计算传动装置的运动和动力参数 LL<xygd
eRUdPPq_d
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。 ItVN,sVJb
1I%u)[;>
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 w =GMQ8
FC0fe_U(F
1） 各轴转速计算如下 $N?8[
"#C2+SKM1
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 5=o ^/Vkc
(Yewd/T
2)各轴功率 xvl$,\iqE
~b_DFj
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。 12 p`ZD=
rXB;#ypO
3） 各轴转矩 :^7w
B&cIx~+
电动机轴的输出转矩 |k.'w<6mb9
O3 sV)
五、传动零件的设计计算 5dj " UxH
FWb p;v{
1、直齿锥齿轮的设计 ,`t+X=#
)oIh?-WL
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。 Pb&tWv\ql
]N'3jf`W
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： zQ,rw[C"W
UA<F xt
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）。 FGDVBUY@
ggD T5hb
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。 2U)n^
lu.]R>w
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 ； QFP9"FM5F
=x<N+vjXY
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； Y4k2=w:D
P j
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 Gxw1P@<F:
fZiAl7b!
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； 9q"kM
Fi``l )Tt
b、 小齿轮传递的转矩 ； Qx)b4~F?
`
-_! %m/
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； S;4:`? s=i
i$NlS}W
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 }$_@yt<{W@
Z"8lW+r *
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； /3,/j)`a
5%jhVys23
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 T.da!!'B
f
gG? @_ie
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 S f?;j{?G
aqON6|6K
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 !Gmnck&+
2 >o[
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 | N/d }
i(4<MB1a
h、 小齿轮分度圆周速度v &J 3QO%
%jL^sA2;c+
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； ,ua1sTgQ
E0ED[d,
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； [lzd'
~P|;Y<?3
齿间载荷系数取 ； $7q3[skH
"<iH 8MzZ
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 4\n
~
' D 21A8*N
故载荷系数 ； flCT]Z R
x?L[*N_ml
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a c {= ; lT
9L>?N:%5
模数 T8+[R2_
BA h'H&;V
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 }5+^
?o YO !
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； DZqPCMz)^
FI^Wh7J
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； 70qEqNoC
mG1~rI
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 M/ 64`lcb
0q 5 J)l:
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 }#^C j;
^5X?WA,Z99
载荷系数K=2.742; KZ 5%q.
'C5id7O&
c) 分度圆锥角 ;易求得 ZVXPp -M
d27q,2f!
因此,当量齿数 <H^jbK
v6 5C
j2ec
根据[2]表10-5查得齿形系数 9VW/Af
=F@
+~)_
应力校正系数 :|bL2T@>[
s*PKr6X+
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: `PARZ|
T
6D+@i
结果显示大齿轮的数值要大些; aBC5?V*e%
&. =8Q?
ｅ、设计计算 5M>h[Q"R
c 4AJ`f.5
为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 h~#iGs
Ll
KO(Q{"
大齿轮齿数 ; ?;l@yx
8 c) eaDu
5) 其他几何尺寸的计算 ]$g07 7o
nVs@DH
分度圆直径 obvE m[x!Z
7{<v$g$
锥距 <{W{
Y\_A>
q|ce7HnK
分度圆锥角 +mrLMbBiD
;n't :yQW
齿顶圆直径 fizW\f8ai
p<r^{y
齿根圆直径 E+Bc>xl@ m
.'`aX
7{\
齿顶角 2q[pOT'k
r:sa|+
齿根角 2B4.o *Q\
syr0|K [
当量齿数 xuUEJ
a&
k<1i.rh
分度圆齿厚 f(y+1
ir6aV|ea!
齿宽 W/UA%We3+L
R([zlw~B5
6) 结构设计及零件图的绘制 bkdXBCBx?
