| 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 M2p|&Z%
`B 4Ilh"d
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 wpt$bqs|1
:9ia|l N
原始数据 pe0ax- Zv
0kj5r*qA
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20
{U$XHG
=0] K(p,
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 LH)1IGAx2y
m$^5{qpg
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 O8 b#'f~
?d%{-
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 U5wh( vi
|h 6!b t!=
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 1fMV$T==K
!j`<iPI7B
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 KpLaQb
?A7 AV R
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 d ^n O&it
`|>]P"9yp
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 }T(=tfv@
R:&y@/JY8[
原始数据 *EvW: <
"qF/7`e[
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 R&;x_4dr^
B
}euIQB
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 ;22?-F^
pTG[F
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 mj e9i
aaCRZKr
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 , +J)`+pJx
^p d7nr~Y
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 .=Oww
{[tmz;C
工作．运输带速度允许误差为 5％。 HVoP J!K3
ZCj1Cz]"l<
机械设计课程设计计算 n
nAtXVy
= E]tEi
说明书 YcX"Z~O6j=
CN ( :
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 9/e> %1.
*(1 <J2j
目录 ?xH{7)dO
M>m!\bb%.
1. 设计任务书....................................3 BRM `/s
G^nG^HTo5
2. 系统传动方案分析与设计........................4
anpKW a
-.?
@f
tY
3. 电动机的选择..................................4 3%(r,AD
=cS5f#0
4. 传动装置总体设计..............................6 Pk yX,mr#1
}=R0AKz!Cv
5. 传动零件的设计计算............................7 LKc p.i
BWxJ1ENM
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 ejyx[CF
I*Dj@f`
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 "Hz%0zP&
h7fytO
3） 链传动的设计计算........................... ...15 K;" oK
H!7?#tRU
6. 轴系零件的设计计算............................17 qGH [kd
%G 2g
@2
1） 轴一的设计.....................................17 +g7]ga
N atC }k
2） 轴二的设计.....................................23 T^#d;A
j0+D99{R
3） 轴三的设计.....................................25 1G12FV>M
C^,b aCX
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 fi>.X99(G
2;>uP#1]
8. 键联接的强度较核..............................27 nTo? ~=b
Z7pX%nj_
9. 轴承的强度较核计算............................29 zF^H*H
KG(FA
10. 参考文献......................................35 ;`pIq-=
R\3v=PR[
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 oqh@ (<%
*q=\ e 9
一、课程设计任务书 /v<Gt%3X
G) [gLD{g?
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） @.a59kP8X
*rw6?u9I
图一 8(Ptse
,
m%})H"5
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％。 ./3/3& 6
w<THPFFF"
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 8$] SvfX
k=kkF"
运输链的工作速度(m/s)：0.8 bXOM=T
b 49h @G
运输链节距(mm)：60 e<=Nd,v4;
}z/%b<o_
运输链链轮齿数Z：10 H1q,w|O9j
<m~8pM
二、系统传动方案分析与设计 OhN2 FkxL
@|"K"j#
1.合理的传动方案，首先要满足工作机的功能要求，例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等），满足工作可靠，传动效率高，结构简单，尺寸紧凑，工艺性和经济性合理，维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后选择较好的传动方案。 r
^ *D8
{ g[kn^|
2.本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆锥-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 A#?Cts ,M
f,6V#,
3. 系统总体方案图如图二： 2i #Ekon
H)Me!^@[D
图二 C :sgT6
N.Q}.(N0
设计计算及说明 重要结果 K/Y"oQ2
iuXXFuh
三、动力机的选择 XPdqE`w=$p
p`\>GWuT!
1.选择电动机的功率 )sK53O$
pN9U1!|uam
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*+
jHE^d<=O^
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； AZik:C"Q
fD \Fq'29{
Pw→工作机需要的输入功率，kW； `S4*~Xx
= vF!
