| 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 ?832#a?FZ;
PXkPC%j
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 mz#( \p=T
wy^>i$TC
原始数据 G L /\uq
zYep
V
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 ?FA:K0H?zl
$Ec;w~e
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 lu >>~vy6
oreS u;`$
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 =v_j u;C=
ss[8d%V
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 s 8tI_h
7.5G4
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 iw#luHcJ
V{"5)Ly?fu
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 'C [gcp
$)'{+1
工作，运输链工作速度允许误差为土5％。 97
1qr
9oaq%Sf
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 &o?pZ(\C
%o?fE4o'
原始数据 ^wX_@?aKtt
L JBoS]~
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 4TLh'?Xu9
wo*/{KFvh
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 D.HAp+lx
>_ 5D`^
运输带子的工作速度(m/s) 1.20 1.2 1..25 1.3 1.4 1.0 1.2 1.3 1.35 1.4 <cl$?].RE!
9
Iw+g]`y*
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 \>\w-ty[(
Pg`^EJ+
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 '8}\! i&
<
*XC`Ii
工作．运输带速度允许误差为 5％。 K46 mE
g'mk hF(
机械设计课程设计计算 >8 RIMW2
D 0( gEb
说明书 d 5Il0sG
wo?C 7,-x
设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 s&c^ Wr
x[)S3U J
目录 BkIvo W_
YN\
Q wV
1. 设计任务书....................................3 l ]%|w]i\
MY0W r%@#0
2. 系统传动方案分析与设计........................4 (Q\w4?ci
<1 hwXo
3. 电动机的选择..................................4 cW MZ w|t
)of_"gZ$3A
4. 传动装置总体设计..............................6 SBYRN##n_
u'=#~ '6
5. 传动零件的设计计算............................7 /a]+x L
z`TI<B
1） 圆锥齿轮的设计.................................7 PZ"xW0"-
eNXpRvY
2） 圆柱齿轮的设计.................................11 1Ce:<.99B
S;CT:kG6Y{
3） 链传动的设计计算........................... ...15 ~kYF/B2*
@w2}WX>
6. 轴系零件的设计计算............................17 [TNYPA> {
O *jNeYA
1） 轴一的设计.....................................17 C@KYg/nYw
Bw{W -&$o
2） 轴二的设计.....................................23 ^%\p; yhL
$bMeL7CN
3） 轴三的设计.....................................25 }}ogdq
@GGyiK@
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 S-v9z:M3
5Lue.U%a
8. 键联接的强度较核..............................27 >0512_J+
2Y$==j
9. 轴承的强度较核计算............................29 ] bRu8kn
u |#ruFR
10. 参考文献......................................35 U~7.aZHPx3
!vG._7lPp
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35 <nIU]}q
Th"7p:SE?
一、课程设计任务书 qHv W{0E
1AhL-Lj
1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） 5ptbz<Xv
QO|ODW+D
图一 :Z&ipd!yY
S~m* t i(
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％。 hf%W grO.
@^` -VF
3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200 c-gaK\u}j}
f0:)
运输链的工作速度(m/s)：0.8 #Xsby
!hJ%{.
运输链节距(mm)：60 j^LnHVHk1
;M}bQ88
运输链链轮齿数Z：10 aHb,4 wY
Ws(BouJ
二、系统传动方案分析与设计 f!1K GP
VeCp z[r
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。 :<nL9y jt
k ^+h >B-;
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。 .k[Ptx>
$BNn 1C8[
3. 系统总体方案图如图二： )Q9 J,
E4 JS
图二 ;m;wSp
t6LTGWs/_o
设计计算及说明 重要结果 RCoz;|c`P
Z^#7&Pv0
三、动力机的选择 > a^H7kp
l1YyZ ^Z
1.选择电动机的功率 mB_ba1r
t+66kB N
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:/(\
Qa"R?d fr
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW； =(zk-J<nY
(A"oMnjWd
Pw→工作机需要的输入功率，kW； _Z 9I ')
N[=nh)m7b
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即 A7ck-9dT/L
Vd|/]Zj
查[1]表1-7得： 联轴器效率η0=0.99； 8vnU!r
+)r o
EJ_
滚动轴承效率η2=0.98； Ik~5j(^E-
qOkw6jfluh
链传动效率η3=0.96； 6`%}s3Xq
~>)cY{wE_
圆锥齿轮效率η4=0.98； T*'5-WV|3t
4yjAi@ /2
圆柱齿轮效率η5=0.99； C $rZn%dp(
hZ$* s f
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 >oLM2VJ
mnG\UK,k
因此总效率 `/Z8mFs Y
- !7QH'
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 T* LbZ"A
%M~Ugv_4v
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 6V!yfps)
vO
<;Gnh~
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 bQ_i&t\yzB
*:)#'cenI
2.选择电动机的转速 XIf,#9
8+ `cv"
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。 qAkx52v6
^oaG.)3
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 , <g,xc )[
`[Kh[|
其中 为工作机的转速； 为各级传动的合理传动比范围。 cLJ|VD7
\:^$ZBQr<n
查[1]表13-2得，选择链传动的合理传动比i1=3； 7Nx@eoZ
])0&el3-
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5； b abDLaC@
+)Z,%\)Z
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4； Sd}fse
3^ wJ4=^
工作机（运输链轮）的转速 由运输链已知参数求得，即 k'
pu%nWN
"'s` ?