"" UyfC[
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. %fg 6', 2
#H7
SLQr\
零件图见附图二. 8Ay7I
d*tWFr|J-
2、直齿圆柱齿轮的设计 vP,pK=5
N~]qQ oj,
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 ； J299 mgB
Vja 4WK*
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。 v(;yy{>8"
z*T 41;b
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。 #[bosb!R
5:r
AWq
4）材料及精度等级的选择 ~2>A dp
<6;M\:Y*T
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）。 $W|JQ h
!% $[p'
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 5
Y&`Z J
T"P}` mT
5） 压力角和齿数的选择 _xAru9=n^
X_'tgP9
选用标准齿轮的压力角，即 。 }-:B`:K&
O` CZwXD
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? tC'#dU`=qY
k(G6` dY
取 。 P]m{ \K
3~fi#{
6） 按齿面接触强度设计 KK 7}q<&i
1^^{;R7 N
由[2]设计计算公式10-9a，即 egs P\ '
5$+7Q$Gw
a. 试选载荷系数 ； 9+y&&;p
,]\cf
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： =xkaF)AW&v
' ?$@hqQn
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； &M5v EPR
}],l m
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； *-*V>ntvT$
&L0Ii)Ns
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 。 Up%XBA
P 4)Q5r
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 "{@[ 06|1
>]_6|Wfl
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； ri-&3%%z<
7}qxW z
h. 计算接触疲劳许用应力: UQkd$w <
Ib{#dhV
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 i9 CQ ~
(ID%U
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, m~;.kc
R-$w* =Y
j. 计算圆周速度 6{d?3Jk
FnVW%fh
k. 计算齿宽b /Q9Cvj)"
_ LgP
l. 计算齿宽与齿高之比 Vxrj(knck,
w8 S
pt
模数 V* JqC
X )(K |[
齿高 y)L X? d
#/I+[|=[O
所以 D4"<suU|.
Msvs98LvW
m. 计算载荷系数 @Wd (>*"zw
ox<6qW
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; 7gLk~*
3Yx'/ =]
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; 3;b)pQ~6CJ
":e6s co
由[2]表10-2查得使用系数 ; 4T52vM
w 9u|E46
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 ~9@527m<',
$#%R _G]
代入数据计算得 +(` D'5EB(
|,Ks J2hD
又 , ,查[2]图10-13得 [V
/f{y~ {
9T2_2
故载荷系数 %q r,Ssa/
6 f0o'
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 i .K!;E>
Xa-TNnws?
ｏ、计算模数m O|Vc
|0p@'X1
7) 按齿面弯曲强度设计 ?$I9/r
t ?^!OJ:L
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 5m@' ( ] j
,d!@5d&Zi
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 ； ,| 8aDL?
]n@T5*=
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 }VWU cALJV
wYFkGih
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 |ggtb\W
{]|<|vc;GI
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K 7uU q+dp
7r3CO<fb
e.查[2]表10-5得齿形系数 LO% e1y
1QhQ#`$<1
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 sm?b,T/
55`p~:&VQ
小齿轮 :
maBec)
DIP%*b#l$\
大齿轮 st.{AEv@
v0!(&g 3Sd
结果是大齿轮的数值要大； E>E^t=; [
AL&<SxuP
g.设计计算 qxyY2&
y_ Gs _xg
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。 ; X +.Ag
C\Ob!sv%H
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 ； RV]QVA*i
SY.koW
8） 其他几何尺寸的计算 b{<$OVc
D5Jg(-
分度圆直径 t\2-7Ohj6
l7<VH z0b
中心距 ； +|<bb8%
D;48VK/Q
齿轮宽度 ； DqI "B
-ciwIS9L
9）验算 圆周力 @^#
9N!Fj]
X mb##:
10）结构设计及零件图的绘制 lR
F5/
]f`UflMO8
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 iYdg1
SN7 _^F
3、链传动的设计计算 SEu:31k{o
:: GW
1.设计条件 *ni0.
7)> L#(N
减速器输出端传递的功率 g C%$)4-:
23+JuXC6>
小链轮转速 cF iTanu
2>J;P C[;
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 gH"a MEC
\O~WMN
2.选择链轮齿数 uTl"4;&j
a>y e
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 。 %rl<%%T#.M
J!Rqm!)q
3.确定链条链节数 `USze0"t0:
U`{ M1@$
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 6aAN8wO;b
]g%HU%R-m
取 （节） %X\Rf n0J"
;?-{Uk
4.确定链条的节距p Hg\ H>Z
6@d/k.3p
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 hA`9 [58/
tPw7zFy6r
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 ,&@FT oR
QdD @[
齿数系数 K)\D,5X^
daf -B-
链长系数 oChf&W 8u
Vrp]YR L`
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 m ndEB!b
JvJ)}d$,&
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。 @ L/i
rd X;
5.确定链长L及中心距a <rU+{&FKNL
$ Fy)+<
链长 09iD| $~
+~;# !I@Di
由[2]公式9-20得理论中心距 0 U2dNLc
tg ~7^(s
理论中心距 的减少量 4LJOT_
eW_EWV H
实际中心距 (d[JMO^@8
6fT^t!< i
可取 =772mm Lf Y[Z4
,` $2
6.验算链速V UwDoueXs
$BOIa
这与原假设相符。 L[:M[,?=`
n8&x=Z}Xs
7.作用在轴上的压轴力 >k 2^A
oTpoh]|[
有效圆周力 s%N6^}N
fa/p
按水平布置取压轴力系数 ，那么 HDhG1B"NL
uVw|jj
六、轴系零件的设计计算 ><)fK5x
u3PM 7z!~
1、轴三（减速器输出轴）的设计 ]mi)x6 3^
7{[i)
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： KeC&a=HL
ZZ].h2= K
（2）求作用在轴齿轮上的力： %bhFl,tL
v XR27
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 v; "
pc)i
)Mw 3ZE92
径向力 O$Dj_R#
1[".
