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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 .2 UUU\/5  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com uA!T@>vl  
    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 E0O{5YF^T  
    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 xD#/@E1'Y  
    MmK\|CtV  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 s6]f#s5o  
    i :$g1  
    原始数据 zc{C+:3$^  
    Wm,,OioK  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 > @%!r  
    C,]Ec2  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 :ox CF0Y  
    M@K[i*e  
    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 NAU<?q<)  
    p~b$+8#+  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 \*N1i`99  
    o MAK[$k;  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 fI|1@e1  
    k$2Y)  
      工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 zN:752d^+r  
    vuP1gem  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 c9[5)  
    y*D 8XI$  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 `otQ'e~+t  
    f1{ckHAY55  
    原始数据 8B+uNN~%]  
    k);!H+  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 )?WoL Ejq  
    ;$i'A&)OC  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 *+z({S_Nv  
    4kM<L}J#  
    运输带子的工作速度(m/s)     1.20     1.2     1..25     1.3     1.4     1.0     1.2     1.3     1.35     1.4 O?!"15  
    ep!.kA=\  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 <gy'@w?  
    z)B=<4r  
      工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 ;gyE5n-{  
    'FhnSNT(4=  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 xpk|?/6  
    Q'VS]n  
    机械设计课程设计计算 uz#9w\="  
    ;GAYcVB  
    说明书 }NXESZYoi  
    &g!/@*[Nhh  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 9PAp*`J@kr  
    UQ)}i7v  
    目录 p"@|2a  
    !iw 'tHhR  
    1.     设计任务书....................................3 3^Zi/r  
    F*4+7$E0B  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 n3N"Ax  
    dc)Gk  
    3.     电动机的选择..................................4 0FOf *Lz  
    bv/b<N@4?$  
    4.     传动装置总体设计..............................6 "x)DE,  
    =+ p+_}C  
    5.     传动零件的设计计算............................7 @2gMtf?<  
    tp<VOUa  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 Q\76jD`m\  
    P]B#i1  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 ho1F8TG=  
    ShpnFuH  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 >$DqG$D  
    (4LLTf0  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 Pcs@`&}7r  
    V1.F`3h~  
    1)     轴一的设计.....................................17 &[kgrRF@HU  
    5WT\0]RUa  
    2)     轴二的设计.....................................23 2#3R]zIO  
    {rZ"cUm  
    3)     轴三的设计.....................................25 kdC OcJB  
    9f\8oJQ  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 @nu/0+8h{  
    9f,:j  
    8.     键联接的强度较核..............................27 VaxO L61xE  
    p/h&_^EXU  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 i7V~LO:gq  
    w|C~{  
    10.     参考文献......................................35 rLxX^[Fp3  
    +pvJ?"J  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 !Yu-a!  
    1 1CJT  
    一、课程设计任务书 Gq/6{eRo\  
    .h,xBT`}Ji  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) 9#ft;c  
    \aIy68rH,  
                          图一 |@.<} /  
    $0T"YC%  
    2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 &F_rg,q&_  
    7-I>5 3@  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 I})t  
    ,rQ)TT  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 z :v, Vu  
    vv/,Rgv  
    运输链节距(mm):60 p^P y,  
    5Q`n6x|  
    运输链链轮齿数Z:10 ?(yFwR,(  
    |+-i'N9  
    二、系统传动方案分析与设计 D 'cY7P  
    ; ,jLtl  
    1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 y PYJc  
    D^55:\4(  
    2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 |SKG4_wGe  
    AijTT%  
    3. 系统总体方案图如图二: Aq%^>YAp  
    p"IS"k%  
                        图二 9ox|.68q  
    0WE1}.J<  
    设计计算及说明     重要结果 e8mbEC(AK  
    uhB!k-ir  
    三、动力机的选择 {@__%=`CCS  
    @jSbMI  
    1.选择电动机的功率 d`uO7jlm  
    y[6&46r7D  
    标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 KTjlWxD  
    yr2L  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; puN=OX}C  
    u# WTh%/  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; T% 13 '  
    5!jNL~M  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 Yc`j   
    [ 5 2zta  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               kN |5 J  
    ,GkW. vEU  
    滚动轴承效率η2=0.98; ikN!ut  
    68<Z\WP  
      链传动效率η3=0.96; rn:zKTyhw  
    \UqS -j|  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; 4:&qT Y)H  
    HJaw\zbL  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; a`b zFu{  
    )|y2Q  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 2 ?- 07g  
    6$s0-{^  
    因此总效率 k\sM;bCv7  
    x2;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 >q@Sd  
    1Uemsx%'k  
    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   FaE#\Q  
    6QLQ1k`  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 }"?nU4q;S  
    51G=RYay9  
    2.选择电动机的转速   ? x"HX|n  
    [AZ aT  
    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。 W .`Xm(y  
    ] @)!:<+  
    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 , -}X?2Q  
    T3 9C lH  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 H8$<HhuZM  
    ;=-j;x  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3;  /MqXwUbO  
    f-3'D-{EKt  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; {!}F :~*r  
    m io1kDq<  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; :Wg-@d  
    ?QMclzh*-  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 )nNCB=YF!  