所以 >q4nQ/eP
=yfr{5}R
因此 aRj3TtFh
mqwN<:
3.选择电动机的类型 NS <lmWx+
Q8T4_p [-o
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。 90te Xxg=|
vg
*+>lbA
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。
9JP{F
c[J#Hc8;
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。 -mcLT@
Zo'lvOpyZ
四、传动装置总体设计 z{;W$SO
2
ml\ 7JW6Rx
1.计算总传动比及分配各级传动比 3p$ZHH.UP
H ~@aT7
传动装置的传动比要求应为 >8 VfijK
_U/etlDTO
式中， 为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。 i8u9 ~F
';zLh
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。 b< Pjmb+
u;1#eP\;
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。 ` hI1
c$@,*c
0n
2.计算传动装置的运动和动力参数 z[] AH#h
<N+l"Re#]
设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 OjyS
?YY)b
29x
"E$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 j3sUZg|d
s^js}9]p
1） 各轴转速计算如下 >-EoE;s
uqX"^dn4u
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。 (Q#ArMMORI
$(#o)r>_R
2)各轴功率 `[57U,v
a5]~%xdK
式中， 电动机轴的输出功率； 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率； 依次是电动机与Ⅰ轴，Ⅰ、Ⅱ轴，Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 Wb/@~!+i`
Qh?q 0VKU^
3） 各轴转矩 }# w>>{Q
//K]zu
电动机轴的输出转矩 7A3 e-51 >
=]U[
五、传动零件的设计计算 tJ2l_M^
KDg!Y(m{
1、直齿锥齿轮的设计 z8vF QO\I"
\`|,wLgH
1）设计已知：齿数比（传动比）u=2.4；小齿轮转速 输入功率P=3.96k W；传递的转矩T=26.26N?m。 7o0e j#
"c1vW<;
2）选择精度等级，材料，压力角及齿数： WNlWigwYl
T*|?]k
8@*
运输机是一般工作机械，速度不太高，故通过[2]表10-8选用7级精度（GB10095——88）。 AUzJ:([V
'00DUUa
对齿轮材料性能的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 （调质处理），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 .Uha %~%
&{ntx~ Eq
在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ，齿顶高系数 ，顶隙系数 ； >(:KEA
U>ob) -tl
初选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ； /0Zwgxt4?7
|44CD3A%
3） 按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即 6;[iX`LL
O_(J',++
a、 试选载荷系数 ；并选齿宽系数 ； LW ntZ .
3Mr)oM< Q
b、 小齿轮传递的转矩 ； 2$\Du9+
@ iao"&
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ； k3^S^Bv\
> *vI:MG8
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 nVs 0$?}
?6t uo:gP
；大齿轮的接触疲劳强度极限 ； J|,| *t
IBnJ6(.
