切换到宽版
  • 广告投放
  • 稿件投递
  • 繁體中文
    • 26961阅读
    • 33回复

    [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]

    上一主题 下一主题
    离线450351686
    发帖
    3
    光币
    3
    光券
    0
    只看该作者 10楼 发表于: 2008-11-20
    我也要啊 kx?Yin8K  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com /\# f@Sg  
    谢谢啦
    离线b3115321
    发帖
    2
    光币
    2
    光券
    0
    只看该作者 11楼 发表于: 2008-12-22
    woyexiangyao
    离线hubowen
    发帖
    1
    光币
    1
    光券
    0
    只看该作者 12楼 发表于: 2008-12-24
    xuyao a  
    离线szh8349845
    发帖
    10
    光币
    10
    光券
    0
    只看该作者 13楼 发表于: 2009-01-07
    51541651
    离线豆豆瓜皮
    发帖
    4
    光币
    2
    光券
    0
    只看该作者 14楼 发表于: 2009-05-31
    我也需要啊,675714396@qq.com <ytzGDx  
    很感谢
    离线tian1986
    发帖
    19
    光币
    0
    光券
    0
    只看该作者 15楼 发表于: 2009-06-08
    我也要啊
    离线359974973
    发帖
    1
    光币
    1
    光券
    0
    只看该作者 16楼 发表于: 2009-11-27
    借借用……
    离线zyh_feng
    发帖
    17
    光币
    87
    光券
    0
    只看该作者 17楼 发表于: 2009-12-08
    机械资源里有
    离线liyangcomeon
    发帖
    6
    光币
    0
    光券
    0
    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
    发帖
    6
    光币
    0
    光券
    0
    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 bKsjbYuo  
    Vu.=,G  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 oMg-.!6  
    */IiL%g4u  
    原始数据 C3W4:kbau  
    /.7RWy`  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 S=) c7t?a  
    Up?RN%gq  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 e7"T37  
    [G$#jUt/O  
    运输链的工作速度(m/s)     1.00     0.8     0.9     0.95     0.84     0.78     0.9     0.8     0.95     0.85 G1jj:]1  
    i \NV<I  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 Ny7*MZ-  
    /Z?o%/bw:  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 =U*D.p*%f  
    9qCE{ [(  
      工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 ,uC-^T |n  
    *t| !xO  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 \:{K",2  
    wO%lM  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 .kU^)H" l  
    ,V!"4 T,Z  
    原始数据 !@Qk=Xkg  
    K0( S%v|,}  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 oB5\^V$  
    _x(hlHFk  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 Ed u(dZbKg  
    _N|%i J5  
    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 Z S=H1  
    Hj r'C?[  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 R]%"YQ V  
    d*{Cv2A.  
      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 ?&wrz  
    oH6zlmqG"  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 qI7KWUR  
    \54B  
    机械设计课程设计计算 AA[1[  
    +7w5m  
    说明书 ^OQP;5 #K  
    C lf;+G0  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 ' F.^ 8/>  
    AVD hgJv  
    目录 6k;5T   
    @Nsn0-B?ne  
    1.     设计任务书....................................3 QnOgF3t  
    :5/Ue,~ag  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 `ZEFH7P  
    D^O[_/i&  
    3.     电动机的选择..................................4 _f@,) n  
    *$%~/Q@]  
    4.     传动装置总体设计..............................6 E{ c+`>CY  
    SeXgBbGAne  
    5.     传动零件的设计计算............................7 Vv+nq_  
    *B!Ox}CI.L  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 J8S$YRZ_  
    $7AsMlq[(  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 }:faHLYT  
    dj (&"P  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 u~uz=Yse  
    ]*| hd/j  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 79>x/jZka  
    A)9]^@,  
    1)     轴一的设计.....................................17 ?P[:,0_  
    3_  J'+  
    2)     轴二的设计.....................................23 ":+d7xR?o  
    ]'xci"qV`  
    3)     轴三的设计.....................................25 v[uVAbfQ  
    fpQFNV  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 5fk A?Ecqq  
    ! N2uJ?t  
    8.     键联接的强度较核..............................27 aB~k8]q.  
