| 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 :-@P3F[0
nu%Nt"~[%
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 ` xAJy5
U)=Z& ($T
原始数据 GZ[h`FJg/
=ZIF S
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20
j.v _
K]*ERAfM%m
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 JP*wi -8D
@' :um
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 Q
pc^qP^-
F T<*
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 R M+K":p
" / -v 9
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 9 @*>$6
ef ;="N
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 ]Tw6Fg1o>
oc%le2
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 k)' z<EL6c
A-!qO|E[-
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 n
ZZQxV,
:+^llz
原始数据 z :jF) N
^52R`{
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 0(f;am0y
He;%6OG{
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 ]@T `q R
7TY"{? ~O5
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 : >ST)Y@]w
#@"rp]1xv
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 %D0Ws9:|
O Wfj<#}t+
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 Z'm%3
$^ dk>Hj>4
工作．运输带速度允许误差为 5％。 JN-8\ L
b:I5poI3
机械设计课程设计计算 \)kAhKtG
?S:_J!vX{
说明书 iL'
]du<wk
_u5U> w
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 IH:C m5MV
@CUDD{1o
目录 S $/3K q
, .F+ x}
1. 设计任务书....................................3 A8Y~^wn
D];([:+4
2. 系统传动方案分析与设计........................4 y~1php>2f1
^TK)_wx
3. 电动机的选择..................................4 FEswNB(]*
nE%qm -
4. 传动装置总体设计..............................6 k5
l~
S6Pb V}
5. 传动零件的设计计算............................7 :?W:'% (`[
tJ=zk3BN~
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 w2AWdO6
3_/d=ZI\
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 YHAg4 eb8
%z(=G cWm
3） 链传动的设计计算........................... ...15 K6hN N$F!
B6&Mtm1
6. 轴系零件的设计计算............................17 XL9lB#v^
El} z^e
1） 轴一的设计.....................................17 2@ rc&Tx
m q9&To!
2） 轴二的设计.....................................23 `q*ABsj
X[ 6 z
3） 轴三的设计.....................................25 < Ux;dekz}
s yvi/6
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 H>9$L~
b7mP~]V
8. 键联接的强度较核..............................27 \ziF(xTvqG
zf#&3K ' k
9. 轴承的强度较核计算............................29 OSU=O
T+hW9pa)
10. 参考文献......................................35 vj0?b/5m
*%sYajmD
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 H;E{Fnarv
yRDLg
c
一、课程设计任务书 _Z&R'`kg
U"Oq85vY
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） cKAl 0_[f"
eD0@n
:
图一 XzsK^E0R
XwMC/]lK<
2.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动；使用期限为10年；小批量生产；两班制工作；运输链工作速度允许误差为 5％。 |{Q,,<C
*^ BE1-
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 )=@ XF0
0g\&3EvD
运输链的工作速度(m/s)：0.8 Fsh-a7Qp
oY:>pxSz<@
运输链节距(mm)：60 U>XGJQ<NS
2$ = HDwv
运输链链轮齿数Z：10 gE~31:a^
50A_+f.7%
二、系统传动方案分析与设计 B %/Pn
2
I%`2RXBt3^
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。 i`;I"o Y4
lvlH5Fc
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。 nFSa~M
: nt%z0_
3. 系统总体方案图如图二： ~MX@-Ff
cjk5><}`H7
图二 sYzG_* )
H Vy^^$
设计计算及说明 重要结果 Khl7Ez
r YJvI
三、动力机的选择 \N)FUYoHg
j06DP _9M
1.选择电动机的功率 8}"j #tDc
I$&/?ns@O
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 Bv3v;^
FW4 hqgE@
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； frt ?*|:
Z:Wix|,ONS
Pw→工作机需要的输入功率，kW； #*~Uu.T
RfD $ @q9
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 yY+2;`CH
}`(k X] ][
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； `}bUf epMJ
~oI49Q&{
滚动轴承效率η2=0.98； t9}XO M*
Z I1RB fR
链传动效率η3=0.96； tkmW\
,\M'jV"S K
圆锥齿轮效率η4=0.98； 8"@<s?0\"
a5iMCmL+
圆柱齿轮效率η5=0.99； TJ< PT
1NTe@r!y
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 yRtFUlm`
(bw;z NW
因此总效率 ;"3Mm$
yQ}~ aA#h
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 ATU@5, 9
UpITx]y?"m
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 ,-Na'n
) q,}jeM8
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 ch&r.