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 b`18y cVME
xxiEL2"`>
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数
%|l *=v
.NwHr6/s*
f、 取失效概率为1/100，安全系数S=1，根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 mw?,oiT,)
} 3M\&}=8
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 \u",bMQF
khW3z*e#
h、 小齿轮分度圆周速度v YI&^j2
M6y: ze
i、 查[2]表10-2得使用系数 ； YX@[z
5*
YuLW]Q?v
根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数 ； =(.HO:#
ML Id3#Q
齿间载荷系数取 ； eUx|_*`
YadyRUE
由[2]表10-9查得轴承系数 ，则齿向载荷系数 m|=/ |Hm
#} e)*(
故载荷系数 ； ` ')3}
Be0P[v
j、 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a Jr\4x7a;`~
H.!M_aJH
模数 *jf
(TIU
FW=oP>f]w
4） 按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即 Jr
9\j3J{
pPeS4$Y
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； "aA z G+NM
&YqgMC
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； L[Tr"BW
uK3,V0 yz
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 n#bC ,
u@[D*c1!H
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 0alm/or
ndW? ?wiM
载荷系数K=2.742; &kYg
>X
<EJ}9` t
c) 分度圆锥角 ;易求得 ?
vk;b!
d, +d8X
因此,当量齿数 { p1#H`
?5jkb
根据[2]表10-5查得齿形系数 n\wO [l)
h]vA%VuE'E
应力校正系数 iS=} | 8"
>%'|@75K
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: I tp 7X
LF{d'jJ&K
结果显示大齿轮的数值要大些; -~]*)&
Da)9s %_4
ｅ、设计计算 DY0G ;L 3
/ wH ]OD{
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 Rco#?'
g} P.ksM
大齿轮齿数 ; f9X*bEl9;`
UIovv%7zZ
5) 其他几何尺寸的计算 V!a\:% #^Y
$IUT5Gia`
分度圆直径 .E"hsGH9h
%Nzg~ZPbmT
锥距 b P4R
aXhgzI5]
分度圆锥角 j#Bea ,
(7;}F~?h
齿顶圆直径 aOA;"jR1
: H0 +} =
齿根圆直径 o!gl
:izb
WENPS*0oS]
齿顶角 u -f_,],p
ZlUd^6|:3
齿根角 p4*VE5[?_+
tTX2>8Gmr
当量齿数 R<a7TkL4?
@s b\0 }
分度圆齿厚
sas;<yh
^8ZVB.Fv
齿宽 ggzg, ~V
w|O MT>.
6) 结构设计及零件图的绘制 AQDT6E:
c7[|x%~
小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. `h+ sSIko
Y?{L:4cRX
零件图见附图二. b$l@Z&[]
>RG
}u
2、直齿圆柱齿轮的设计 Uw8O"}U8
s oRt< 83
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 ； Pa 'g=-
=EA*h _"q9
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。 v2 T+I]I
9 r+]V=
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。 'j 'bhG
Mm;kB/ 1
4）材料及精度等级的选择 /EZF5_`bT
:,h47'0A
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&R~ I6^E
w4\b^iJ z
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。 5A g 4o
NuRxk eEO
5） 压力角和齿数的选择 %AwR 4"M
8$xd;+`y'
选用标准齿轮的压力角，即 。 AcqsX BKd
H~Xi;[{7
选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿 u? C!6?.\U/:c
<5%x3e"7u
取 。 0
XxU1w8\V
fI9 T zpV
6） 按齿面接触强度设计 _ z4c7_H3
}1 = V`N(
由[2]设计计算公式10-9a，即 7s+3^'
9lbe[w @
a. 试选载荷系数 ； b_ +dNoB
2Dgulx5kGZ
b. 计算小齿轮传递的转矩 ： >k )}R|tJ
uH!uSB 2
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ； DgQw `D)+
}pxMO? h$
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ； b+ bgGLo
;.>CDt-E]
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 。 UIPi<_Xa
xfZ.
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 ByqB4Hv2
-LI^ (_
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ； | #Z+s -
Ih oV80b
h. 计算接触疲劳许用应力: SEu1M}+E
sH(@X<{p
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 wQ-pIi{G
hfw$820y[
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, Z.TYi~d/9D
I-<U u 2
j. 计算圆周速度 <mN.6@*{
{=};<;_F
k. 计算齿宽b \ t4:(Jp 3
Z7> pz:,
l. 计算齿宽与齿高之比 ?"-% >y@w
v0W w~4|],
模数 6a$=m3ic
H <7r
齿高 vcm66J.14
O1!hSu&
所以 n3Uw6gLD
G>"=Af(t?Y
m. 计算载荷系数 QlT{8uw )
>.'rN>B+
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; UolsF-U }'
qbcaiU`-^"
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ;
@Tk5<B3
l`"i'P
由[2]表10-2查得使用系数 ; ?5@!r>i=<
%A_h!3f&
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 5A^$!q P
YhQ;>Ko
代入数据计算得 6_xPk`m
a ;@G
又 , ,查[2]图10-13得 N<XS-XB ,
KA^r,I w
故载荷系数 C(/{53G(
e\o>(is
ｎ、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 zX=K2tH
+Wgp~$o4
ｏ、计算模数m Z |l/6L8
e0 rh~@E
7) 按齿面弯曲强度设计 N HI(}Ea|]
=Rv!c +?
