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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 Gc;{\VU  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com Rn I&8  
    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 G]i/nB  
    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 .dQQoyR+O  
    :WL'cJ9a  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 :!b'Vk  
    {0^&SI"5`E  
    原始数据 3?Pn6J{O  
    ,gOOiB }  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 !M]\I&  
    [$"n^5_~  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 J6G(_(d  
    F^LZeF[#t  
    运输链的工作速度(m/s)     1.00     0.8     0.9     0.95     0.84     0.78     0.9     0.8     0.95     0.85 P(73!DT+  
    .]7Qu;L  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 ?Ovqp-sw  
    S'B|>!z@  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 q)vplV1A  
    Nn"+w|v[ev  
      工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 {aJJ `t  
    qt^T6+faaQ  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 | j a-  
    'ao"9-c  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 cEd+MCN  
    w MP  
    原始数据 y>|{YWbp?  
    !G}+E2fDA  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 `z )N,fF  
    FH%GIi  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 \$OF1i@  
    zyg  }F  
    运输带子的工作速度(m/s)     1.20     1.2     1..25     1.3     1.4     1.0     1.2     1.3     1.35     1.4 b2=0}~LK  
    { e5/+W  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 ,qrQ"r9  
    9Xo[(h)5d  
      工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 *[R eb %  
    V{&rQ@{W  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 Css l{B  
    N**g]T 0`  
    机械设计课程设计计算 pOkLb #  
    R$Tp8G>j  
    说明书 3y~r72J  
    P?]aWJ  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 MqA`yvQm  
    [wB9s{CX  
    目录 "y<?Q}1  
    d k<XzO~g  
    1.     设计任务书....................................3 Q\,o :ZU_  
    -}6xoF?  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 i^!ez5z  
    V$rlA' +1v  
    3.     电动机的选择..................................4 )& <=.q  
    iTg;7~1pY  
    4.     传动装置总体设计..............................6 ~E^,=4  
    N#_GJSG_|  
    5.     传动零件的设计计算............................7 5rV( (  
    ulJX1I=|p  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 \Ro^*4B  
    R?EASc!b  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 yj(vkifEB  
    b4""|P?L  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 "A)( "  
    S$^ RbI  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 `[YngYw  
    1I}b|6 `  
    1)     轴一的设计.....................................17 )CS.F=  
    eV cANP  
    2)     轴二的设计.....................................23 %D`,k*X  
    LR,7,DH$9'  
    3)     轴三的设计.....................................25 e%>b+ Sv  
    CCGV~e+  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 [|3>MZ2/  
    ;|cTHGxbE  
    8.     键联接的强度较核..............................27 ^U8r0]9  
    9r2IuS0  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 :p4"IeKs  
    x)_@9ldYv  
    10.     参考文献......................................35  X}6#II  
    B,(Heg  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 .~gl19#:T  
    <d7V<&@o=  
    一、课程设计任务书 **[Z^$)u(  
    (:+>#V)pZ  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) kV Rn`n0  
    ^-M^gYBR  
                          图一 p=QYc)3F  
    Ih[+K#t+E  
    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%。 Bfv.$u00p  
    J%]D%2vnk`  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 'iLH `WE  
    8%~t  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 BD#.-xWV  
    te4= S  
    运输链节距(mm):60 '~wpP=<yyF  
    -NBiW6b~  
    运输链链轮齿数Z:10 vG2b:[W  
    GW2')}g  
    二、系统传动方案分析与设计 U~2`P  
    #m8sK(#lo  
    1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 yO>V/5`  
    gK3Mms]}m  
    2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 "MiD8wX-  
    XL}<1- }  
    3. 系统总体方案图如图二: fH8!YQG8$  
    Gr(|Ra .  