    =,4 '"  
    所以   YWRE&MQ_  
    0SMQDs5j  
    因此 ~llMrl7  
    t1w2u.]  
    3.选择电动机的类型 xY2}Wr j,  
    j&dx[4|m:h  
    选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 cK[R1 ReH  
    xaWGa1V'z  
    通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 +[whh  
    5:%..e`T  
    查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 tS (i711  
    6Q2or n[  
    四、传动装置总体设计 9p2>`L  
    !@pV)RUv7  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 to&N22a$  
    BbrT f"`  
    传动装置的传动比要求应为 'h^-t^:<>b  
    \D,M2vC~G  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 Ht|",1yr+  
    #vj#! 1  
    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。 +urS5c* j  
    3}B5hht "D  
    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。 hdd>&?p3  
    @7@e`b?  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 8:HSPDU.  
    R:w %2Y  
    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。 -G],H)M  
    6z#lN>Y-`  
    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 B2~f;zy`  
    xH<'GB)  
    1)     各轴转速计算如下 wJ+U[a  
    vpm ]9>1[  
    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。 aKv[  
    ^\M dl  
        2)各轴功率 Opv1B2  
    CAUijMI@  
    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。 7qP4B9S  
    (2z%U  
    3)     各轴转矩 atY *8I|  
    uAu( +zV2  
    电动机轴的输出转矩 (8CCesy&  
    [_WI8~g Y  
    五、传动零件的设计计算 cMDRWh  
    $sEB'>:  
    1、直齿锥齿轮的设计 i2$*}Cu  
    HEBqv+bG  
    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。 jg[5UTkcs  
    8f?rEI\0GD  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: dgS4w@)@V;  
    9i0M/vx  
    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)。 9>N\sOh  
    [ njx7d  
    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。 j]pohxn$5  
    3az$:[Und}  
        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 ; y7/PDB\he  
    LeY+p]n~  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; RcgRaQ2^  
    XwcMt r*  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 4P|$LkI  
    <tFSF%vG=  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; ^8:VWJM  
    '!!e+\h#  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; :.#z  
    9C_*3?6  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; u7HvdLql  
    /D0RC  
    d、     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 <EtUnj:qK8  
    Bi e?M  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; *4t-e0]j@w  
    &vCeLh:s  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 dFQ o  
    - %|P  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 aD2*.ln><  
    q xfLfgu^  
    f、     取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 CWs: l3_yn  
    7i8eg*Gl  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 5C/2b.-[  
    pprejUR  
    h、     小齿轮分度圆周速度v =p]mX )I_  
    S?L#N  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; BDy5J2<<7l  
    t05_Px!mW  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; SB TPTb  
    KbAR_T1n  
      齿间载荷系数取 ; .d~\Ysve  
    e 8,{|a  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 5SUN.%y  
    il12T`a  
      故载荷系数 ; !tU'J"Zy  
    Pp+~Cir  
    j、     按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a \PbvN\L  
    L}$z/jo  
    模数     y}N&/}M:}8  
    _.{zpF=j  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 2Z)4(,  
    QdDObqVdy  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; o@9+mM"B)  
    03EV%Vc  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; /v|Onq1Y4  
    II;Te7~  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 "(,2L,Zh  
    k#C f})  
    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 GRT] aw  
    ,}0$Tv\1  
    载荷系数K=2.742; Z\Z,,g+WL  
    &vkjmiAS  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 jY/ARBC}H  
    abi[jxCG  
    因此,当量齿数 r<c #nD~K  
    #op:/j  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 H_w%'v&  
    <~{du ?4n  
    应力校正系数   SO;N~D1Z6  
    #6=MKpR  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: uvnI>gv  
    bb;(gK;F  
    结果显示大齿轮的数值要大些; 6)}B"Qd  
    Z/<#n\>t0>  
    e、设计计算 ?^u^im  
    eY,O@'"8`  
    为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 1u~ MXGF  
    &gn-Wb?  