AYi$LsLhO
2.选择电动机的转速 |lv 4X }H
C9z{ 8 ;
电动机的转速越高，磁极数越少，尺寸重量越小，价格也越低；但是传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸重量增大，从而使成本增加。因此，要全面分析比较来选择电动机的转速。 V6L_aee}CK
YW5E
| z
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围 , > <=af 9T
d 09GD[5
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 !"kvXxp^
g^idS:GtX5
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； \S9z.!7v$
H Ow hl
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； I4*N
o TL "]3`'
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； IkvH8E
u32<=Q[
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 ]8^2(^3ct
yU\|dL
所以 )sQbDA|p
>
+ SEze
因此 S$#Awen"@
|LQmdgVr$
3.选择电动机的类型 rEViw ?^KT
fVkl-<?x
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。 pxN'E;P-
&qr7yyY
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。 CR/LV]G
,kP{3.#Q
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。 T&c[m!}X|t
{hl_/
aG
四、传动装置总体设计 * n[6H
5 xiYCOy
1.计算总传动比及分配各级传动比 6B 8! 2
a V ^2
传动装置的传动比要求应为 K,R Ia0)
,"/_G
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 -&&mkK
B!
G{J9F b8
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。 R =jK3yfw
83dOS S2
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。 >hXUq9;:
U!Lws#\X
2.计算传动装置的运动和动力参数 1/gh\9h
HCP Be2
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。 eY-$h nUe
8'YL!moG|
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 4M:oa#gh@
YONg1.^!(
1） 各轴转速计算如下 DJbj@ 2W[
Y}Ov`ZM!r
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。 xS.0u"[
>#'6jm
2)各轴功率 c" l~=1Dr
kTzZj|l^\
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。 iZ58;`
w "D"9 G
3） 各轴转矩 IL~yJx_11
YziQU_
电动机轴的输出转矩 l 0
1Lg6+S
Fm@GU
五、传动零件的设计计算 ]6nF>C-C
$UH_)Q2#J^
1、直齿锥齿轮的设计 55AG>j&41
w90y-^p%
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 ^!} lA9\gY
1rN&Y,61\
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： 8-m"] o3
zR/A Tm]9
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 K<t(HK#[
&38Fj 'l
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 H: U_k68
fN&O `T>
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； 9|go`^*.
2n@"|\ uHD
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； j;'NJ~NZ$
g K PV*
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 L'c4 i[~s
s0\X%U("
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； ]\GGC]:\@
?=\ h /C
b、 小齿轮传递的转矩 ； 4(Mt6{q
0!^{V:DtQ
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； FY
VcL*
lKm?Xu'yH
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 5tf/VT
k <St:X%.O
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； Qdtfi1_Y1
*z(.D\{%
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 f>RPh bq|
tvg7mU]l
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 I*0 W\Qz@
l\S..B
+
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 u2DsjaL
t!PFosF p
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 2Aff3]-:Gd
$[ z*M Q
h、 小齿轮分度圆周速度v No[>1]ds
alq>| ,\x
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； fc
M~4yP?
"=qdBG9
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； +tuC 845
7qs[t7-h?