                        图二 uC]Z8&+obb  
    g9my=gY  
    设计计算及说明     重要结果 ELh3 ^  
    n`;R pr&  
    三、动力机的选择 i3 )xX@3  
    W%!@QY;E(  
    1.选择电动机的功率 }o9Aa0$*$  
    tO.$+4a  
    标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 <V_7|)'/A  
    RwTzz] M  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; } IlP:  
    Z#Lx_*p]Q  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; J%dJw}  
    S9Yt1qb  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 px9>:t[P  
    f3 ]  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               Z]-WFU_ N  
    b5e@oIK  
    滚动轴承效率η2=0.98; Dr"/3xm  
    04 y!\  
      链传动效率η3=0.96; RFG$X-.e  
    -'C!"\%  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; a]VGUW-  
    ]X" / yAn  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; amB@N6*  
    }BN\/;<A  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 _qTpy)+  
    {&nV4c$v  
    因此总效率 Qp!Y.YnPd_  
    Xi~9&ed#$i  
    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 ~/`X*n&  
    {:Vf0Mhb  
    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   ,sb1"^Wc  
    S]yvMj_?  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 }#aKFcvg  
    i@$-0%,  
    2.选择电动机的转速   qiNliJ>40E  
    c d%hW  
    电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 Gm&2R4)EP  
    xtJAMo>g  
    按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , Sa}D.SBg  
    s[-]cHQ  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 1-$P0  
    -fux2?8M  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; .k]#XoE  
    YhgUCF#  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; v"k 4ATWP  
    9oq)X[  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; La}o(7 =s  
    &`PbO  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 C.E[6$oVc  
    B/Ba5z"r$  
    所以   ~R!gJTO9  
    uiK:*[  
    因此 Jn,w)Els  
    {aJz. `u\  
    3.选择电动机的类型 %vc'{`P  
    j<$R4A 1  
    选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 <R~KM=rL  
    *tAqt2{48  
    通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 FT_k^CC  
    ]hUKuef  
    查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 )@c3##Zp)  
    .cw=*<zeg  
    四、传动装置总体设计 B&nw#saz.  
    qP`?M\!O  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 ;qT5faKB3J  
    ' C6:e?R  
    传动装置的传动比要求应为 i;HH ! TaN  
    4(iS-8{J  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 u<q)SQ1  
    g*r/u;  
    各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 Isp_U5M  
    ]n1D1  
    综合考虑各项因素,查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3;圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5;圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 X)NWX9^;'  
    /'NUZ9  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 K-<n`zg3  
    0nT%Slbih  
    设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 dp< au A  
    &U0WkW   
    该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 s'AQUUrb <  
    L)G">T;  
    1)     各轴转速计算如下 wL'C1Vr  
    *lY+Yy(  
    式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 k7b(QADqUU  
    d'q;+ jnP  
        2)各轴功率 "DzG Bu\  
    [Z% l.  
    式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 :28@J?jjO  
    T/5nu?v  
    3)     各轴转矩 m^c%]5$  
    }*OD M6  
    电动机轴的输出转矩 j>V"hf  
    AYYRxhv_,  
    五、传动零件的设计计算 9`,,%vdj  
    r"1A`89  
    1、直齿锥齿轮的设计 ]t7ClT)n!  
    _dY:)%[]  
    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。 Cea"qNq=k  
    6e&g$ R v  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: yvS^2+jW  
    i~ROQMN1  
    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)。 3lyQn "  
    _=)!xnYf  
    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。 {Wr\D Vp  
    KdS eCeddW  
        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 ; h FDze  
    6O%=G3I  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; )ZviS.  
    [6tR&D #K  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 M$gvq:}kt  
    0\QYf0o   
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; enWF7`  
    kaV%0Of]  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; .!!79 6hS  
    5~*=#v:`  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; %{=4Fa(Jux  
    M3)v-"  
    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 EP/&m|o|G  
    +|)zwe  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; @_G` Ok4  
    Mi_[9ku>%  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 a\.//?  
    'et(:}i  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 VvzPQk  
    $Gr4sh!cE  
    f、     取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 cvn-*Sj  
    DIL)7K4  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 BW+qp3k\  
    `>dIF.  