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 +Tx_q1/f5X
e, 2/3jO
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； m}D;=>2$
-~JYfj@
滚动轴承效率η2=0.98； n,s 7!z/
[FF}HWf
链传动效率η3=0.96； ]LxE#R5V
!wEe<],
圆锥齿轮效率η4=0.98； GB}=
Z;1r=p#s
圆柱齿轮效率η5=0.99； 5wAKA`p"z
| X#! 5u
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 ^ZS!1%1
%LmsywPPp
因此总效率 %#&njP
[742s]j
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 [lSQMoi3
}!Pty25j
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 j+
L:A o
OR
$i,N|
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 cvT@` 1
Svo\+S
2.选择电动机的转速 T fIOS]
,G= "wI
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 h* 1T3U$
b]xoXC6@ 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 , H =~7g3
(@ !K tW
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 0n kC%j
A X1!<K
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； R6;#+ 1D
L{r 4hL [
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； {{M/=WqC
N`?/kubD
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； 6=,zkU*i ^
-z-yk~F
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 K*,,j\Q.
Q}<QE:-&E
所以 'PFjZGaKR
O(=9&PRi
因此 $%31Gk[I
rMjb,2*rC7
3.选择电动机的类型 ir{
4 k
T=sAy/1oR
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。 '
i5K RFy-
$$o(
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。 f# #/-NG
Jn | i!
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。 ]yqE6Lf9
m2l9([u=^
四、传动装置总体设计 &?1^/]'"r
A! HJ
1.计算总传动比及分配各级传动比 ohe[rV>EX
a.?U $F
传动装置的传动比要求应为 ~@-r
_$D!"z7i
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 \.H9e/vU`
eu_ZsseZ
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。 M,li\) J!&
M1#CB
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。 4~FRE)8
C^B $_?
2.计算传动装置的运动和动力参数 Lq;iR
F |5Au>t
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。 ,5} w]6bCr
Qf ~$9?z
该传动装置从电动机到工作机共有三根轴，分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴，则 1 >L'F8"
`0M6<e]C
1） 各轴转速计算如下 h:?qd
!P ^Mo> "
式中 为电动机满载转速，r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速； 依次为电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 i(cKg&+ktd
|_8l9rB5ip
2)各轴功率 Xfqin4/jC
6hYz^}2g
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 ,>kVVpu
NqOX);'L0
3） 各轴转矩 'OP0#`6`
eQ8t.~5;-
电动机轴的输出转矩 #\D 74$D
Qb/:E}h]$
五、传动零件的设计计算 hf2bM
`d
X~"p]V_
1、直齿锥齿轮的设计 `Z5dRLrd
=*lBJ-L
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。 Mz2TwU_
|#Lz0<c;
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： =G^'ww pv(
YCxwIzIR
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）。 #(Gz?kGAH`
j_<!y(W
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。 Tjrb.+cua
v)_FiY QQ6
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 ； @d 7V@F0d
K@ cWg C
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； 7/QK"0
OM\1TD/-
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 =IQ}Y_xr
Mkk.8AjC|
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； -40X3
rg >2tgA
b、 小齿轮传递的转矩 ； vFntzN>#
vMEN14;yH_
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； zN[&
iKf
_Q
I!UQdW
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 (,Q WK 08
{b4`\ I@<
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； 1 @KiP`DA
v=lW5%r,'
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 }a~h d*-#
[NO4Wzc
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 \#dacQ2E@
LAxN?ok9gD
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 O=}Rp 1
GVn DN~[
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 C,l,fT
eeCG#NFY5
h、 小齿轮分度圆周速度v =NC??e {
={oNY.(Q
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； \b(&-=(
N2A6 C$s
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； F.$z7ee@
Gg9MAK\ C9
齿间载荷系数取 ； vFR *3$ R
#d\&6'O
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 lRg?||1ik
f2IH2^)P
故载荷系数 ； \N 0vA~N.