齿间载荷系数取 ； mx XQBmW
9 4 n ,13
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 9 'T(Fc
k1]?d7g$w
故载荷系数 ； 4 4n^21k
k6dSj>F>
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 D L$P
`OBDx ^6F
模数 {gJO c,U4b
[ jafPi(#g
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 &gq\e^0CRZ
K C
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； ^*Ca+22xO
e# 08,wgW
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； }|x]8zL8G
T6{IuQjXs
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 fIFB"toiPE
5 1 L:%Af
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 $ o-s?";
R( Z2DEt</
载荷系数K=2.742; bZ0r/f,n$
/*st, P$"
c) 分度圆锥角 ;易求得 TG'A'wXxy
}n8,Ga%
因此,当量齿数 u dH7Q&"
E4WoKuE1$
根据[2]表10-5查得齿形系数 2&P'rmFm
dGZVWEaPfx
应力校正系数
4F/ Q0"
;@Ls "+g
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: G T* \gZ
&x\u.wIa
结果显示大齿轮的数值要大些; ,u! c|4
1!,lI?j,
ｅ、设计计算
_ 57m] ;&
I2D<~xP~2+
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 ;c~6^s`2
c6Wy1d^
大齿轮齿数 ; +\Rp N
U
JY`P4(
5) 其他几何尺寸的计算 yl)}1DPP
L{osh0
分度圆直径 *"4
OXyV
nz+DPk["
锥距
}9{6{ TD
O+c@B}[!
分度圆锥角 ]yA|
m3^2
4km=K Ox[
齿顶圆直径 1 vi<@i,
G^oBu^bq~
齿根圆直径 %Wn/)#T|
4RJ8 2yq-
齿顶角 `[7&tOvSk
<?QY\wyikz
齿根角 |fq1Mn8
' ^n2]<
当量齿数 GIt; Y
Cd]d[{NJ ;
分度圆齿厚 $d4eGL2S
~%(r47n
齿宽 NhXTt!S6C
if
r!ha+8!
6) 结构设计及零件图的绘制 cKdy)T%;
{WT"\Xj>B?
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. ]g!k'@
^o65sM
零件图见附图二. G23Mr9m5O
E~jNUTq
2、直齿圆柱齿轮的设计 `)!)}PXl
On d"Eq=r
1）设计已知：齿数比u=2.5；小齿轮转速 ；输入功率 ；传递的转矩 ； H> a3\M
6D6=5!l
2）齿轮传动的主要特点是：效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定，但制造和安装精度要求高。 kjJ\7x6M
FK ;\Nce&
3）失效分析：此处属于闭式齿轮传动，由于链式运输机为一般工作机械，速度不是很高，中等载荷，硬度在350HBS以下，齿轮的失效形式主要是点蚀。因此，设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 |s[m;Qm[ku
4f'WF5S/}8
4）材料及精度等级的选择 ;F"W6G
A<QYW,:|
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 L*Xn!d%
F;}?O==H;
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 @| qnD
]Y}faW(&Y
5） 压力角和齿数的选择 &(IL` %
O=G2bdY{,
选用标准齿轮的压力角，即 。 3@\vU~=P:
n +`( R]Q
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? _T<ney}Y<
+TfMj1Zx
取 。 z@{|Y;s
g=:%j5?.e
6） 按齿面接触强度设计 cg}46)^<QH
(<=qW_iW
由[2]设计计算公式10-9a，即 m {I_E
G
Z#3wMK ~
a. 试选载荷系数 ； *(& J^
f @Hp,-
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： gjk=`lU
> rB7ms/@E
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； e( 6g|h
3 -FS} {,
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； RT F9;]Ti
[="moh2*f
e. 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。 U"<Z ^)
2sk^A
ly
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 \b1 I< 4(
0@.$(Aqo(
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； Xa Yx avq
tQF7{F-}
h. 计算接触疲劳许用应力: NGd|7S[^+c
/1gKc}rB2
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 }$Q+x'
axxd W)+K
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, D-8%lGS
N`Zm[Sv7
j. 计算圆周速度 6jO*rseC
LGgEq -
k. 计算齿宽b gOx4qxy/m|
@ R9
l. 计算齿宽与齿高之比 J3}^\k=p"
4 9@
pA-
模数 ;#G>q o
wGBQ.Ve[
齿高 M+ ^]j
@lc1Ipfk"
所以 _( 0!bUs>
w( k7nGU]
m. 计算载荷系数 CDO _A \
[f:>tRdH
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; Ra;e#)7 X
*J 7>6N:-
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; 'i%Azzv
#O Jsu
由[2]表10-2查得使用系数 ; M#=woj&[
KVSy^-."