    h、     小齿轮分度圆周速度v tbL1g{Dz,  
    ;>cLbjD  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; /IrKpmbq  
    5ENov!$H  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; +k# mvPq  
    pq%t@j(X  
      齿间载荷系数取 ; M|$H+e } :  
    o:p{^D@#k  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 E `?S!*jm  
     ]v/t8`  
      故载荷系数 ; =]8f"wAh*  
    hB?U5J  
    j、     按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a :d, >d  
    l!xgtP K  
    模数     bWhJ^L D  
    +#&el//  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 ke{DFq h  
    :-W$PIBe  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; >\N$>"~a  
    [N'r3  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; H&"_}  
    H@VBP Q}Q  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 $Ui]hA-:?y  
    ]W89.><%14  
    b)     去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 \"<GL;  
    7Y|Wy Oq  
    载荷系数K=2.742; +H5 jRw  
    tyBg7dP  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 m-Mhf;  
    PQr#G JG7  
    因此,当量齿数 &lOXi?&"  
    V>~*]N^f  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 G <}7vF  
    3hp tP  
    应力校正系数   t!+%g) @  
    d!a2[2Us  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: tSw~_s_V  
    Th I  
    结果显示大齿轮的数值要大些; 8' WLm  
    P,s)2s'nZ  
    e、设计计算 {Tjtj@-  
    d#M?lS>  
    为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 4AG&z,[  
    5d!z<{`  
    大齿轮齿数   ; v= 8~ZDY  
    :$)aMEq  
    5) 其他几何尺寸的计算 ;NvhL|R  
    dNS9<8JX  
    分度圆直径   M[&.kH  
    RQ_#rYmT  
    锥距       A `H]q5d  
    1{Sx V  
    分度圆锥角   \Ho#[k=y*/  
    SO8|]Fk  
    齿顶圆直径   d- _93  
    3oNt]2w/'  
    齿根圆直径   /eI,]CB'z  
    Jf8'N ot  
    齿顶角       o9(#KC?3  
    '<U[;H9\  
    齿根角     .*clY  
    (\AszLW  
    当量齿数     {BwN4r46  
    pB{ f-M:D  
    分度圆齿厚   PT= 2LZ  
    Qcy+ {j]  
    齿宽       _^,[wD  
    _cnrGi}T  
    6) 结构设计及零件图的绘制 kB!M[[t  
    J>&dWKM3  
    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. u]+ +&~i  
    +&@l{x(,  
    零件图见附图二. yp7,^l  
    wMR[*I/  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 NJz*N%VWD  
    ]mDsUZf<  
        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 ; EJ[iOYx  
    q@=#`746e  
    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。 9Y*VzQE  
    Mz#S5 s  
        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。 Zzzi\5&gU  
    {pi67"mYp  
        4)材料及精度等级的选择 gJ}'O4*b  
    u9[w~U#  
    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)。 @a{v>)  
    N'W >pU  
    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。 Ts?>"@  
    -a#AE|`  
    5)     压力角和齿数的选择 #)c;i<Q3S  
    U#^:f7-$.  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 aWi]t'_  
    %PNm7s4x2  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? R;I-IZS:  
    '3kL=(  
    取 。 iH -x  
    (]# JpQ  
    6)     按齿面接触强度设计 A_$Mt~qKi^  
    0.,&B5)  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 & ;x1Rx  
    XVK[p=cIL  
    a.     试选载荷系数 ; X+G*Q}5  
    4pHPf<6  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : &-. eu  
    b J5z??  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; `oI/;&  
    XdXS^QA .s  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; b`%e{99\  
    Q $,kB<M  
    e.     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限  ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 ROiX =i  
    x>/@Z6Wxz  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 V,%5 hl'&  
    {?M*ZRO'  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; Hw-oh?=  
    k*+ZLrT  
    h.     计算接触疲劳许用应力: o+WrIAR  
    KPvYq?F>4  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 fP4IOlHkE  
    Zvw3C%In  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, XhkL)) FcG  
    dg@/HLZ  
    j.     计算圆周速度 YedipYG9;  
    Gb)iB  
    k.     计算齿宽b > ]N0w  
    wEn&zZjx  
    l.     计算齿宽与齿高之比 [==Z1Q;=  
    gKH"f%lK  
    模数     %3B>1h9N  
    _|#|mb4Fe  
    齿高     * =N 6_  
    7)X&fV6<8  
    所以     bI0+J)  
    ]cY'6'}Hz  
    m.     计算载荷系数 w9h5f  
    "4- Nnm  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; "k@/Z7=  
    B=xZkc  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; Cjb p-  
    m9i%U   
    由[2]表10-2查得使用系数 ; ]=$ ay0HC  
    -]MP,P%  
    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     x \{jWR%  
    EjCs  
    代入数据计算得   `6F8Kqltr  
    FnU;n  
    又 , ,查[2]图10-13得 ?UZ yu 4O%  
    f3&//h8  
    故载荷系数 r_CN/a  
    3W WxpTU  
    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 @"5u~o')@v  
    mM%BO(X{=  
    o、计算模数m `I<|*vW u  
    ,;& PKY  
    7) 按齿面弯曲强度设计 s'w 0pZqj  
    Wm/k(R`O<  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 f}uCiV!?v  
    QVhBHAw  
    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 ; mTbPz Z4  
    R-|]GqS}L  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 HC}C_Q5c91  
    `215Llzk;  
    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 2UJ0%k  
    Za?&\  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K ,4$J|^T&  
    t;6/bT-  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 =jHy6)6w  
    QrA+W\=_`y  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 $~\qoW<  
    PUo&>  
    小齿轮   $ {"St&(  
    \Ki#"%S  
    大齿轮 Q:=/d$*xd  
    _P+|tW1  
        结果是大齿轮的数值要大; rrq-so1u}  
    ^9E(8DD  
      g.设计计算 ]d(}b>gR~(  
    XcneH jpR  
    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。 (q7mzZY  
    $cCB%}  
          按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; yh!vl&8M  
    CAO{$<M5m  
    8)     其他几何尺寸的计算 >{8H==P  
    )2hoO_l:  
    分度圆直径     k$/].P*!  