    s3A(`heoq  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 f91]0B `C  
    Td|,3 n  
    10.     参考文献......................................35 yWRIh*>nE  
    'L O3[G{  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 ? 0X$ox  
    Pq+|*Y<|&  
    一、课程设计任务书 ]*a(^*}A%  
    WDxcV%  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) `m(ZX\W]  
    7#"NKxb  
                          图一 ! U@ETo  
    [7.Num_L  
    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%。 ASi2;Q_{_  
    moFrNcso  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 b~fl,(sZp  
     LkYcFD  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 PtuRXx  
    A*0X ~6W  
    运输链节距(mm):60 .a2R2~35  
    <fBJ@>  
    运输链链轮齿数Z:10 8 t=H  
    Y{j~;G@Wl  
    二、系统传动方案分析与设计 Nt\07*`qCr  
    n5 ~Dxk  
    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。 HkRvcX 5  
    5u9lKno  
    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。 ph b ;D  
    FDuA5At  
    3. 系统总体方案图如图二: 4IZAJqw(*  
    h/C{  
                        图二 [MAPa  
    TVvE0y(9  
    设计计算及说明     重要结果 th*!EFA^o  
    -T+YMAFU_  
    三、动力机的选择 .sit5BX  
    kPy7e~  
    1.选择电动机的功率 4S>#>(n7=  
    ?@x$ 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 [YlRz  
    a++gwl  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; n>JJ Xw,,  
    EK>x\]O%T  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; p?Ux1S  
    a m5;B`}q  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 @+~URIG)  
    H{E(=S  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               )<J #RgE  
    ?7CdJgJp  
    滚动轴承效率η2=0.98; Fi+ DG?zu  
    M3KK^YRN  
      链传动效率η3=0.96; x^[0UA]S9  
    ^K[xVB(&  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; FDiDHOR  
    5R.jhYAj  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; W1o6Sh8v(  
    ,%/F,O+#  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 lgt&kdc%o  
    Z1W%fT  
    因此总效率 ~<IQe-Q 5  
    h3>u[cX%  
    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 Pj56,qd>s  
    xZq, kP^  
    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   &>.QDO  
    c;29GHs2  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 yhK9rcJq6}  
    H,;ZFg/v8  
    2.选择电动机的转速   ={h^X0<s9  
    i%f C`@  
    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。 -{?xl*D  
    Wvd-be  
    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 , !: vQg+S  
    \l[AD-CZPh  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 g~|x^d^;|  
    Kzt:rhiB  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; 8PeVHpZ  
    U b\&k[F  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; # NK{]H$fd  
    <#Fex'4  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; v7+|G'8M`  
    d`?EEO  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 Ak`?,*L M  
    UK8k`;^KI  
    所以   N1n\tA?  
    K;`*n7=IA  
    因此 7 oYD;li$k  
    `x L@%  
    3.选择电动机的类型 NXOvC!<  
    LBpAR|  
    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。 RHu,t5,  
    w3>G3=b  
    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。 %<q"&]e,  
    S]&i<V1qX  
    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。 &$qIJvMiK  
    nu|?F\o!  
    四、传动装置总体设计 _ -ec(w~/  
    >X>]QMfh  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 }ZwnG=7T?  
    tJGPkeA  
    传动装置的传动比要求应为 S[rfcL"  
    !P6y_Frpe  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 7` XECIh  
    hB:+_[=Kj.  
    各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 e [F33%  
    zlh\P`  
    综合考虑各项因素,查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3;圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5;圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 FQJFq6l  
    ,*p(q/kJh~  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 `lO/I+8  
    _B]Bd@<w  
    设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 YWq{?'AaR  
    P}PMRAek  
    该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 H/G;hk  
    r7)iNTQ1  
    1)     各轴转速计算如下 A_6Dol=J@  
    O_SM!!,  
    式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 D>wo>,G  
    Qbj:^{`>(  
        2)各轴功率 aUBu"P$J  
    =0U"07%}  
    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。 0g@*N4  
    lo >:S1  
    3)     各轴转矩 y+VR D  
    @qsOWx`l$  
    电动机轴的输出转矩 ><@& &u.  
    qkyYt#4E  
    五、传动零件的设计计算 E~Y%x/oX  
    h"N#/zQ  
    1、直齿锥齿轮的设计 dnX^?  