P%e7 c,
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 65~E<)UJ
qD>^aEd@4
模数 7<WS@-2I#
oxc; DfJ_
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 ; o_0~l=-/
9!Mh (KtQ
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； \/3(>g?4
~KS@Ulrox
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； z&d.YO_W
PtW2S 1?j
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 NLL"~
*%KIq/V
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 pPRX#3
P5_Ajb(@'
载荷系数K=2.742; G'/G DN^j
>t cEx(
c) 分度圆锥角 ;易求得 lgU!D |v
^ w1+b;)
因此,当量齿数 Yt(FSb31H
?{f6su @rW
根据[2]表10-5查得齿形系数 (cLK hn@
j erU[ 3
应力校正系数 ch0^g8@Q[
:zKW[sF
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: +-|""`I 1I
KZ7B2
结果显示大齿轮的数值要大些; )Ac,F6w
x7zc3%T's
ｅ、设计计算 (t@)`N{
V[/ 9?5pM
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 "t4z )j;
6P
_+:Mf
大齿轮齿数 ; n&;JW6VQS
M,H8ZO:R
5) 其他几何尺寸的计算 Ly2,*\7
P t5 wm\
分度圆直径 'W_NRt:
/8qR7Z^HZ
锥距 5 [~HL_u;,
Bn&P@C$7
分度圆锥角 +-'F]?DN'
t^":.}[Q
齿顶圆直径 g3kbsi7_:
U !|)M
齿根圆直径 G)< B7-72;
#VX]trh,
齿顶角 i`F5
cF15Mm2
齿根角 ]j7`3%4uK
e#HPU
当量齿数 =H;n $ -P
R5=J :o
分度圆齿厚 S&UP;oc
}~@/r5Zl
齿宽 6Z#Nh@!+C
a%`Yz"<lQ
6) 结构设计及零件图的绘制 jq)Bj#'7
*]yrN`
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. NHyUHFY
$5 G(_
零件图见附图二. 2Ty ]s~
Wd;t(5Xl
2、直齿圆柱齿轮的设计 PzKTEYJL
7(o`>7x*
1）设计已知：齿数比u=2.5；小齿轮转速 ；输入功率 ；传递的转矩 ； +C!GV.q[
K]$PRg1| 3
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。 } b54O\,
Fj<*!J$,
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 ir. RO7f
,4"N 7_!7
4）材料及精度等级的选择 Gz{%Z$A~o
n! 5(Z5=
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）。 Ox J0 . "
_$$.5?4
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。 >C _G~R
yrEh 5v:
5） 压力角和齿数的选择 W x-0Ip'9
{c)\}s(}F
选用标准齿轮的压力角，即 。 BmpAH}%T
*ilh/Hd>
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? , TWlg
5T.U=_a g
取 。 *yT>
z**2-4 z
6） 按齿面接触强度设计 w3q'n%
J(}PvkA
由[2]设计计算公式10-9a，即 )lLeL#]FLO
*C Xc{{
a. 试选载荷系数 ； h9 DUS,G9,
F&!vtlV)
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： 4#> Z.sf
eef&ZL6g
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； ,!Q nh:
TsT5BC63
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； 9Zd\ 6F,
I]d-WTd
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 。 \;MP|:{pU
NUVKAAgMX
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 ,*W~M&n"m
_ab8z]H
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； AR( gI]1
F<{,W-my `
h. 计算接触疲劳许用应力: LTS{[(%
!y XGA g,
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 P6kD tUXF
& o x
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, eZa7brC|
C~4SP CU
j. 计算圆周速度 |oU I2<"
3 6{OE !,i
k. 计算齿宽b T1$p%yQH
rM .Pc?Z
l. 计算齿宽与齿高之比 `w#VYs|k
KwHN c\\
模数 ( U# ,;
.n8O 3V
齿高 7~+Fec`Ut*
?&9=f\/P
所以 %J2A d
Mm*V;ADF
m. 计算载荷系数 ?7wcv$K5
py7Zh%k
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; >vo 6X]p~
qdZ ^D
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; .gfi9 J
I) 1ih
由[2]表10-2查得使用系数 ; Q/3*65
6M&ajl`o
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 EpG9t9S9
M zUKp"
代入数据计算得 zAM9%W2v_
L&s~j/ pR
又 , ,查[2]图10-13得 hd'fWFW N
B|a <=~
故载荷系数 &)6}.$`
m%u`#67oK
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 0qNmao4E_
=(hB gNH
ｏ、计算模数m !m:WoQ /
X7OU =+g
7) 按齿面弯曲强度设计 ij:a+T
kwUUvF7w
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 Bj4c_YBte
]tu
OWR
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； GC # [&>L
1lIs
jBo g
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 r3?8nQ$
jt}oq%Bf
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 N LpKh1g
Dti-*LB1
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K qsp GNu
b+:mV7eX
e.查[2]表10-5得齿形系数 MV zj7~+
{J1rjrPo
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 r 6\g #}
< w}i
小齿轮 N)cODy([
-"ZNkC =
大齿轮 7Fpa%N/WL
OQ2G2>p
结果是大齿轮的数值要大； >CKa?N;
( 9( xJ)
g.设计计算 f 5bX,e)!