    - d6>  
    中心距       ; Reo0ZU>  
    548BM^^"r  
    齿轮宽度     ; 85]UrwlA4  
    @x4Dt&:"  
    9)验算     圆周力 2 {0VyLx  
    c9 c Nlp  
      10)结构设计及零件图的绘制 0:p#%Nvg  
    nrS_t y  
        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。 a#=-Aj-  
    'z:p8"h}  
    3、链传动的设计计算 @TDcj~oR ?  
    =uTV\)  
        1.设计条件 <hdCO< 0(  
    $%'z/'o!  
        减速器输出端传递的功率 @YELqUb*  
    /0(KKZ)  
        小链轮转速 Y@eUvz  
    yuB BO:\.  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 }vIm C [  
    95/C4q  
        2.选择链轮齿数 }rZp(FG@*  
    g11K?3*%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 。 ~sD'pS  
    AJ mzg  
        3.确定链条链节数 |Sq>uC)  
    o6oYJ`PY  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 > %,tyJ~  
    L`v,:#Y   
                  取 (节) T rW3@@}j  
    I5,Fh>  
        4.确定链条的节距p ;iVyJZI  
    )g9qkQ8q  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 D6pk !mS  
    ikC;N5Sw  
        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 !RI&FcK  
    @,vSRns  
    齿数系数 %qMk&1  
    =*I9qjla[?  
    链长系数       tti.-  
    AyDK-8a  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 #XZ?,neY  
    U<x3=P  
    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。 "rtmDNpL  
    ]3G2mY;`"%  
        5.确定链长L及中心距a :Pv{ E  
    smggr{-  
        链长 p|%)uA3'/  
    '4iu0ie>D  
    由[2]公式9-20得理论中心距 |NqQKot1  
    G(>a LF  
    理论中心距 的减少量 o9CB ,c7]  
    |8"HTBb\CW  
    实际中心距 ;%}  
    Y`wi=(  
    可取 =772mm e=U7w7(s9  
    <Ip}uy[Y  
          6.验算链速V 6m9Z5:xG  
    .Kx5Kh {  
    这与原假设相符。 DIY WFVh  
    > 01k u  
          7.作用在轴上的压轴力 GZ"O%: d  
    <}evOw2  
    有效圆周力 `WVQp"m  
    L(L;z'3y  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 +J2=\YO  
    kciH  
    六、轴系零件的设计计算 I'";  
    "(5M }5D  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 ev>: 3_ s  
    #8A|-u=3  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: wS4zAu  
    : v]< h  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: g)zy^ aDf  
    q8U]Hyp(`  
    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 D_@^XS  
    a}yJ$6xi  
    径向力        j%lW+ [%  
    j=7]"%  
    其方向如图五所示。 W];4P=/  
    rl4-nA  
      (3)初步确定轴的最小直径 OHB!ec6W  
    B|8(}Ciqx  
    选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 J4<- C\=4  
    b[$>HB_Na  
    查[2]表15-3取45钢的 h' 16"j>  
    Tsa&R:SE  
    那么       F](kU#3"S  
    %9IM|\ulp  
    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。 ?wmr~j  
    {W0@lMrD  
      (4)轴的结构设计 R{.ku!w  
    !=a8^CV  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 # H4dmnV  
    "UE'd Wz  
                    图三 &.d~ M1Mz  
    ^uYxeQY[  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 )%*uMuF  
    -IPc;`<  
        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 。 3]wV`mD  
    uvT]MgT  
        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 6,k}v:  
    A w83@U  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; ^K3{6}]  
    R!:1{1  
    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 。 gbF.Q7?$u  
    )=~1m85+5B  
    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)。 8G9V8hS1#B  
    =_,w<  
                    图四 $"sf%{~  
    <#:"vnm$j  
    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 /QTGZ b  
    2+0'vIw}  
    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。 {<bByHT!  
