| 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 %k"-rmW
NWFZ:h@v
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 `*! .B
8<xJmcTEwO
原始数据 ,^/;!ErR$
^7=yjD`
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 p[c C%3
>t.I,Zn
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 $uboOfS83G
U]_1yX
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 4o'0 lz]
<w[)T `4N
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 ]F,5Oh :OY
]^dX B 0
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 R5Ti|k.~Y"
6x_8m^+m
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产．两班制 q0Fy$e]u
/Z -|E
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 U j_%U2S$
gq/q]Fm\
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 U<Ag=vsZE
=>&d[G[m!
原始数据 ?'^xO:
R6!t2gdKe@
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 ="MG>4j3.F
d^4!=^HN
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 "zfy_h
r" ^P>8
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 Tk)y* y
1--5ok
h
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 I~EJ ctOG
l{6fR(d ?
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 PE-Vx RN)
TEv3;Z *N
工作．运输带速度允许误差为 5％。 [i\K#O +f
p9fx~[_5/
机械设计课程设计计算 $5(co)C
ge*f<#|0U-
说明书 1Z|q0-Dw0
Iq(BH^K
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 XNsMXeO]&
Ee^2stc-
目录 1ih|b8)Dn
c JGU~\
1. 设计任务书....................................3 #TXgV0\F
W
A-\2
2. 系统传动方案分析与设计........................4 IOomBy:
x+47CD Du3
3. 电动机的选择..................................4 /a N lr>^
~Cm_=[
4. 传动装置总体设计..............................6 U%_BgLwy%
F{ v >
5. 传动零件的设计计算............................7 ZDMS:w.'T
d=yuuS /
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 qJj"WU5
?31#:Mg6g+
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 .liVlo@
PF~w$ eeQ
3） 链传动的设计计算........................... ...15 Sjv_% C $
,'Zs")Y dp
6. 轴系零件的设计计算............................17 ?t46TV'G
S8 .1%sw
1） 轴一的设计.....................................17 E:(DidSE@
K +p7yZJ
2） 轴二的设计.....................................23 I 82GZL
plN:QS$
3） 轴三的设计.....................................25 9=TjSRS
hR(\ %p
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 "V'<dn
|ZC@l^a7
8. 键联接的强度较核..............................27 P-U9FKrt
Cj'X L}
9. 轴承的强度较核计算............................29 ;auT!a~a#
{_C2 c{
10. 参考文献......................................35 .Yg7V'R1
wN Mf- ~
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 *sz:c3{_
1L 3 +KD~
一、课程设计任务书 P OB6#x
rU/8R'S
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） @` 5P^H7
NAg m?d
图一 Cs9o_Z~
<aSjK#
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％。 \3q Z0
= Zi'L48
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 XN|[8+#U<@
P.#@1_:gC
运输链的工作速度(m/s)：0.8 o 4P>t2'
eU(cn8/}
运输链节距(mm)：60 oDW)2*8yF
q!f'?yFYK
运输链链轮齿数Z：10 uSQRI9/ir2
B5v5D[ o5
二、系统传动方案分析与设计 tw
k
FIu|eW+ <l
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。 ,)?!p_*@:
V10JExsJ
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@G MQCf
*jC Hv
3. 系统总体方案图如图二： N||a0& &
$&Lw 2 c0
图二 JIatRc?g
XmJ ?oPr7
设计计算及说明 重要结果 _*w kTI+j
^i[bo3
三、动力机的选择 <P@ "VwUX
Mh "iyDGA
1.选择电动机的功率 P1_6:USBM
br;~}GR_h
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定，在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 %t*KP = @
<g$b M;6%
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； I+eK uWB
f1AO<>I;
Pw→工作机需要的输入功率，kW； &0x; 60b
4OOI$J$Jh
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即
#sm@|' Q%
y?'Z'
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； \ lW*.<
ak _n
滚动轴承效率η2=0.98； BN 1,R] *;
W4#E&8g%
链传动效率η3=0.96； K?@x' q1
pnpf/T{xpM
圆锥齿轮效率η4=0.98； lw`$(,
_a\$uVZ
圆柱齿轮效率η5=0.99； d1}cXSQ1T
|-9##0H
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 ?>Bt|[p:s)
/lLG|aAe
因此总效率 ~Dbu;cqR@
;>CM1
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得，即 jO.c>C[?