z5({A2q
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。 .T8^>z1/\F
?z M
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 ； b?0WA.[{
< hy!B4
8） 其他几何尺寸的计算 0e"KdsA:<U
+1qvT_
分度圆直径 TuCHD~rb
" Ke_dM
中心距 ； 6flO;d/v
7Y~5gn
齿轮宽度 ； ~hk! N!J\
as 3uz
9）验算 圆周力 UE_>@_T
lbIW1z%:sy
10）结构设计及零件图的绘制 3<Fq K \P
fU.hb%m)Q\
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。 : /?
Op
|#*+#27
3、链传动的设计计算 oIE(`l0l
W{ozZuo
1.设计条件 >Gg [J=7`
)r A\+XT7
减速器输出端传递的功率 A+Je?3/.
coaJDg+
小链轮转速 bU}!bol
b,HXD~=
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 b N>Ar
Y A8/TFu<_
2.选择链轮齿数 vA*NJ%&`
jvd3_L-@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 。 _jkJw2+s\
N]c:8dOj
3.确定链条链节数 FGwgSrXL7
*qMj o P,
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 z5:3.+M5
Z+J~moW `
取 （节） TKw>eGe
\<%FZT_4~
4.确定链条的节距p `n|k+ts C
5hCf i
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 f}FJR6V O
P#A|Pn<p
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 rUiUv (q
I$i1o #H
齿数系数 jaux:fU
H~hAm
链长系数 SR)@' -Wd
9qZ|=r]y'
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 W\DJXM]b
nDchLVw
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 ~>$(5 s2
A,ao2)
5.确定链长L及中心距a }>j1j^c1='
V |0UwS\n
链长 IZ4jFgpR
R?%|RCht1
由[2]公式9-20得理论中心距 ] @1ncn7N
QaEXk5>e
理论中心距 的减少量 naB[0I&
N
WHF:> 0B
实际中心距 -3b0;L&4>x
L' h'm{i
可取 =772mm .~8IW,[
Y!s/uvRI
6.验算链速V d}415 XA
%n c+VL4
这与原假设相符。 ~yf 5$~Z
}mJ)gK5b 6
7.作用在轴上的压轴力 a. 5`Q2
qOa-@MN
有效圆周力 <$9A P
Kd,m;S\
按水平布置取压轴力系数 ，那么 2W~2Hk=0+%
%BHq2~J
六、轴系零件的设计计算 /3Gv 51'
AAl`bhx'n
1、轴三（减速器输出轴）的设计 +l3
vIN
Wj*6}N/
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： @o^s p|k !
j+ys&pDczm
（2）求作用在轴齿轮上的力： %r,2ZLZ
uc"u@ _M
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 W]*wxzf!5z
F RF}V@~
径向力 P?uKDON
3 \WdA$Wx
其方向如图五所示。 Rx<pV_|H,
1!NaOfP;@
（3）初步确定轴的最小直径 BR%: `uiQ<
j KQP0 t-
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 ?^+|V,<
BPOWo8TqD^
查[2]表15-3取45钢的 [E /3&3
&boB u^,94
那么 ";. 3+z
nBj7 Q!lW
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。 bcE DjLXq
6u7HO-aa
（4）轴的结构设计 NV;tsuA|
Kj>_XaFCg!