    gm&O-N"= U  
    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。 t`4o&vsj=  
    ]"1\z>Hg  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: [  **F  
    yj`xOncE}  
    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)。  PuU<  
    gkv,Om  
    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。 <gr2k8m6$  
    uFi[50  
        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 ; ~_SVQ7P  
    n~&e>_;(.  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; *WXqN!:  
    Yf^/YLLS  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 =~QC)y_  
    [6Nzz]yy  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; Rv+p4RgA  
    n!XSB7d~X  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; |.U- yyz  
    !yTjO  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; v{>9&o.J  
    V=H}Ecd  
    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 l_*:StyR+  
    kC6s_k  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; p$%g$K  
    e?b<-rL   
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 8"S? Toqq  
    1HNX 6  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 vro5G')  
    }\\6"90g*  
    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 r;aP`MVO<  
    _b 8XF&O  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 ^-7{{/  
    l{x?i00tAS  
    h、     小齿轮分度圆周速度v fYv{M;  
    ! J@pox-t  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; mkmVDRK  
    j2|!h%{nI  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; 6PI-"He  
    y0XI?Wr  
      齿间载荷系数取 ; 6<A3H$3b  
    _`Sz}Yk  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 h?:Y\DlU'  
    0=J69Yd  
      故载荷系数 ; ) N"gW*  
    [?`c>  
    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 r\66]u[  
    (gv ~Vq  
    模数     EMejvPnZO  
    #[#dc]D  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 >taZw '  
    yo0?QRT  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; :O}<Q  
    I2=Kq{  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; {*C LWs4  
    a?!Joi[  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 wbId}!  
    MXhRnVz"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 Pjff%r^  
     0-+`{j  
    载荷系数K=2.742; Fw5r\J87c  
    MPd#C*c  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 d|sI>6jD  
    MY[" zv  
    因此,当量齿数 2'r8#,)  
    , 0rC_)&B  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 l9.wMs*`X  
    $mOK|=tI_  
    应力校正系数   :r/rByd'  
    Ic/<jFZXM  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: 6dmTv9e  
    3^us;aOr  
    结果显示大齿轮的数值要大些; zj;y`ENj  
    y6?Q5x9M  
    e、设计计算 c(AjM9s  
    m%E7V{t  
    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 u;:N 4d=f'  
    6C/D&+4  
    大齿轮齿数   ; LVLh&9  
    |R*fw(=W  
    5) 其他几何尺寸的计算 rd 1&?X  
    #PA"l` "  
    分度圆直径   ;o3 .<"  
    5J&n<M0G1  
    锥距       XfsCu>  
    m x,X!}  
    分度圆锥角   9HEc=,D|  
    D_9/|:N:  
    齿顶圆直径   C>;yW7*g"  
    >)pwmIn<  
    齿根圆直径   si nG $=  
    t7A.b~#  
    齿顶角       J= |[G'  
    d*>M<6b-  
    齿根角     ,_lwT}*w  
    \^-3)*r  
    当量齿数     p-; ]O~^  
    l1wxs@](  
    分度圆齿厚   O.K8$  
    ?0;b}Xl-  
    齿宽       t8)Fkx#8}  
    ^LC5orO  
    6) 结构设计及零件图的绘制 T)Nis~  
    JrL/LGY  
    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[Pb Wy:  
    "a"[B'  
    零件图见附图二. (%fGS.TR  
    4 |5ekwk  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 P7y[9|^  
    (x$k\H  
        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 ; *BO4"3Z  
    WAdl@){  
    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。 &1':s|c  
    [7s5Vt|  
        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。 P|(J]/  
    bo -Gh`  
        4)材料及精度等级的选择 $z,bA*j9  
    !7 ^He3  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 #/jHnRrQ   
    ev guw*u  
    由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 X"1<G3m4  
    Iw<c 9w8  
    5)     压力角和齿数的选择 gaCGU<L  
    !eTS PM  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 RY~)MS _C  
    ntkinbbD  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? ``E;!r="v  
    < NAR'{f  
    取 。 h?1pGz)[C  
    vaxg^n|v9  
    6)     按齿面接触强度设计 4 ?c1c  
    BxT~1SBFq  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 ?rK%;GTo  
    JWn{nJ$]  
    a.     试选载荷系数 ; d!LV@</  
    jh?7+(Cw  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : RtW5U8  
    P3 Evv]sB@  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; t/D Q<B_  
    &Egn`QU  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; J-ZM1HoB  
    xXYens}  
    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 。 dB,#`tc=,  
    eJA{]^Zf  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 [;2:lbPx  
    %i "  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; C}kJGi  
    ,q HG1#^  
    h.     计算接触疲劳许用应力: 9}mp,egV  
    F@lpjW  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 ]VH@\ f  
    %Uk/P  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, R _Y&Y-  
    @iceMD.  
    j.     计算圆周速度 iQIw]*h^  
    Q(IS=  
    k.     计算齿宽b (KMobIP^  
    Om"3Q/&  
    l.     计算齿宽与齿高之比 V<pqc&f .  
    wE \c?*k  
    模数     \|t0~sRwh  
    ^k(eRs;K  
    齿高     vTEkh0Ys  
    *Kkw,qp/  
    所以     -}sya1(<8  
    A m1W<`  
    m.     计算载荷系数 *4:/<wI!  