    大齿轮齿数   ; =gjDCx$|  
    :et#0!  
    5) 其他几何尺寸的计算 $wV1*$1NM  
    nPFwPk8=M  
    分度圆直径   khx.yRx  
    O9s?h3  
    锥距       V.6)0fKZW  
    3[d>&xk@$  
    分度圆锥角   E.`6oX\L|  
    q0&$7GH4  
    齿顶圆直径   yZCX S  
    V`#.7uUP  
    齿根圆直径   'T,c.Vj)  
    %S@L|t  
    齿顶角       8(f:U@BS  
    kWhr1wR1  
    齿根角     'yY>as  
    ""% A'TZ  
    当量齿数     8'#/LA[uPe  
    epg#HNP7^Y  
    分度圆齿厚   $q_R?Eay  
    W)*p2 #l  
    齿宽       AjkW0FB:1  
    K j3?ve~  
    6) 结构设计及零件图的绘制 y(W|eBe  
    uO6{r v\  
    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. Z=?aEU$7  
    4!.(|h@  
    零件图见附图二. (JUZCP/\  
    ZnW@YC#9  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 t2>fmQIQ  
    xSMt*]=9  
        1)设计已知:齿数比u=2.5;小齿轮转速 ;输入功率 ;传递的转矩 ; k; ZxY"^  
    Y?d9l  
    2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 9'[ N1Un.=  
    x,n,Qlb  
        3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 !bnyJA  
    1} %B%*N  
        4)材料及精度等级的选择 aEt/NwgiQ  
    @? c2)0  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 lIRlMLuG  
    0Ua%DyJ  
    由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 )e|=mtp  
    hk[ %a$Y  
    5)     压力角和齿数的选择 CW&.NT  
    ocz G|_  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 _hu")os  
    )2IH 5  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? (kv?33  
    @p6<Lw_E  
    取 。 Z?5V4F:f  
    'o_:^'c  
    6)     按齿面接触强度设计 p5r]J+1  
    n+;6=1d7ZW  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 QX4ai3v  
    7*5Z  
    a.     试选载荷系数 ; %D g0fL  
    {X(:jAy  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : \%]I{  
    o1cErI&q"  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; -i yyn ^|  
    \R36w^c3  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; !8NC# s  
    +Z M)bbB  
    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 。 o%9*B%HO/  
    L>y J  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 PYbVy<xc  
    0j"8@<  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; }XO K,Hw  
    Ez|oN,  
    h.     计算接触疲劳许用应力: d)4 m6  
    2EZb )&Q  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 - K9c@?  
    tg]x0#@s  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, NS%WeAf  
     ;s`sn$@  
    j.     计算圆周速度 5[0 O'%$  
    h3LE>}6D  
    k.     计算齿宽b $,+O9Et  
    r\qj!   
