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    [求助]求链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器的课程设计 [复制链接]

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    离线450351686
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    只看该作者 10楼 发表于: 2008-11-20
    我也要啊 C0[U}Y/r2  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com m[xl) /e  
    谢谢啦
    离线b3115321
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    只看该作者 11楼 发表于: 2008-12-22
    woyexiangyao
    离线hubowen
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    只看该作者 12楼 发表于: 2008-12-24
    xuyao a  
    离线szh8349845
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    只看该作者 13楼 发表于: 2009-01-07
    51541651
    离线豆豆瓜皮
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    只看该作者 14楼 发表于: 2009-05-31
    我也需要啊,675714396@qq.com C/Q20  
    很感谢
    离线tian1986
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    只看该作者 15楼 发表于: 2009-06-08
    我也要啊
    离线359974973
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    只看该作者 16楼 发表于: 2009-11-27
    借借用……
    离线zyh_feng
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    只看该作者 17楼 发表于: 2009-12-08
    机械资源里有
    离线liyangcomeon
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    只看该作者 18楼 发表于: 2009-12-29
    回 楼主(waitwuyi) 的帖子
    就是啊,快啊,急,谢谢啊
    离线liyangcomeon
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    只看该作者 19楼 发表于: 2009-12-29
    回 楼主(waitwuyi) 的帖子
    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 OH>Gc-V  
    W>!:K^8]  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 Q3i\`-kbb  
    O\Y*s  
    原始数据 -l}"DP _  
    O+mEE>:w%  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 TqN@l\  
    jl}9R]Y_2  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 c86?-u')  
    }0<2n~3P  
    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 }8 ;,2E*z  
    "a;$uW@.6  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 XPrnQJ  
    vxf09v{-  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 U^[AW$WzU  
    c[,Rh f  
      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 fCu;n%   
    5+{oQs_  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 j8Q_s/n  
    6miXaAA8  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 Tr>_R%bK  
    < `;Mf>V  
    原始数据 y)|d`qC\  
    GBZu<t/  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 j@nK6`d+1  
    rg[#(  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 VXk[p  
    )/!HI0TU  
    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 3`D*AFQc  
    roriNr/ e  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 }t(5n$go6  
    $[HCetaqV  
      工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 ]7,0>  
    1:7 fV@jw  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 p:tp |/  
    N 49{J~  
    机械设计课程设计计算 l(QntP  
    %t* 9sh  
    说明书 pIrL7Pb0  
    7^.g\Kt?  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 c<q33dZ!*  
    R'F\9eyA  
    目录 6C"${}S F`  
    V?T&>s  
    1.     设计任务书....................................3 3`3my=   
    Su@V5yz  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 fi'zk  
    to_dNJbv  
    3.     电动机的选择..................................4 V@z/%=PJ  
    .j)DE}[q>  
    4.     传动装置总体设计..............................6 /3Y"F"`M.  
    kG4])qxC'  
    5.     传动零件的设计计算............................7 (G{:O   
    @~=d4Wj6  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 :Eg4^,QX  
    l9%ckC*q  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 l:~ >P[  
    d@ZXCiA},  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 {6)H.vpP  
    W>CG;x{  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 %dd B$(  
    R4[|f0l}s  
    1)     轴一的设计.....................................17 xOxyz6B\  
    >Wd=+$!I  
    2)     轴二的设计.....................................23 FgP{  
    1D"EF  
    3)     轴三的设计.....................................25 e9k$5ps  
    8v^AVg  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 l,QO+ >)z  
    ?ODBW/{[G  
    8.     键联接的强度较核..............................27 @&E7Pg5  
    |ns9ziTDI  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 DoeE=X*`k  
    }lx'NY~(W  
    10.     参考文献......................................35 >6(e6/C-9  
    rc{F17~vX  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 KAT^vbR  
    IQ~EL';<w  
    一、课程设计任务书 f0{ tBD!%  
    4kNSF  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) i94)DWZ^  
    i#U_g:~wC  
                          图一 '<C#"2  
    sPX~>8}|VP  
    2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 S U P  
    S: g 2V  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 FePWr7Ze  
    @G>&Gu;5  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 'Hq#9?<2M  
    2DBFY1[Pk  
    运输链节距(mm):60 ]A_A4=[w  
    S }G3ha  
    运输链链轮齿数Z:10 bFIv}c+;  
    F n*+uk  
    二、系统传动方案分析与设计 @7Nc*-SM  
    VpM(}QHd  
    1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 3)dtl!VMW[  
    +227SPLd  
    2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 &nn+X%m9g  
    "SwM%j  
    3. 系统总体方案图如图二: TGG-rA6@Lx  
    PrEfJ?  