    2ML6Lkk  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; QX=;,tr  
    )It4al^\  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; W>bW1h  
    >[: 2  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; uPXqTkod  
    zs:7!  
    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     6)$ N[FNs  
    ~?5m5z O  
    代入数据计算得   @R&D["!  
    E <SE Fn  
    又 , ,查[2]图10-13得 ]+dl=SmF  
    _q_[<{#  
    故载荷系数 yj R O9  
    g0OS<,:  
    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 o#) !b:/  
    PcHFj+:  
    o、计算模数m ;_a oM&  
    J-<B*ot+lX  
    7) 按齿面弯曲强度设计 jGhg~-m  
    d)ZSzq  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 Le JlTWotC  
    9p rsL#Fn  
    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 ; b[;3KmUB  
    Q3q.*(#  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 R<HZC;x  
    51ebE`  
    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 f1$mh1J W  
    <&%1pZ/6.  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K <^_Vl8%  
    pQ:PwyU  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 (zDk68=v  
    cgXF|'yI&l  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 i!oj&&  
    F'$S!K58  
    小齿轮   ;6txTcn`=  
    \g1@A"  
    大齿轮 PZ(<eJ>  
    XJ~l5} y ]  
        结果是大齿轮的数值要大; x <\D@X^  
    @H%=%ZwpO  
      g.设计计算 s8d}HI  
    H!.D2J   
    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。 LA`V qJ  
    tq:tY}:4  
          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 ; i!$^NIcJ  
    >[fVl 8G_0  
    8)     其他几何尺寸的计算 :+Q"MIU  
    =&VXn{e  
    分度圆直径     `s> =Sn&UP  
    Gb|}Su  
    中心距       ; L##8+OJ.L  
    X/8iJ-KB  
    齿轮宽度     ; SKpPR;=q|:  
    >-@ U_p  
    9)验算     圆周力 ;;'a--'"  
    53t- 'K0l  
      10)结构设计及零件图的绘制 YATdGLTeq  
    MR_bq_)  
        由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。 iQ{&&>V%  
    -+=:+LhSMb  
    3、链传动的设计计算 )uid!d  
    ,ANK3n\  
        1.设计条件 A$%!9Cma  
    YqSXi~.  
        减速器输出端传递的功率 R=?po=  
    ff}a <w  
        小链轮转速 U\Ar*b)/T  
    -yAnn  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 CFJjh^ ~=  
    ,#bb8+z&p  
        2.选择链轮齿数 L=HVdeE  
    fQ36Hd?(5  
        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 。 "?SOBA!vy  
    0)oN[  
        3.确定链条链节数 3U~lI&  
    -[pCP_`)u  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 hiMyFvA4  
    %+xwk=%*  
                  取 (节) ?YO =J  
    8_IOJ]:w  
        4.确定链条的节距p a}Fk x  
    %7]XW2u  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 <m>l-]  
    inBPT~y  
        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 (}C^_q:7d  
    >WGP{  
    齿数系数 r6n5Jz  
    zvGK6qCk  
    链长系数       L8dU (P  
    IypWVr   
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 m(Y.X=EZr  
    e$Bf[F#;-  
    根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 2>$F0 M  
    JEsLF{  
        5.确定链长L及中心距a F:;!) H*  
    `8Jq~u6_Z  
        链长 |}M0,AS  
    AbF(MK=i  
    由[2]公式9-20得理论中心距 ~ThVap[*  
    Ns2,hQFc  
    理论中心距 的减少量 CQSpPQA  
    oSn! "<x  
    实际中心距 ut$,?k!M  
    TX23D)CX  
    可取 =772mm +5HnZ?E\  
    W-z90k4Z5  
          6.验算链速V qX5yN| A4  
    ou'~{-_xd  
    这与原假设相符。 F!gNt<fZ  
    3I"NI.>*  
          7.作用在轴上的压轴力 CGC-"A/W  
    ufw3H9F(O  
    有效圆周力 ^sifEgG*d  
    =`Po<7D  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 J3e:Y!  