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 /XEt2,sI9
?4QX;s7
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 ； YS$42J_T
_p <]jt
b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 u Uy~$>V
mQ~0cwo)
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 bm` x;M^M
_o,Mji|
d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K k F,_o/Jc
LHJ}I5zv
e.查[2]表10-5得齿形系数 qpjG_G5/
s1"dd7&g'
f.计算大小齿轮的 ，并加以比较 SLGo/I*
>s*ZT%TF
小齿轮 b"J J3$D
2^3N[pM;
大齿轮 )7`2FLG
0 rge]w.X
结果是大齿轮的数值要大； #Cy9 E"lP
^/`W0kT
g.设计计算 l:'\3-2a
{`KRr:w
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。 vZ0K1UTEXY
r:xbs0
7
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 ； o$4xinK
; fOkR+
8） 其他几何尺寸的计算 VyF|d? b
/);S?7u .
分度圆直径 4ju=5D];
=e HoJq
中心距 ； Y<vHL<G
}I )%G w
齿轮宽度 ； agI"Kh]j?
v4$"{W;'
9）验算 圆周力 bx XNv^
3=@lJ?Ym
10）结构设计及零件图的绘制 . 5 s#JL
-% ,3qhsd
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。 /[<1D|f%
z\F#td{ r
3、链传动的设计计算 jeu|9{iTVu
KFuP gp
1.设计条件 Vs"1:gi&
$URL7hrh U
减速器输出端传递的功率 ; "R1>tw3)
/%F}vW (!
小链轮转速 g##yR/L
l>t0 H($
链传动比 ；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。 1*VArr6*6
7A=* 3
2.选择链轮齿数 [t}@>@W|
!yQ %^g`
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 。 ~'.SmXZs
=1SG^r p
3.确定链条链节数 Xus TU
Uv|?@zy#
初定中心距 ，则由[2]公式9-19得链节数 S}}L&
_
0n u& JQ
取 （节） JjC&
io
)?$zY5
4.确定链条的节距p RF|r@/S
ahmxbv3f=5
1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率 {y CE >F\
:|z.F+-/
2）由[2]图9-13按小链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧，可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 a<W.}0ZY
={k_
(8]
齿数系数 k >V~ iA
\; FE@
链长系数
e&\+o}S
} b/Xui9Q
由[2]表9-11查得多排链系数 ；故所需传递的功率为 bQ `|G(g-d
|e+r|i]
根据小链轮转速n及功率P，由[2]图9-13选链号为A12单排链；又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 ) /FEjo
IA3m.Vxj ^
5.确定链长L及中心距a 0qSf7"3f
3;<Vv*a"Dm
链长 6-t:eo9
*a2-Vte
由[2]公式9-20得理论中心距 JF6=0
m.b}A'GT
理论中心距 的减少量 ? \p,s-CR:
{ ;^GKb+
实际中心距 -E +LA
mhv ;pM6
可取 =772mm RemjiCE0'
h {/lW#[
6.验算链速V ZQI;b0C
4DV@-
这与原假设相符。 ,1e\}^
+ :;6kyM6X
7.作用在轴上的压轴力 gaC [%M
Oe YZLC(
有效圆周力 ` s|^
0 ~^l*
按水平布置取压轴力系数 ，那么 =EQaZ8k
n>L24rL
六、轴系零件的设计计算 (4Ha 'uqz
l " , X
1、轴三（减速器输出轴）的设计 QqCwyK0
+&*Ybbhb
（1）轴的转速及传递的功率和转矩： CSVL,(Uw
du>d ?