V~7Oa2'#B
式中F为工作阻力，N；V为工作机的线速度，m/s；ηw为工作机的效率。从而 7V%b!R}
?$@E}t8g\
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 0`4Fa^o]h
)O ,+'w?
2.选择电动机的转速 _};T:GOT
(V>/[Ev
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。 'tDVSj
!-Uq# Ea0/
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 , F%I*m^7d
$Yj4&Two<
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 , }B{)
|@rYh-5
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； QSx4M
]Wn=Oc{F
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； EouI S2e;a
ow9Vj$m
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； .*Axr\x3
8b X?HeYrr
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 6$G@>QCBS
$-uMWJ)l
所以 COL_c<\
~>u u1[ /
因此 JqK-vvI
G(hzW%P
3.选择电动机的类型 m^;A]0h+
FT h/1"a
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。 5N[H@%>QO
^,#MfF6
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。 6oLZH6fG
s x) x7
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。 @rlL'|&X*
-^,wQW:o)
四、传动装置总体设计 $yZ(ws
Fv3:J~Yf
1.计算总传动比及分配各级传动比 ?m h0 ^G
kOV6O?h
传动装置的传动比要求应为 =UV=F/Af^
d=a$Gd_$
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 (RLJ_M|;/b
5wI j:s
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。 \l?.VE D
98!H$6k
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。 g?9%_&/})A
]Czq
A c
2.计算传动装置的运动和动力参数 9|2LuHQu+
u`wT_?%w
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。 PF] Vt
XaYgl&x'!x
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 ; Rd\yAG
KDYyLkI dr
1） 各轴转速计算如下 =ve, !
y:dwx *Q9I
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。 _R;+}1G/
0@2 pw2{Ru
2)各轴功率 &;@U54,wV
o88Dz}a
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。 6N'HXL UlQ
]]_H| tO
3） 各轴转矩 v QL)I
6 WEu(}=
电动机轴的输出转矩 Xj;5i
Vq
i
,g<y
五、传动零件的设计计算 0 = - D
}$1Aw%p^
1、直齿锥齿轮的设计 ^g*/p[
;AE%f.Y
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。
b6gD*w <
eE[/#5tK
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： !d=Q@oy5
dIDs~
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 eO =! (
V39)[FH}
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 6882:, q
# fl%~Y
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； Ab f=b<bu
fY9/u =
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； 7`6JK
rFR2c?j8
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 _\2^s&iJh
*oz=k
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； 7Om)uUjU4
|A@Gch fd
b、 小齿轮传递的转矩 ； ; t }ux
05 m/iQ
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； blA]z!FU
7&9'=G
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 r.;(Kx/M
IWcYa. =tZ
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； ` )R@\@jt
QZ54Osdl
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 yD!V;?EnK
P=9Zm
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ^#L?HIM
A4W6 1 f
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 eX>X=Ku
^6
sT$set
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 q3E_.{t
1f1J'du
h、 小齿轮分度圆周速度v _A .?:'-
#/9(^6f :
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； K*Tvo `
kM\O2 ay
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； ;zO( bj>
<WGl4#(k
齿间载荷系数取 ； !&Q3>8l
kM?p >V6
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 :{tvAdMl7
Az2$\
故载荷系数 ； -zVa[ &
@kKmkVhu*
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a p=(;WnsK
HH|&$C|64
模数 5!* 5mtI
VQvl,'z
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 4 1T B
VPTT* a`
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； VBssn]w
ZCMB ]bL-e
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； 5Ffz^;i
EhybaRy;C
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 X?.bE!3=
gH0B[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 QW f)5S
0\jOg
载荷系数K=2.742; Tf"DpA!_
OR ^Wd
c) 分度圆锥角 ;易求得 K`FgU 7g{
Sh]x`3 ).