    6 Wpxp\  
    六、轴系零件的设计计算 iuC7Y|  
    |(V?,^b^ro  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 MzQ\rg_B7  
    22`oFXb'  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: oZvA~]x9\  
    >ZT& `E  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: VEj$^bpp5s  
    XXW]0{k:y  
    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 c,y|c`T 2  
    +T0op4  
    径向力       weAn&h|  
    =)I"wR"v$  
    其方向如图五所示。 H8@8MFz\  
    e-X HN  
      (3)初步确定轴的最小直径 1 -ZJT  
    FR x6c  
    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 Al7<s  
    $. %L  
    查[2]表15-3取45钢的 (CdJ;-@D  
    d^F|lc ]8  
    那么       )K~w'TUr  
    HH)"]E5  
    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。 g(aZT#ii=  
    [X,A'Q  
      (4)轴的结构设计 0YzsA#yv  
    VeZey)Q  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 R?cUy8?'S  
    kdp% !S%2  
                    图三 pDu{e>S|:  
    L#D9@V'z  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 s%~L4Wmcq  
    Q48+O?&  
        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 。 lT.zNhz:d9  
    &lAQ &  
        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 c=6ahX}d  
    NYBe"/}GS  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; #(C/Cx54  
    pb#mg^8  
    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 。 mjb { ~  
    9tn;L"#&N  
    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)。 $5,~JYcb  
    z3a-+NjDm  
                    图四 Bv $UFTz  
    ]q{ PDZ   
    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 AUfS-  
    c-kA^z{f  
    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。 $;2)s} ci  
    !@G)$g=<  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 ZK6Hvc0  
    J$Fnm\  
    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。 kbxg_UI;  
    L=O lyHO  
    (5)求轴上的载荷 Z%}4bJ  
    &D]p,  
    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 , 8eluO ?p  
    =m7H)z)i*J  
    ; ; B5ea(j  
    DAdYg0efex  
    图五 ]H ~Y7\N-v  
    +4et7  
    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: !:WW  
    !Xj#@e  
                    表一 i|]7(z#OyI  
    5t\HJ`C1Z  
    载荷     水平面H     垂直面V #)s!}X^  
    }aF  
    支反力F       $ rUSKm#  
    a?F!,=F  
    弯矩M       E{4 e<%Y,  
    ?]#OM_,8  
    总弯矩       b9~A-Z  
    F";.6%;AC  
    扭矩T     T=146.8Nm f'X9HU{Cz  
    a 7#J2r  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: %'bJ:  
    `&!k!FZY*  
    根据[2]中公式15-5,即 C&+6>L@  
    qmglb:"  
    取 ,并计算抗弯截面系数 DkDoA;m  
    P(,?#+]-  
    因此轴的计算应力 PT'MNH  
    :@eHX&  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 :ofBzTNwZ  
    j.m(ltGh  
    ,故安全。 edipA P~!  
    * **a2Z/(  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 IXpc,l `  
    8|@9{  
    ①、判断危险截面 xb:&(6\F  
    rf.`h{!!  
    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。 +1rkq\{l  
    OGOND,/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。 jZteooJG|  
    /(hUfYm0  
    ②、截面2左侧: NI aFI(  
    3Fs5RC~a  
    抗弯截面系数     /mA,F;   
    = &tmP  
    抗扭截面系数     ]fBUT6  
    /Fgw$ ^H  
    截面2左侧的弯矩为 );FS7R  
    o`n$b(VZ  
    扭矩为         t)f-mQz)  
    ICC%,$C~l  
    截面上的弯曲应力   .uF[C{RnO  
    Jrxz'9qRG  
    扭转切应力为     b[I8iSkfi  
    h6~$/`&]b  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; >R\lqLILb,  
    `R"~v/x  
    r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 a5Y IUVCv  
    mN |r)4{`  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 :Dt~e|  
    g[H',)A)  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 Hc^W%t~  
    *`_{  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; Hnk:K9u.B:  
    X5LBEOG  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; bi[IqU!9  
    6eFp8bANN#  
    轴未经过表面强化处理,即 ;根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数     (o5j'2:.  
    qpIC{'A.  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 }e2VY  
    R :X0'zeRr  
    ③、截面2右侧: 2*w0t:Yx e  
    #@HF<'H}mu  
    抗弯截面系数     i4JqT\q  
    V!v:]E  
    抗扭截面系数     ':{>a28=  
    /!h;c$  
    截面2右侧的弯矩为 N IdZ  
    WOzf]3Xcj  
    扭矩为         [AMAa]^  
    >NYW{(j  
    截面上的弯曲应力   [e[<p\]  
    gzoEUp =s  
    扭转切应力为     #Cpd9|  
    y!tC20Q   
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 ktIi$v  
    *(C(tPhC  
    表面质量系数 ; }>)[<;M>%  
    8>hwK)av  
    故综合影响系数为 @)o^uU T