                        图二 n#5pd;!n  
    +oa>k 0  
    设计计算及说明     重要结果 }~NWOJ3;  
    RjHKFB2  
    三、动力机的选择 z 2Ao6*%  
    % ELf 7~  
    1.选择电动机的功率 8&y3oxA,  
    >56;M7b(K  
    标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 ]K>x:vMKH  
    j2!^iGS}  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; Z7?- c  
    Dj{t[z]$k  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; n0@\x=9  
    5sF?0P;ln  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 TSYe ~)I  
    @arMg2"o  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               vM /D7YS:  
    k/#321Z  
    滚动轴承效率η2=0.98; F,$ypGr  
    #-FfyxQ8ai  
      链传动效率η3=0.96; h*zHmkFR  
    2/G`ej!*  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; zF=E5TL-,4  
    )XL}u4X  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; Z^vcODeC$  
    =5X(RGK  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 0RGSv!w  
    wfF0+T+IA  
    因此总效率 Mhj.3nN  
    D4CiB"g3*  
    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 3SWO_  
    _,9/g^<  
    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   5"&{Egc_  
     Wfyap)y  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 3eS *U`_  
    xs3t~o3y  
    2.选择电动机的转速   Lr`G. e  
    Ax;i;<md  
    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。 3a]Omuu|=  
    ax+P) yz  
    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 , vL:tuEE3  
    FYu=e?L  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 )\r;|DN  
    Oe*+pReSD  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; ^qlfdf  
    A#B6]j)  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; $s-HG[lX[  
    $Sfx0?'  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; .V:H~  
    qdeS*r p\  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 #4<Rs|K  
    F( Iq8DV  
    所以   b!Z-HL6  
    ;/phZ$l  
    因此 `CXAE0Fx  
    tag~SG`ov  
    3.选择电动机的类型 w\z6-qa  
    ]B"YW_.x2  
    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。 4-:TQp(  
    4uG:*0{Yx  
    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。 J3B]JttU  
    !(EJ.|LH  
    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。 h5?yrti  
    T]tG,W1>i  
    四、传动装置总体设计 dkRG4 )~g  
    L:g!f  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 _jW}p-j  
    ch%-Cg~%  
    传动装置的传动比要求应为 !wttKUO?  
    s-He  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 1$g]&'  
    iX{Lc+u3  
    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。 ['SZe0  
    i YJzSVO  
    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。 {)QSxO  
    $0MP*TFWa  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 ^&W(|R-,J&  
    n^Qt !~  
    设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 k2xOu9ncEj  
    6_# >s1`R  
    该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 : _>/Yd7-&  
    Q( C\X  
    1)     各轴转速计算如下 K)AJx"  
    =2z9Aq{  
    式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 :Sx!jx>W  
    D e>'  
        2)各轴功率 >~kSe=Hsb4  
    4$=Dq$4z  
    式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 VHJ-v!  
    os]P6TFFX?  
    3)     各轴转矩 Rmrv@.dr!  
    Olg@ Ri  
    电动机轴的输出转矩 { L(Q|bB  
    J0e~s  
    五、传动零件的设计计算 ,rB"ag !  