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 a Ey_H-6f
<T+Pw7X
代入数据计算得 '4L
i
qV@xEgW#r
又 , ,查[2]图10-13得 aCM F[
3j
%_@8f|# ,M
故载荷系数 mucY+k1>g
tZk@ RX
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 hh |'Uq3
b! PN6<SI
ｏ、计算模数m X`.4byqdK
L_<&oq
7) 按齿面弯曲强度设计 z
}R-J/xr2
q~;P^i<Y
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 8T&m{s
~*L H[l>K
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； :kOLiko!4>
s%H5Qa+Uh
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 n)sK#C-VA
:uu \q7@'
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4；根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 x1|5q/I
^NHQ[4I
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K 2a (w7/W:
C3G?dZKv2
e.查[2]表10-5得齿形系数 CImB,AXS
KynQ <I/
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 p !hewtb5
29,`2fFr
小齿轮 yXg783B|v
7EI(7:gOn
大齿轮 [B+ o4+K3
E{wVf_K
结果是大齿轮的数值要大； <*8nv.PX*
RLw=y{% p
g.设计计算 0aQNdi)b
uQ5NN*C=
结果分析：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。因此，可取弯曲强度算得的模数1.802，并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 8{4I6;e -
lBD{)V a
按接触强度计算的分度圆直径 ，算出小齿轮齿 ，圆整得 ；大齿轮齿数 ； Tk|0
scjE^
U 87VaUr
8） 其他几何尺寸的计算 NO`LSF
7M3q|7 ?
分度圆直径 t{F6+d p
o! sxfJKl
中心距 ； cK@O)Ko}
8ENAif
齿轮宽度 ； H+zQz8zMC
IR5 S -vO
9）验算 圆周力 y;;^o6Gnw
K4,VSy1byI
10）结构设计及零件图的绘制 " &p\ pR~
43,-
t_jV
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构；其他主要结构尺寸参见[1]表11-6；零件图见附图一。 vQc>jmS+n
qW?^_
3、链传动的设计计算 +\"@2mOH{+
QTcngv[
1.设计条件 B?#@<2*=L
""d3ownKhw
减速器输出端传递的功率 ] A<\ d
UrN$nhH
小链轮转速 |Ro\2uSr
0:v7X)St
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 ?uk|x!Ko]
*Ty>-aS1
2.选择链轮齿数 n." j0kc7=
h,TDNR<1L
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 。 +&(sZFW5o
*M"lUw#(f
3.确定链条链节数 pC_2_,6$
fCx~K' UWn
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 /3FC@?l
w4
NawnC!~ $
取 （节） zT!JHG
-'] #5p l
4.确定链条的节距p lua t1#~J
_Xsn1
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 p1J%=
khjW9Aa8t
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 ;2#7"a^
B<8Z?:3YS
齿数系数 top3o{ 4
34s:|w6y
链长系数 R0oP##]
${6 ;]ye
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 /x0zZ+}V
1G{$ B^
f
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。 ]=@>;yP)
1ub03$pL;
5.确定链长L及中心距a jUW{Z@{U
> { fX;l
链长 o#%2N+w
0fi+tc 30
由[2]公式9-20得理论中心距 R4@C>\c %m
a l#yc
理论中心距 的减少量 %z.u
% %
} KS[( Q
实际中心距 h7gH4L!'u
y$4,r4cmR|
可取 =772mm =]Qu"nRB
ec"L*l"
6.验算链速V 5-=mtvA:
J K[7&C-O
这与原假设相符。 W 9a H]9b
(doFYF~w
7.作用在轴上的压轴力 A
g/z\kX
l#]Z?zW.
有效圆周力 Hr96sN.R
l$z o3[
按水平布置取压轴力系数 ，那么 BR"*-$u0;
XXxX;xz$
六、轴系零件的设计计算 H^'*F->BA
{,P&0 5iSi
1、轴三（减速器输出轴）的设计 lt}|Y9h
- Npl x
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： i FS ?nZ~.