（2）求作用在轴齿轮上的力： |576 )
G @8wv J
在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm；因此齿轮上的圆周力 Rxl/)H[Lc"
=j^wa')
径向力 :P?zy| aBi
K0^Tg+U($p
其方向如图五所示。 5XF&yYWq
?O.'_YS
（3）初步确定轴的最小直径 >)8 <d3 m
;9)A+bD ]
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 Q4B(NYEu(
>7(7
查[2]表15-3取45钢的 ( yv)zg9
hpOK9
那么 :S=!]la0h
V1
{'d[E*
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。 CQh6;[ \:
A(T=
（4）轴的结构设计 m.&"D>
\t
Sp./*h\}
①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。 J"?jaa2~
,ek0)z.
图三 6>F1!Q
(AswV7aGe
②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 'da$i
ey ?pa T
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 。 Np>0c -S
5O]eD84B
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 m =qyPY
TSKR~3D#
；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸 ，故取 ； C sx
EN4
[9 ,34/i
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 。 4\iy{1{E,C
N7#,x9+E
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）。 Q|tzA10E
@X]J MicJ
图四 { 9|S,< 9
o0#zk
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 ^y2}C$1V
'=1@,Skj-
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。 n~'cKy )m
b0h >q $b
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 Tk:%YS;=
pL`)^BJ
根据轴端直径，参考[2]表15-2取轴端倒角为 ；各轴肩未注圆角半径为R1.6，如轴结构与装配图四。 91:TE8?Z
]:Sb#=,!&!
（5）求轴上的载荷 0wZAs G"Bg
*ez7Q
根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁，轴的支承跨度 ， ]6;oS-4gu?
x_OZdI
； ； & n9 srs
^k4 n
图五 ;`rz ]7,*
iuHs.k<z
从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中： 2hFOw I
y0\ = F
表一 L,* #
!y7w~UVs
载荷 水平面H 垂直面V Na{&aqdz
#r;uM+
支反力F * @[N~:z/
2X|nPhNi
弯矩M 0&2eiMKG?n
a.B<W9$`
总弯矩 Ahrtl6@AS
[J+]1hCZ|
扭矩T T=146.8Nm W=zp:6Z~
%nT &
（6）按弯扭组合校核轴的强度： z :p9&mi
W2 4n% Ps
根据[2]中公式15-5，即 X DAwE
SS"Z>talw
取 ，并计算抗弯截面系数 Ufv0Xj
D}L 4uz?
因此轴的计算应力 CV7%ud]E
n_1,-(t
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ，显然 /V
f L(
J ec<1|
，故安全。 A]AM |2 D
Aj "SSX!L
（7）精确校核轴的疲劳强度 A^@,Ha
~ Pi CA
①、判断危险截面 T[]ku n
&E$:^a4d
截面4，5，D，6，7，8只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩，及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故这些截面无需再做较核。 .8/W_iC92
<PTi>C8;r
截面C处虽然所受载荷最大，即应力最大，但应力集中并不大，因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端；截面2和3处都有因过盈配合，键槽及轴肩引起的应力集中，但截面2比截面3直径要小，故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 u,),kj<
VDC"tSQ
②、截面2左侧： m `H9^w%W
HQtUN tZ
抗弯截面系数 r:9H>4m
wm
s@1~I
抗扭截面系数 .aE %z/@s=
C^!ej"
截面2左侧的弯矩为 P<s:dH"
A3mS Sc6
扭矩为 l$eKV(CZ4
:j( D&?ao
截面上的弯曲应力 ;+4X< )y*>
wVY;)1?
扭转切应力为 ts~$'^K[-
Q5pm^X._j
轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得 ； u@$pOLI
qD/FxR-!
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 |,OTGZgc
.47tj`L
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 SWM6+i
p
e \ rb
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 jj*e.t:F
et0yS%7+?@
由[2]附图3-2得尺寸系数 ；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ； rkC6 -9V
'ktWKW$
D
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ； rC FTch"
\J?5K l[*c
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 _HkB+D0v
b=j]tb,
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 @dp1bkU
um $ K^
③、截面2右侧： NK0hT,_
BdZO$ALXL
抗弯截面系数 -(YdK8
a?QDf5C q
抗扭截面系数 w=S7zzL)
Ro oem dCM
截面2右侧的弯矩为 MX#MDA-4
$>mTPNF
扭矩为 ;Z( ~;D
4yu ^cix(
截面上的弯曲应力 ;
(;J
J((.zLvz
扭转切应力为 , "! P{c
1GL@t?S
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出，取 ；于是得 (G:K?o)
Ug|o ($CY
表面质量系数 ； <r{ )*]#l
YOHYXhc{S
故综合影响系数为 "x$RTuWA9
|
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