    _,5(HETE2  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 ?!Y2fK=h0  
     Y]P]^3  
    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。 DI+kO(S  
    N1_nBQF )  
    (5)求轴上的载荷 I9_tD@s"(  
    ns@b0'IF]  
    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 , *&LVn)@[`  
    JrO2"S  
    ; ; *2@Ne[dYEF  
    PZQ}G*p3  
    图五 8eL[ ,uw  
    ]e R1 +Nl  
    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:  u"tv6Qp  
    x2;92I{5C,  
                    表一 `XQM)A  
    H=EvT'g  
    载荷     水平面H     垂直面V j&ddpS(s  
    EY':m_7W  
    支反力F       IeE+h-3p  
    ]x! vPIyq  
    弯矩M       amOBUD5Ld`  
    "h\{PoG  
    总弯矩       R|`}z"4C  
    zkB_$=sbn#  
    扭矩T     T=146.8Nm Wk`G+VR+  
    P5kkaLzG  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: q f-1}  
    ,0;E_i7  
    根据[2]中公式15-5,即 UEt #;e  
    W.{#Pg1Da  
    取 ,并计算抗弯截面系数 -_v[oqf$  
    F(:+[$)  
    因此轴的计算应力 Gb\}e}TB[  
    Q l ql(*  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 S-g`rTx  
    Fod2KS;g  
    ,故安全。 4>gk XfTF  
    <5G*#0gw  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 @zW'!Ol  
    =DUsQN!  
    ①、判断危险截面 R2-OT5Ej  
    s9zdg"c'  
    截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 Ju Kj  
    PKty'}KF  
    截面C处虽然所受载荷最大,即应力最大,但应力集中并不大,因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端;截面2和3处都有因过盈配合,键槽及轴肩引起的应力集中,但截面2比截面3直径要小,故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 -(@dMY  
    K'7i$bl%  
    ②、截面2左侧: Kmk<  
    8 }nA8J  
    抗弯截面系数     #P<v[O/rA  
     Hi|'  
    抗扭截面系数     ;VNwx(1l`  
    79z(n[^  
    截面2左侧的弯矩为 l0 r Zril  
    M n3cIGL  
    扭矩为         hT#[[md"  
    lmgMR|v  
    截面上的弯曲应力   _\1wLcFj  
    JIQS'r  
    扭转切应力为     ;N6L`|  
    zH.DyD5T;  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; |r$Vb$z  
    n(0O'nS^  
    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 ym{?vY h  
    P BpjE}[Q  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 N yFa2Ihd  
    Z ~:S0HDP  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 l!EfvqWX  
    ?S36)oZzg  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; gQCkoQi:j  
    cL7je  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; uL1e?  
    3W5|Y@0  
    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     pdngM 8n  
    b(&2/|hd  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 1.4]T, `  
    { %vX/Ek  
    ③、截面2右侧: ~6Vs>E4G  
    (&=-o(  
    抗弯截面系数     Eo!1 WRruF  
    TwqyQ49  
    抗扭截面系数     4w}\2&=  
    Eg FV  
    截面2右侧的弯矩为 G29PdmY$<  
    :MV]OLRM  
    扭矩为         dw5.vXL`  
    }3!83~Qbx  
    截面上的弯曲应力   N4}j,{#  
    .DMeW i  
    扭转切应力为     \SHYwD}*Pr  
    DGz'Dn  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 @0;9.jml,  
    8$io^n\i  
    表面质量系数 ; mVcpYyD|k  
    Xw(e@ :  
    故综合影响系数为 mqrP0/sN