    l.     计算齿宽与齿高之比 'Vyt4^$%  
    h$4Hw+Yxs]  
    模数     Zjbc3 M5  
    [<DZ*|+  
    齿高     ]E\n9X-{  
    P"B0_EuR<T  
    所以     Ag{iq(X  
    3|.um_  
    m.     计算载荷系数 B2-V@06  
    8GvJ0Jq}U  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; rE}%KsZ  
    9E>xIJ@J2T  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; sZx/Ee   
    B!vmQR*1  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; $5Xh,DOg  
    D6>HN[D"  
    又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数     e,t(q(L  
    U2bjFLd"  
    代入数据计算得   (p2K36,9m  
    N5a*7EJv+  
    又 , ,查[2]图10-13得 N[s}qmPha  
    a)wJT`xu  
    故载荷系数 =EHUR'  
    {NHdyc$  
    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 SQX:7YF~  
    rg^'S1x|  
    o、计算模数m `DV.+>O-1  
    SHe49!RA'{  
    7) 按齿面弯曲强度设计 TWA-.>c  
    V5UF3'3;}  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 _f$^%?^  
    _d5QbTe  
    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 ; 19w*!FGX  
    r"P|dlV-  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 Wk)OkIFR  
    |S_eDjF  
    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 [ucpd  
    IZpP[hov  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K 8fl`r~bqZ  
    E*]bgD7V  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 !@}wDt  
    kqFP)!37  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 >m$1Xx4#GV  
    9[<)WQe6M  
    小齿轮   }H^+A77v  
    E=nIRG|g  
    大齿轮 %5(I/zB  
    ?l9XAW t\  
        结果是大齿轮的数值要大; 4 o Fel.o  
    ynthDE o  
      g.设计计算 37s0e;aF  
    sB7# ~p A  
    结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 .+$ Q<L  
    8WXQ Oo8  
          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 ; Sc;BCl{=|  
    a<^v(r  
    8)     其他几何尺寸的计算 t'n pG}`tE  
    JRB9rSN^  
    分度圆直径     p{T*k'  
    T;r2.Pupn  
    中心距       ; 0Tx6zO  
    ZrpU <   
    齿轮宽度     ; b,7k)ND1F  
    T&6l$1J  
    9)验算     圆周力 H?yK~bGQ  
    ofm#'7P 0  
      10)结构设计及零件图的绘制 h9}+l  
    8\+uec]k  
        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。 G<65H+)M\  
    (A9Fhun  
    3、链传动的设计计算 *4\:8  
    s6 uG`F"  
        1.设计条件 OP[  @k  
    t}r ' k/[  
        减速器输出端传递的功率 aTH{'mN  
    marQNZ  
        小链轮转速 p`olCp'  
    P3x8UR=fS  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 Tp?7_}tRi  
    b RFLcM  
        2.选择链轮齿数 3l rT3a3vV  
    'j#*6xD  
        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 。 em%4Ap  
    fK>L!=Q  
        3.确定链条链节数 \ 2M_\Q`NY  
    "H'B*vc-  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 R0KPZv-  
    \V;F/Zy(  
                  取 (节) L>jY.d2w=K  
    K@ I 9^b  
        4.确定链条的节距p $*^7iT4q_t  
    f\|w '  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 o_izl \  
    D+rxT: d  
        2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 G|bT9f$  
    ejSji-Qd  
    齿数系数 |mZxfI  
    p_RsU`[  
    链长系数       94'&b=5+  
    01 }D,W`  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 n1Yp1"2b[  
    %z=le7  
    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。 ` 'DmDg  
    KjD/o?JUr  
        5.确定链长L及中心距a }7b%HTF=  
    \"7*{L:  
        链长 =Qy<GeY  
    j`{?OYD  
    由[2]公式9-20得理论中心距 ^um<bWNc  
    <$D`Z-6  
    理论中心距 的减少量 L^1NY3=$  
    (d(CT;  
    实际中心距 ]%;:7?5l  
    )v'WWwXY>  
    可取 =772mm k R?qb6  
    Ki;*u_4{  
          6.验算链速V O %\*@4zM  
    j * %  
    这与原假设相符。 P0;n9>g  
    { a =#B)6  
          7.作用在轴上的压轴力 mVj9, q0  
    9Gvd&U  
    有效圆周力 l[dK[4  
    *I B4[6  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 =O~_Q-  
    y\/1/WjBn  
    六、轴系零件的设计计算 GV1pn) 4  
    lt/1f{v[:  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 .j ?W>F  
    V.U| #n5  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: S;Fi?M  
    x[cL Bc<  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: A[B<~  
    kXViWOXU^  
    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 QFA8N  
    q v-8)MSr  
    径向力       %U/(|wodd  
    D ;RiGW4  
    其方向如图五所示。 Mc)}\{J  
    W<'m:dq  
      (3)初步确定轴的最小直径 zOJ%}  
    \P[Y`LYL  
    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 C2!|OQ9A2  
    Z*F3G#A  
    查[2]表15-3取45钢的 )L? P}$+  
    G0Iw-vf  
    那么       Usvl}{L[  
    :'Vf g[Uq  
    该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 td$E/h=3  
    <|HV. O/!  
      (4)轴的结构设计 _YRFet[,m  
     8$=n j  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 IW5,7.  