    M8 E8r  
    1、直齿锥齿轮的设计 "`Q.z~  
    <MlRy%3Z  
    1)设计已知:齿数比(传动比)u=2.4;小齿轮转速 输入功率P=3.96k     W;传递的转矩T=26.26N?m。 2sJj -3J  
    IQFt4{aK3  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: S?bG U8R5  
    CV~\xYY  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 S0_#h)  
    5y. n  
    对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 h]rF2 B  
    H*DWDJxmV  
        在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; mr+J#  
    HCh;Xi  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; f#RI&I\  
    Xj/U~  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 %=:*yf>}  
    8:%=@p>$  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; qV%t[>  
    +X4O.6Mn  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; Hz}6XS@  
    l:O6`2Z  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; 17Q1Xa  
    V[R33NYG  
    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 u.wm;eK[  
    1sL#XB$@N  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; '2u(fLq3h  
    bqwQi>^Cw  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 (o/HLmr@Y  
    c5K@<=?,E  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 } PD]e*z{Z  
    WKf->W  
    f、     取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 ;- D1n  
    +?[ ,y  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 ffuV158a&  
    -_bHLoI  
    h、     小齿轮分度圆周速度v (vCMff/ Y1  
    c?qg i"kS  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; M <oy  
    ,?"cKdiZ  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; *xEcX6ZHX  
    ^`Tns6u>  
      齿间载荷系数取 ; o2 =UUD&  
     D(}w$hi8  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 ;2||g8'  
    z~TG~_s  
      故载荷系数 ; {*VCR  
    :` >|N|i  
    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 sd;J(<Ofh  
    {shf\pm!o  
    模数     > uS?Nz5/  
    L&wJ-}'l  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 LRO'o{4$E  
    MTZbRi6z  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; <}~`YU>=v  
    FgILQ"+  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; p`// *gl  
    *B 7+rd  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 *Mf;  
    -aCtk$3  
    b)     去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 f\sxx!kt  
    GE`:bC3  
    载荷系数K=2.742; 6fvzTd},  
    J:  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 (VYY-%N`  
    vkdU6CZO  
    因此,当量齿数 !r:X`~\a  
    x!klnpGp  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 jk-hIl&  
    ^h+,Kn0@  
    应力校正系数   OR[6pr@  
    N&`VMEB)k  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: c@RMy$RTF  
    Kq}/`P  
    结果显示大齿轮的数值要大些; i6R2R8  
    %T]NM3|U  
    e、设计计算 mQmn&:R  
    J/3qJst  
    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 pkjf5DWp  
    82% ~WQnS  
    大齿轮齿数   ; FLI\SF<  
    > Y <in/  
    5) 其他几何尺寸的计算 |zD{]y?S-  
    1JIL6w_  
    分度圆直径   %(a<(3r  
    QUL^]6$  
    锥距       ^6!C":f  
    4`F(RweGx  
    分度圆锥角   `Tt}:9/3  
     %Gp%l  
    齿顶圆直径   1iq,Gd-G.  
    v.,|#}0 o  
    齿根圆直径   qms+s~oA  
    QFOmnbJg  
    齿顶角        6e,|HV  
    :34#z.O  
    齿根角     rQ|^H Nj  
    uP<w rlW  
    当量齿数     L(a&,cdh  
    Js7(TFQE  
    分度圆齿厚   74YMFI   
    }} cz95  
    齿宽       q[4{Xh  
    pKDP1S# <  
    6) 结构设计及零件图的绘制 !g}?x3  
    7Iu^ l4=2  
    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. =;DmD?nZ  
    BrYU*aPW;  
    零件图见附图二. SH>L3@Za  
    xW@y=l Cu  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 7'wt/9  
    DDkH`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 ; n:JWu0,h  
    ;h[p "  
    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。 3`PPTG  
    `f.okqBAh  
        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。 XMb]&VvH  
    xU$A/!oK  
        4)材料及精度等级的选择 N6wea]  
    IC&xL9  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 L[\m{gN  
    ?sQOz[ig;  
    由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 Y<('G5A  
    b%`^KEvwfo  
    5)     压力角和齿数的选择 X`km\\*  
    MhMY"bx8  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 _t<&#D~  
    +2%ih !  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? z-<091,  
    i0`<`qSQh  
    取 。 y<7C!E#b8  
    \7W>3  
    6)     按齿面接触强度设计 z3!j>X_w  
    +a$'<GvP  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 m0xL'g6F  
    r':wq   
    a.     试选载荷系数 ; RlH|G  
    DG& ({vy  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : ^z&eD,  
    S~BBBD  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; v~|~&Dwq  
    #+)AIf  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; nY(>|!  
    E6"+\-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 。 [?rK9I&  
    @tQu3Rq@  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 I9S=VFhZ`  
    8U,VpuQ:  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; Rf*we+  
    u{#}Lo>B #  
    h.     计算接触疲劳许用应力: 0V*B3V<  
    zrt\] h+  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 E'3=qTbiD  
    /Y=Cg%+  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, +ZH-'l  
    j8k5B"  
    j.     计算圆周速度 V<X[>C'  
    oNW.-gNT  
    k.     计算齿宽b Y ,1ZvUOB  
    uTsxSkHb/  
    l.     计算齿宽与齿高之比 }yQ&[Mt  
    K9{3,!1  
    模数     ra87~kj<  
    q-7C7q  
    齿高     5^kLNNum  
    ;bz|)[4/  
    所以     UC3&:aQ!  
    f3,qDbQyJ  
    m.     计算载荷系数 ?`9XFE~a!  
    -D=J/5L#5  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ;  Y j[M>v  
    _+c' z  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; Hzm<KQ g  
    M  ::  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; 2~`lvx  
    GnAG'.t-Z  
    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     'G] P09`*)  
    /j7e q  
    代入数据计算得   X<:B"rPuK  
    isU7nlc!  