因此,当量齿数 v[6 BESu
| pp @
根据[2]表10-5查得齿形系数 q9oF8&O,
,\DB8v6l\A
应力校正系数 j78xMGKO
v-) eT
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: /)de`k"
5
^iU1\(L
结果显示大齿轮的数值要大些; k&DH QvfB
EBM\p+x&
ｅ、设计计算 FV$= l
%
r[Q$w>
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 fwAN9zs
%MP s}B
大齿轮齿数 ; !r.}y|t?;
p^YE"2 -
5) 其他几何尺寸的计算 J6 [x(T
4 _N)1u !
分度圆直径 H]=3^ g64
".xai.trr
锥距 < '~8mV1
2ZtqZ64i
分度圆锥角 %T6#c7U_
&J hN &Ur
齿顶圆直径 ?GFxJ6!%I
d0 V > ;Q
齿根圆直径 yK?~X V:
AD? DIE(v
齿顶角 #4//2N
A ]U]
齿根角 YF>t {|
;6b#I$-J-
当量齿数 d<7J)zUm3
$xu ?zd"
分度圆齿厚 y-n\;d>[(
-'PpY302
齿宽 j 5'Jp}
j|`{
1`'
6) 结构设计及零件图的绘制 HqXo;`Yy}
~#a 1]w
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 B lOU.B
]Hd 0
Y%
零件图见附图二. !W%HAlUAG[
J82{PfQ"
2、直齿圆柱齿轮的设计 %&_(IY$d
D8?$Fn=
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 ； u=E?N:I~F
BXfaqYb;Q
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。 b(Z%#*e
j^%i?BWw
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。 3yKI2en "
9uS 7G *
4）材料及精度等级的选择 uPF yRWK
D`t e|K5
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）。 Y$ChMf
xu:m~8%
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。 4|$D.`Wu
68 HX,t
5） 压力角和齿数的选择 f]'@Vt>
9wq%Fnt
选用标准齿轮的压力角，即 。 /5x `TT
-8tA~;p
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? xapkhIW2\
N9n1s2;o
取 。 H~ZSw7!M8
sRZ :9de+
6） 按齿面接触强度设计 4 iLU "~
JA{YdB;il
由[2]设计计算公式10-9a，即 W1@;94Sb~
6 gKOpa
a. 试选载荷系数 ； wFJK !9KA8
Agi1r]W
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： gNqV>p
w//w$}v
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； P+b^;+\1s
llleo8
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； (t]>=p%4g
*SY4lqN
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 。 ya_'Oz!C
}-L@AC/\#
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 <=inogf
T8441qo{>
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； @}?D<O8#"#
Mz G ryM-
h. 计算接触疲劳许用应力: u.[JYZ
q],R6GcVr
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 >1~`tP
h]Oplp4 \W
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, >ek%P;2w >
cik@QN<[0
j. 计算圆周速度 'sF563kE
9(l'xu X
k. 计算齿宽b ,xz^ k/.