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 [(K^x?\Y0'
v>P){VT
图三 Y+7v~/K=
zc( 7p;w#p
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 #WG(V%f]
D.GSl
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 。 ZtT`_G&
K&h |r`W(
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 O#|E7;
& Gt9a-ne
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； m
;vNA
,5 *4%*n\
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 。 3 2Z4&~ I
U#P#YpD;==
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）。 +L r0i_al
;vx9xs?6
图四 lo#, zd~
4c yv
8
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 & Hqu`A/^
m}E$6E^~O
③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接，根据 由[1]表4-1查得平键截面 ，键槽长度为50mm。 1 ,J.
?~{xL"
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 ublY!Af
{ m?x},
根据轴端直径，参考[2]表15-2取轴端倒角为 ；各轴肩未注圆角半径为R1.6，如轴结构与装配图四。 =EJ"edw]%0
VGq]id{*$
（5）求轴上的载荷 L5W>in5(
Y 4O L 82Y
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 ， -iHhpD9"X
5 $J
； ； d w|0K+-PH
jo*9QO
图五 NC }#P< U
$\
'\@3o
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： 96avg yc
4#w^PM8}
表一 kR ]SxG9
>e ;f{
载荷 水平面H 垂直面V @gc"- V*-/
De_</1Au!2
支反力F Izu .I_$4
fL;p^t u3
弯矩M UJ[a& b
Biwdb
总弯矩 [
UJj*n
s|'L0` <B
扭矩T T=146.8Nm M jTKM;
B(LV22#
（6）按弯扭组合校核轴的强度： YP,PJnJU8
)|x5#b-lz
根据[2]中公式15-5，即 mtHz6+
K oJG! Rm
取 ，并计算抗弯截面系数 _O%p{t'q<
*
U4:K@ y
因此轴的计算应力 1`{ ib
r.;i O0[/
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 "S:N- Tf%U
S+Yg!RrNqj
，故安全。 p%1m&/ `F
H@'
@xHv
（7）精确校核轴的疲劳强度 CaBS0 '
n
QO k"UP
①、判断危险截面 )6^xIh
+hgCk87%#
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 9G+rxyWMW
wf%Ep#^6}
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 |"w<CK lQ
t}*!UixE
②、截面2左侧： w tLM c
0f/!|c
抗弯截面系数 |9]K:A
M PN=K |*
抗扭截面系数 ]_8I_V cQ
4CT9-2UC
截面2左侧的弯矩为 JSK5x(GlH
a&Du5(r;!
扭矩为 Zb;$ZUWQX
*%'7~58ObS
截面上的弯曲应力 $i~`vu*
q Xhf?x
扭转切应力为 AiK 4t -
Vj`s_IPY
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； ^l&4UnLlc
M|e
n>P
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 }A/&]1GWk
Yka&Kkw
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 s
FYJQ90it
U]
- @yx
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 \'t z|
=2]rA
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； oHd0
<TO
L$c%u
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； 4 Olv8nOe<
ef:$1VIBda
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 L00 ;rTs>
x~Ly$A 2p
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 }.V0SM6
?mfWm{QTt
③、截面2右侧： {)9HS~e T
@ ^6O V)
抗弯截面系数 ieRBD6_
bTy)0ta>AF
抗扭截面系数 "|r^l
u m2s^G
截面2右侧的弯矩为 ::Q);
?WtG|w
扭矩为 B "F`OS[
mYOdBd
截面上的弯曲应力 @ TPgA(5NR
`e'o~ oSu
扭转切应力为 [Ro0eH
U2>dwn
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 UEQ'D9
S ]%U]
表面质量系数 ； 4[C BW
'[yq i1
&
故综合影响系数为 mx(%tz^t
|
|