    GblA9F7  
                    图三 "69s) ~  
    *;W+>W  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 O 2V  
    @NR>{Eg  
        a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 Dm981t>wL  
    PrqlTT}Px  
        b、由于齿轮主要承受径向力,故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组,标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承,其尺寸为 ,故 Lj({[H7D!  
    }{Pp]*I<A  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; JtE M,tK  
    1C+13LE$U  
    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 。 {p2!|A&a  
    hE{K=Tz$  
    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)。 v&\Q8!r_  
    <sbu;dQ`  
                    图四 70?\ugxA  
    )D O?VRI  
    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 "nynl'Ryk  
    M/f<A$xx_  
    ③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 %uDi#x.  
    [jQp~&nY  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 b=C*W,Q_#  
    yX>K/68  
    根据轴端直径,参考[2]表15-2取轴端倒角为 ;各轴肩未注圆角半径为R1.6,如轴结构与装配图四。 %@b0[ZC  
    qz_7%c]K[  
    (5)求轴上的载荷 B`)BZ,#p  
    bIDj[-CDG  
    根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁,轴的支承跨度 , Q-okt RK  
    ),%%$G\  
    ; ; fUWG*o9  
    ,L2ZinU:  
    图五 n` _{9R  
    3DX*gsx(  
    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: 7~h<$8Y(T  
    Z?q] bSIT  
                    表一 :LQYo'@yB  
     tU5zF.%  
    载荷     水平面H     垂直面V UW={[h{.|@  
    KAJi  
    支反力F       1ba~SHi  
    !qQl@j O  
    弯矩M       |*xA 8&/  
    t.y2ff<[U  
    总弯矩       *8A  
    tKuwpT1Qc  
    扭矩T     T=146.8Nm J1U/.`Oy  
    )r?}P1J7  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: EWhK0Vej=  
    HyQJXw?A:  
    根据[2]中公式15-5,即 e2Pcm_Ahv*  
    {w O|)|  
    取 ,并计算抗弯截面系数  Mx?d  
    ?4}h&/  
    因此轴的计算应力 ub0.J#j@  
    sE<V5`Z=  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 Ml{,  
    $)i")=Hy  
    ,故安全。 05#1w#i  
    |^I0dR/w:  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 H|<[YYk  
    ?=7 cF  
    ①、判断危险截面 Ta0|+IYk<  
    ,-LwtePJ0  
    截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 tS5hv@9cWx  
    r +i($ jMs  
    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。 UhWNl]Z  
    ZQsJL\x[UK  
    ②、截面2左侧: ~W'{p  
    i# /Jr=  
    抗弯截面系数     re?,Wext\  
    [b%D3-}'  
    抗扭截面系数     XEp{VC@=  
    i>A s;*  
    截面2左侧的弯矩为 {6|G@ ""O  
    gCS<iBT(7  
    扭矩为         myQagqRx  
    aiUY>M#|  
    截面上的弯曲应力   #Y`~(K47  
    _/$Bpr{R  
    扭转切应力为     n ATuD  
    ~$cV: O7  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; \ a<h/4#|  
    }OR@~V{Gj  
    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 )[6U^j4  
    IqHV)A  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 ZY55|eE  
    33x{CY15  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 jXx<`I+]  
    4r#= *  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; [Td4K.c  
    #4% ]o%.  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; S~bOUdV Z  
    {SPq$B_VR  
    轴未经过表面强化处理,即 ;根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数     z+wA rPxc  
    ]i)c{y  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 IB"w&sBy  
    k68T`Ub\W6  
    ③、截面2右侧: d#Y^>"|$.  
    . B9iLI  
    抗弯截面系数     yCR?UH;  
    O2E/jj  
    抗扭截面系数     ]L $\ #  
    |Nn)m  
    截面2右侧的弯矩为 py!|\00}  
    o3^l~iT  
    扭矩为         Pb4X\9^  
    0B/,/KX  
    截面上的弯曲应力   wLH>:yKUU  
    gIa+5\qYY  
    扭转切应力为     HxV=F66"  
    YMcD|Kbp  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 H3 ^},.  
    /QWvW=F2<  
    表面质量系数 ; Qf+\;@  
    ["93~[[^  
    故综合影响系数为 VcO0sa f`