z{V3*
其方向如图五所示。 uq]E^#^
/5:qS\Zl
（3）初步确定轴的最小直径 pf_`{2.\uO
0MOn>76$N
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 CDFkH
Dr#V^"Dte
查[2]表15-3取45钢的 u$1^=
.1""U
']
那么 /^ [K
N *Xl0m(Q
该输出轴的最小直径段直接安装链轮，将运动和力传递给链条。 /.m}y$@GV
*zDL 5
9
（4）轴的结构设计 }ev+WIERQV
5R#:ALwX:
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 G*^4 CJ
3T@`V FbE
图三 pR~"p#Y
V5]\| ?=
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 d#HN '(2t
bg,V K1
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 。 d|$-l:(J
nZkMyRk
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 q%Lw#f
;0E[ ;
L!
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； ZF;s`K)
7, :l\t
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 。 uulzJbV,K
ltmD=-]G_
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）。 Z4PAdT
D?9EO=
图四 eLo p}*k
~o uRD O
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 hKFB=U
/d1V&Lj
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。 qk\LfRbj
LwEc*79
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 H AM ps[D[
H?dEgubg7]
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。 q yYf&VC}
vjXCArS
（5）求轴上的载荷 `k'Dm:*`u4
${, !L l7)
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁，轴的支承跨度 ， 6T A2
/Oa.@53tK6
； ； Gjf1 Ba
'lR f
图五 ^NOy: >
:<E\&6# oC
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： *",
BP]]
fuA 8jx
表一 F5f1j]c
<=!|U0Y V
载荷 水平面H 垂直面V :N w7!fd
4 {3<
`
支反力F @NJJ
`v$B ib)
弯矩M dZjh@yG P.
fsVr<m
总弯矩 %p.hwgvnp
d`4 @aoM
扭矩T T=146.8Nm z`rW2UO#a`
gT4H?
#UB
（6）按弯扭组合校核轴的强度： |oJ R+
'O]Ja-
根据[2]中公式15-5，即 TGQDt|+Z
8\ WOss)al
取 ，并计算抗弯截面系数 I~I$/j]e`
^,;8ra*h
因此轴的计算应力 lIF*$#`oh*
f@= lK?Pfh
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 }X*.Vv A
]gGCy '*)
，故安全。 T@H2[ 7[;
HFd>UdT%
（7）精确校核轴的疲劳强度 2VNfnk
eFeWjB'<7
①、判断危险截面 Eq?d+s>
8q& *tpE
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。 :,(ZMx\
ec` $2 u
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 tqo!WuZAj
|K6hY-uC
②、截面2左侧： a0ze7F<(
R] {AJ "p
抗弯截面系数 qP0_#l&
lhA<wV1-9G
抗扭截面系数 J]| lCwF
p;rG aLo:u
截面2左侧的弯矩为 q#~]Hp=W5
2x*C1
扭矩为 t7p`A8&
1$Pn;jg:
截面上的弯曲应力 D%Y{(l+X
| <ZkJR3B
扭转切应力为 7+I2" Hy
&`'gO
9
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； xBC:%kG~#
?=uw0~O[
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 =Gq
'sy:h
VoJelyzh
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 zSi SZMP"
+ $+'|w
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 KD~F5aS`[
"kjjq~l
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； nJ4CXSdE
N|ut^X+|\
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； :oH"
z A xwM-`
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 !Fz9\|
t'EH_ U
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 ;mLbJT
IPl>bD~=p
③、截面2右侧： $[Fh|% \
[N/[7Q/y
抗弯截面系数 nD+vMG1~w
-hP@L ++D
抗扭截面系数 M,Px.@tw.
Cse@>27s
截面2右侧的弯矩为 N+?kFob
(r^IW{IndX
扭矩为 'H`_Z e<
8<t?o'9I
截面上的弯曲应力 k:w\4Oqd
r^?%N3
扭转切应力为 m//(1hWv7
.JpYZ |
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 5U[;T]{)e
5CkM0G`
表面质量系数 ； H3.WAg[`
U"xI1fg%b
故综合影响系数为 A]{8 =
|
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