[S 3X
（2）求作用在轴齿轮上的力： tao3Xr^?
h2h$UZIv
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 )Bd+jli|s
qC`"<R=GX
径向力 ) 1 H]a'j
o7]h;Zg5r
其方向如图五所示。 {[)J~kC+
Wm Od1
（3）初步确定轴的最小直径 :R<,J=+$u
vP88%I ;
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 gy9!T(z
o8Q(, P
查[2]表15-3取45钢的 -pa.-@
r(i <H%"Z
那么
fwXk{P/
}JrM!'
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。 ~mmI]
pC
Z-]d_Y~m4
（4）轴的结构设计 o` ,&yq.
4/Ok/I
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 :~U1JAs$
s~M!yuH
图三 _%Mu{Ni&
UmInAH4
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1`B5pcuI
%Ljc#AVg
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 。 v |QF Ua`
kwZC 3p\\
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 < ~x5{p
(VwS 9:`
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； . eq-i>
*R1x^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 。 X-~ Q
HHa7Kh|-H
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）。 P#rwYPww\
!4I?5 9
图四 ^ x:4%%Q]l
N-K .#5
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 U{eC^yjt"o
?ix0n,m
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。 nV"[Wng N
BniFEW:<
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 <Hm:#<\
?aO%\<b
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。 UxD1+\N6?
{TE0
（5）求轴上的载荷 @YWfq$ 23
}wj*^>*
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 ， >i@gR
XD %?'uUQ_
； ； uyjZmT/-
[J-r*t"!
图五 Yg2z=&p-{"
8q_3*++D
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： rYN`u
+=u*!6S
表一 rw_&t>Ri;
Q+dBSKSK
载荷 水平面H 垂直面V iWQBo>x
|(XV '-~
支反力F $_)YrqSo~
~3f#cEP>d}
弯矩M alHwN^GhP
T7cT4PAW
总弯矩 Ra~n:$tg2
B> a`mFM
扭矩T T=146.8Nm K%Q^2 "Eb0
LFGu|](
（6）按弯扭组合校核轴的强度： )- 9|3`
+u25>pX
根据[2]中公式15-5，即 pok,`yW\
a7#Eyw^H{
取 ，并计算抗弯截面系数 >2$Ehw:K^
GXJ3E"_.
因此轴的计算应力 Of([z !'Gc
Nmi#$ K[x
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 "NC( ^\l/
UPN2p&gM
，故安全。 dVe3h.,[v
+zL=UEBN
（7）精确校核轴的疲劳强度 \O7,CxD2
_;LHC;,:
①、判断危险截面 Av+
w>~/3
]e? * 7T]
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。 m{ +lG*
H ~Q UN
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。 Q&M(wnl5
;]n U->
②、截面2左侧： 5bZ ` YO
r=@h}TKv{I
抗弯截面系数 {p6",d."N&
BKvF,f/g
抗扭截面系数 /hI#6k8o_
OQ!mL3 f
截面2左侧的弯矩为 |l) Oy#W
;y5cs;s
扭矩为 g fr``z=>O
f<kL}B+,Og
截面上的弯曲应力 JmN;v|wF:c
JZP2NB_xt
扭转切应力为 $T3/*xN
xn}' !S2-b
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； 7Jc=`Zm'
RJtS HiM2
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 xYwbbFGrG
vv%Di.V
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 #axRg=d?K
,LzS"lmmo
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 )(DV~1r=
!+fHdB
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； * ?KQ\ Y
> O\-\L
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； Yq5}r?N
/9GqEQsfM
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 dc lJ
-,4_ &V
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 CT"0"~~
4 &t 6
③、截面2右侧： %o{vD&7\
\uanQ| Nu
抗弯截面系数 );Gt!]p`;
* =;=VUu5
抗扭截面系数 1 U"Y'y2
`yC
R.3+
截面2右侧的弯矩为 E,C<ox4e
8E0Rg/DnT
扭矩为 s0nihX1Z-
|AWu0h\keO
截面上的弯曲应力 H56e#:[$
C2Y&q X,
扭转切应力为 K"=v| a.
1p8E!c{}j
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 $ B$=,^)3
t-E'foYfr`
表面质量系数 ； *><]
[|Y@H
c~C :"g.y
故综合影响系数为 T>?sPq
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