    又 , ,查[2]图10-13得 -cDS+ *[  
    z1dSZ0NoA  
    故载荷系数 h%4aL38  
    Ej_>*^b  
    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 }sy^ed  
    O|Sbe%[*wW  
    o、计算模数m !H)$_d \uj  
    |3LD"!rEx  
    7) 按齿面弯曲强度设计 0.pZlv  
    AN193o   
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 }j+Af["W?  
    r4YiXss  
    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 ; " V[=U13  
    BZJ\tPSR  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 ko-3`hX`  
    "0*yD[2  
    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 QR+xPY~  
    ;2#9q9(  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K <x!q! ;  
    % w\   
    e.查[2]表10-5得齿形系数 WdWMZh  
    Zr(4Q9fDo  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 x3>ZO.Q  
    $Cgl$A  
    小齿轮   [Sr^CY P(  
    `}r)0,Z}3  
    大齿轮 5taR[ukM  
    UWW^g@d4  
        结果是大齿轮的数值要大; N F$k~r  
    Ob~7w[n3  
      g.设计计算 \T'.b93~B  
    -1_WE/Ps  
    结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 r|MBkpcvp  
    &nV/XLpG  
          按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; gg0rkg  
    uI9eUO  
    8)     其他几何尺寸的计算 #r|qi tL3  
    ^l:~r2  
    分度圆直径     Ir\P[A  
    ]Cc3}+(s  
    中心距       ; bmOK 8  
    bIWSNNV0F  
    齿轮宽度     ; @Ojbu@A  
    vh$If0  
    9)验算     圆周力 6%a9%Is!O  
    N&uRL_X .  
      10)结构设计及零件图的绘制 '^n,)oA/G  
    &ir|2"HV  
        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。 sck.2-f"  
    HUFm@?  
    3、链传动的设计计算 0$qK: ze  
    tP:ER  
        1.设计条件 -k?K|w*X  
    SHc?C&^S  
        减速器输出端传递的功率 Zg*XbX  
    S.zY0  
        小链轮转速 XtZeT~/7RT  
    q)l1tC72  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 *| 9:  
    h S 9^Bi  
        2.选择链轮齿数 E5$Fhc   
    /;5/7Bvj  
        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 。 */APe #  
    uv&4 A,h  
        3.确定链条链节数 s$JO3-)  
    w)XnMyD(P  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 _ea|E  8  
    HEk{!Y  
                  取 (节) .MS41 E!  
    :anR/  
        4.确定链条的节距p Hmx Y{KB  
    h:AB`E1  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 ?{;7\1 [4  
    *=}\cw\A  
        2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 dC/@OV)0#  
    OJ1MV7&  
    齿数系数 RhWW61!"  
    arc{:u.K  
    链长系数       ":_~(?1+  
    cX#U_U~d  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 =3Ohy,5L  
     \62!{  
    根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 Hva/C{Y  
    "?G?G'yK>  
        5.确定链长L及中心距a >x1yFwX}-f  
    (j-_iOQ]i+  
        链长 eUKl(  
    FOAXm4"  
    由[2]公式9-20得理论中心距 zGwM# -  
    YCq:]  
    理论中心距 的减少量 n#5S-z1KNw  
    xnDst9%  
    实际中心距 Ae;mU[MK/  
    ]G~Z'fs<(  
    可取 =772mm z~th{4#E ;  
    `|<? sjY  
          6.验算链速V 1pz-jo,2'  
    & h\!#X0  
    这与原假设相符。 ( e#f  
    X G E.*aI  
          7.作用在轴上的压轴力 Ri>ZupQ6  
    &Z(6i}f,Gp  
    有效圆周力 as(Zb*PdH  
    8 q>  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 eVzZfB-=4}  
    :_h#A }8Xd  
    六、轴系零件的设计计算 3a'#Z4Z-  
    ?ph>:M  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 1/v#Z#3[  
    (3Z;c_N  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: m:c0S8#:  
    3U'l'H,  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: }1 j'  
    ?z0W1a  
    在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 <b?$-Rx  
    buDz]ec b  
    径向力       V@nZ_.  
    d(K}v\3!  
    其方向如图五所示。 TUARYJ6=  
    BDCyeC,Q3  
      (3)初步确定轴的最小直径 "y60YYn-#J  
    - LB}=  
    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 WtC&Qyuq  
    R+El/ya:6  
    查[2]表15-3取45钢的 +~sqv?8  
    6m@B.+1  
    那么       XRTiC #6  
     F##xVmR~  
    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。 W![~"7?   