-7 O/ed+
l. 计算齿宽与齿高之比 d*>k
]X@G
-{*V)J_Co
模数 vs@:L)GW\
668bJ.M\O
齿高 9Bk}g50$#
+r $.v|6
所以 0w ['jh|,
:b ;1P@W<
m. 计算载荷系数 I 7PWO d
C%c `@="b
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; Rdg0WT*;j
? 03Zy3 /
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; \z`d}\3( R
WHZng QmY
由[2]表10-2查得使用系数 ; }AiS 83B
[U(&Ae0V>
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 tTFoS[V
x#0 @ $
代入数据计算得 vEe
E
E|zY%
又 , ,查[2]图10-13得 <u?hdwW \
YB{E= \~
故载荷系数 Zax] i,Bx
otSPi7|k
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 _Af4ct;ng
DiQkT R
ｏ、计算模数m Z{
Zox[/
pIn WKj[y1
7) 按齿面弯曲强度设计 b2= Q~=Wc
1ysLZ;K
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 ,*Z[P%<9
Hs}"A, V
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 ； (I[h .\%
bus=LAJt=
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 K2rS[Kdfaq
h==GdS4
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 .&x? `pER
:ZfUjqRE
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K cNr][AzU@
pt cLJ]+)
e.查[2]表10-5得齿形系数 >jz%bY
CotMV^
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 @*"<U]
X_({};mz
小齿轮 ;]ShC\1
)4)iANH ?
大齿轮 N"x\YHp
/ 9+A97{
结果是大齿轮的数值要大； ?3TK7]1V:
:$c SQ(q9a
g.设计计算 vx5o
k1UY
cevV<Wy+
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。 @
U8}sH ^
&Y>~^$`J
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 ；
):fu
5-5(`OZ{'
8） 其他几何尺寸的计算 F}B/-".^
Cb%.C;q
分度圆直径 8P<UO
g . Caapy
中心距 ； Fma`Cm.
V0'p1J tD
齿轮宽度 ；
=Sb :<q+Q
%Q sSR'`
9）验算 圆周力 (_&V9vat=
Xq^y<[
10）结构设计及零件图的绘制 K]pKe" M
>,"D9!
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_ nBh,2
ptWG@"j/b
3、链传动的设计计算 \, %o>M'
8/>w gY
1.设计条件 gLxT6v5wk.
f0mH|tI`
减速器输出端传递的功率 22Y!u00D
Ss<_K>wk
小链轮转速 `^&15?Wk
K* _{Rs0P
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 Dmm r]~
2 -p
2.选择链轮齿数 & GzhcW~
{80oRD2=Q
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 。 S QM(8*:X
kHJDX;
3.确定链条链节数 /_:T\`5uO
SZK )q
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 2 iR:*}5
o! 2 n}C
取 （节） u_p7Mcb
*_ {l
4.确定链条的节距p hP4)8 >
'? `@7Eol
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 ){:q;E]^fB
BS-:dyBw
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 N
o_$!)J.
PzMlua
齿数系数 43{_Y]
4Wi8 $
链长系数 /jjW/ lr
}1a <{&
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 E~<(i' :
~}7$uW0ol
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。 <m Ju v
Mz/]D J8
5.确定链长L及中心距a 4]DAh
y~== waZw
链长 L Xh@o1
|8DH4*y!
由[2]公式9-20得理论中心距 6Q.{llO
:Wyn+
理论中心距 的减少量 gqP -E
H9Y2n 0
实际中心距 VjA wn}eO
%k3NT~
可取 =772mm ,YP1$gj
4T-,'P{?
6.验算链速V C=oM,[ESQ0
5"-una>D
这与原假设相符。 IgPV #
,2 zt.aqB
7.作用在轴上的压轴力 9SRfjS{7
c N02roQl
有效圆周力 &Q-[;
YVQ_ tCC_!