    . I."q  
      (4)轴的结构设计 MpTOC&NG%s  
    B=%x#em  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 j.[W] EfL~  
    ^b4i9n,t1  
                    图三 0lOR.}]q  
    tO?-@Qf/9<  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 -`NzBuV$2,  
    dK4w$~j{k  
        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 。 q8HnPXV  
    [ P,gEYk  
        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^,av^lg^  
    @1i<=r  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; Cu_-QE  
    IG:2<G  
    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 。 6  $`l  
    UY .-Qt  
    d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求,取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm,则 (参看图四)。 Xc4zUEO9  
    IZGRQmi"  
                    图四 4K 8(H9(  
    U\!9dhx  
    e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm,锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm(参看图一),考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知深沟球轴承的宽度B=25mm,大锥齿轮轮长 ,那么 s5V|.R  
    z|t2;j[  
    ③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 7-0j8$`  
    Zy.3yQM9i  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 TM|PwY  
    q,> C^p|2b  
    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。 9aX!<Z  
    6Kw?  
    (5)求轴上的载荷 dK;ebg9|  
    s< Fp17  
    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 , /x4L,UJ= P  
    SbQ:vAE*ho  
    ; ; !R@jbM  
    'ka$@,s:  
    图五 wEN[o18{  
    CNhLp#  
    从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: 3w"_Onwk  
    i|xz  
                    表一 bnPhhsR  
    F)Z9Qlo  
    载荷     水平面H     垂直面V oKH+Q6S:  
    Z$B%V t  
    支反力F       PIdGis5G  
    !R gj'{  
    弯矩M        Pa?{}A  
    -%Rbd0gVH\  
    总弯矩       9p1@Lfbj  
    '&2-{Y [!  
    扭矩T     T=146.8Nm `m #i|8  
    %;|dEY  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: %$'fq*8b  
    REh\WgV!u  
    根据[2]中公式15-5,即 SBdd_Fn  
    f0R+Mz8{  
    取 ,并计算抗弯截面系数 `C$QR 8  
    EWY'E;0@5  
    因此轴的计算应力 J1Az+m  
    NqveL<r`  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 JT~Dr KI_  
    3(nnN[?N,5  
    ,故安全。 ]EUQMyR  
    cd=K=P}p  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 .g?D3$|K  
    0Wc_m;  
    ①、判断危险截面 mNEh\4ai  
    e Qk5:{[  
    截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 !w@i,zqu  
    C\vOxBAB  
    截面C处虽然所受载荷最大,即应力最大,但应力集中并不大,因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端;截面2和3处都有因过盈配合,键槽及轴肩引起的应力集中,但截面2比截面3直径要小,故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 g \ou+M#  
    ZHlHnUo  
    ②、截面2左侧: )heHERbJ  
    4%|r$E/TQ  
    抗弯截面系数     71ab&V il  
    y y[Y=  
    抗扭截面系数     3N|6?'m  
    *-uzsq.W  
    截面2左侧的弯矩为 @1<VvW=  
    Aa]3jev  
    扭矩为         :z *jl'L  
    z#rp8-HUDS  
    截面上的弯曲应力   M4CC&?6\  
    [7g-M/jvY  
    扭转切应力为     *OIBMx#qxn  
    L6;'V5Mg72  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; ^4'!B +}F  
    Qw }1mRv  
    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 y$_]}<b  
    ^]~!:Ej0  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 <`NsX 6t  
    8OO[Le]1  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 25j\p{*  
    ZLPj1L  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; l4(FM}0X5}  
    4HX;9HPHE<  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; 412E7   
    ^U96p0H"T  
    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     Df:/r%  
    zK{}   
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 o;#8=q  
    t5u#[*  
    ③、截面2右侧: ='_3qn.  
    $bfmsCcHL  
    抗弯截面系数     T:9M|mD  
    [TFp2B~)#  
    抗扭截面系数     vts"  
    ;Ru[^p.{  
    截面2右侧的弯矩为 m/(/!MVy  
    hY !>>  
    扭矩为         W:6#0b"_#  
    %+;l|Z{Uf  
    截面上的弯曲应力    6pfkv2.}  
    64`l?F  
    扭转切应力为     v\qyDZVV  
    ! hEZV&y  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 "a33m:]J  
    [McqwU/Q  
    表面质量系数 ; U>m{B|H  
    ,dw\y/dn  
    故综合影响系数为 Ggst s