按水平布置取压轴力系数 ，那么 zdxT35h
~")h E%Kl}
六、轴系零件的设计计算 dWsT Jyx~
HG{&U:>)
1、轴三（减速器输出轴）的设计 o }9M`[
Veb+^&
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： ^%\)Xi
Xt</ -`
（2）求作用在轴齿轮上的力： <^,o$b
zY7 *[!c2
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 pP|,7c 5
l ^DINZU@
径向力 W 4)k kJ
eV[`P&j_C
其方向如图五所示。 =)(3Dp
Q)x?B]b-
（3）初步确定轴的最小直径 ;j>*;Q`
u~$WH, P3
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 :y=!{J<
Uby,Tu
查[2]表15-3取45钢的 ay V6m
cvZni#o2)
那么 *ZGX-+{
6OfdD.y
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。 U8CWz!;Qz
T?W[Z_D
（4）轴的结构设计 _LJ5o_-N
~R :<Bw
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 c5X`_
FhW mO
图三 1|o$X
6exRS]BI
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 k1wCa^*gc
6!ZVd#OM%
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 。 , p_G/ OU
,`;jvY~Ec
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 ~} h^38
Q m
$(
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； Hl4\M]]/&
dSwm|kIa
c、取安装齿轮处轴段的直径 ；齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，该轴段长度应略短于齿轮宽度，故取 ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，则轴肩处的直径 ；轴环宽度 ，故取 。 sa_R$ /H
CV s8s
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）。 fs&,w
>Z *iE"9"
图四 rFhW^f P/
o>2e !7
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 |Dg; (i?
>[a FOA
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。 9u?(^(.
4 _tR9 w"
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 1xz\=HOT
Ejq=*UOP
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。 H6_xwuw:
B]1HS`*7
（5）求轴上的载荷 Yrpxy.1=F5
Wdo#?@m
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 ， wa" uFW
)7W6-.d
； ； U| 8[#@r
)%s +?
图五 aM), M]m[
=HMmrmz:
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： S."7+g7A r
GJX4KA8J
表一 a'uU,Eb}#w
yIOLs}!SF
载荷 水平面H 垂直面V Q!K`e )R
y?>#t^
支反力F sAVefL?
vh
&G Ib
弯矩M \83sSw
eaQ90B4
总弯矩 PPa^o8jd
Z v 4 <b
扭矩T T=146.8Nm O-j$vzHpdY
l)Zs-V!M^\
（6）按弯扭组合校核轴的强度： J='W+=N
-u|l }}bh
根据[2]中公式15-5，即 >Rt9xP
W
( `c
取 ，并计算抗弯截面系数 A:eG5K}
=MC~GXJSNw
因此轴的计算应力 Q2eXK[?*
=OYQM <q
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 w>qCg XU3
[Uli>/% JB
，故安全。 H?uukmZl
pc H<gF(k
（7）精确校核轴的疲劳强度 2J<&rKCF
s*Ih_Ag=:
①、判断危险截面 S5_t1wqBJ
u g\w\b
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 se!mb _!
Q2/.6 O8
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 tWY2o3 j
M$A#I51
②、截面2左侧： 7yI`e*EOD
K;U39of W
抗弯截面系数 x MI+5b8
aV>aiR=
抗扭截面系数 ? } ( =
TJae Qqob
截面2左侧的弯矩为 5j{N p,K
j$x )pB3 ]
扭矩为 S &JJIFftO
@Z;1 g
截面上的弯曲应力 nxaT.uF d1
!gH 9 ay
扭转切应力为 ?t rV72D
uLN[*D
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； 6:? rlh
j7
d:v7+_
r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 }q!_!q,@
0xpx(T[
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 7zDiHac
0 mexF@
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 #Qbl=o4
NQ9Ojj{#
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； (][LQ6Pc
] ,lV}Mlg*
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； [B^ G-
_3>djF_u
轴未经过表面强化处理，即 ；根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数 ? znSx}t
GBP-V66
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 ZPO|<u R
4nkE IZ
③、截面2右侧： +.Bmkim
7=P^_LcU
抗弯截面系数 fS A)G$b]
&ZJgQ-Pc(m
抗扭截面系数 Q$ZHv_VLx
2~c~{ jl\
截面2右侧的弯矩为 O~ @fXMthh
k0H#:c}
扭矩为 )1F< 6R
;sPzOS9
截面上的弯曲应力 x &=9P e(
#c Kqn k
扭转切应力为 Zk?
=
XnUO*v^]
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 Tby,J
B^U
)`HA::
表面质量系数 ； uDayBaR
Q\kub_I{@
故综合影响系数为 m)&znLA
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