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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 gY], (*v  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com u"K-mr#$[o  
    谢谢啦
    离线b3115321
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    只看该作者 11楼 发表于: 2008-12-22
    woyexiangyao
    离线hubowen
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    只看该作者 12楼 发表于: 2008-12-24
    xuyao a  
    离线szh8349845
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    只看该作者 13楼 发表于: 2009-01-07
    51541651
    离线豆豆瓜皮
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    只看该作者 14楼 发表于: 2009-05-31
    我也需要啊,675714396@qq.com \LRno3  
    很感谢
    离线tian1986
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    只看该作者 15楼 发表于: 2009-06-08
    我也要啊
    离线359974973
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    只看该作者 16楼 发表于: 2009-11-27
    借借用……
    离线zyh_feng
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    只看该作者 17楼 发表于: 2009-12-08
    机械资源里有
    离线liyangcomeon
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    只看该作者 18楼 发表于: 2009-12-29
    回 楼主(waitwuyi) 的帖子
    就是啊,快啊,急,谢谢啊
    离线liyangcomeon
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    只看该作者 19楼 发表于: 2009-12-29
    回 楼主(waitwuyi) 的帖子
    课程设计任务书-设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 j"HB[N   
    E}mnGe  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 ItHKpTe r  
    f8_5.vlw  
    原始数据 ,SuF1&4  
    ZU7e1VaZM  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 ~d?7\:n  
    I,QJ/sI  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 jwyJ=W-  
    R*/%+  
    运输链的工作速度(m/s)     1.00     0.8     0.9     0.95     0.84     0.78     0.9     0.8     0.95     0.85 {%^q8l4j  
    y _>HQs,:  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 yPn5l/pDDr  
    v-Ggf0RF  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 tx Lo =  
    lMB^/-Y  
      工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 ' wvZnb  
    2sjV*\Udf  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 :)t1>y>3  
    1[D~Ee p  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 52/^>=t  
    8fTuae$^  
    原始数据 0wB ?U~  
    Vd4x!Vk  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 FgrOZI;_  
    f8+($Ys  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 ZGSb&!Ke  
    GfD!Z3  
    运输带子的工作速度(m/s)     1.20     1.2     1..25     1.3     1.4     1.0     1.2     1.3     1.35     1.4 [{ K$sd  
    b)(#/}jMkD  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 rr'RX  
    m[!t7e  
      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 c_x6FoE;L  
    f I`6]?W  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 Y b]eWLv  
    #q9jFW8  
    机械设计课程设计计算 }I}RqD:`  
    52q@&')D4M  
    说明书 iE':ur<`  
    D&0*+6j((  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 )i0\U  
    .d^8w97  
    目录 LtJ$ZE^GB  
    c>:}~.~T  
    1.     设计任务书....................................3 uNxR#S  
    NjMbQ M4  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 `]#DdJ_|  
    epJVs0W  
    3.     电动机的选择..................................4 mNc (  
    (\e,,C%;  
    4.     传动装置总体设计..............................6 _S{HVc  
    :-xp'_\L  
    5.     传动零件的设计计算............................7 he8y  
    fJn;|'H!  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 I{ ;s.2  
    {vx{Hwyv  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 R4 ;^R  
    *$Aneq0f  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 uwsGtgd&  
    e!d& #ofw|  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 #b4`Wcrj  
    |+mhYq|`  
    1)     轴一的设计.....................................17 KVvIo1$N  
    ]t\fw'  
    2)     轴二的设计.....................................23 e57}.pF^  
    *Tl"~)'t~  
    3)     轴三的设计.....................................25 \vT0\1:|i  
    /~{8/u3  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 b&"=W9(V  
    n9<QSX&~<  
    8.     键联接的强度较核..............................27 lfOF]Kiqr  
    1 ?]Gl+}  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 Q6Vy}  
    R{NmWj['Mg  
    10.     参考文献......................................35 4};iL)  
    {oy(08 `6  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 F6dm_Oq&  
    w1KLQd:yq  
    一、课程设计任务书 :iD( [V  
    :aV(i.LW  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) W( E!:  
    mhH[jO)  
                          图一 #*BcO-N  
    W @Y$!V<  
    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%。 ;26a8g(  
    rtS(iD@B"  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 hzg&OW=:  
    dB ?+-aE  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 9`f]Rf"  
    bU/5ug.  
    运输链节距(mm):60 12gcma}  
    bLUn>ch  
    运输链链轮齿数Z:10 ~e@ QJ=r  
    n,hHh=.Fu  
    二、系统传动方案分析与设计 oZHsCQ%  
    0R\lm<&  
    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。 .n[!3X|d  
    3+u11'0=t  
    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。 tj;<Z.  
    ajq[ID  
    3. 系统总体方案图如图二: cF_ Y}C  
    rBye%rQRq  
                        图二 (/14)"Sk  
    '*MNRduE6  
    设计计算及说明     重要结果 k {_X%H/  
    @\e2Q& O  
    三、动力机的选择 /Z';# G,z  
    +e);lS"+/  
    1.选择电动机的功率 N&K:Jp  
    q+.DZ @  
    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 u7ZSs-LuHw  
    B f~  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; `YVdIDl]  
    dqwAQ-x  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; &?f{.  
    x* *]@v"g  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 @Iia>G @Rz  
    Z@>hN%{d+g  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               r&@#,g  
    6QkdH7Qf=  
    滚动轴承效率η2=0.98; 1q]V/V}  
    bccJVwXv  
      链传动效率η3=0.96; {Lwgj7|~  
    qX^#fk7]  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; TUHC[#Vb?  
    AP' Uc A  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; 7tP?([o%F  
    Qz2Y w `  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 bq/ m?;  
    YHAhF@&  
    因此总效率 Y!c RzQ  
    >&6pBtC_  
    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 K:gxGRE  
    _tTtq/z<  
    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   /{vv n  
    qqA(Swe)T  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 qL.1N~$2  
    )XV|D  
    2.选择电动机的转速   \W=~@k  
    `9E:V=  
    电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 VHwb 7f]gq  
    :akEl7/&  
    按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , 3}e-qFlV8,  
    o%XAw   
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 PeGA+0bm  
    {R%v4#nk  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; A;7p  
    fgIzT!fyz  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; <aR9,:  
    =cI -<0QSn  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; S&_Z,mT./  
    !`"@!  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 O32p8AxEz  
    GEj/Z};;[b  
    所以   8dgI&t  
    OD7tM0Wn  
    因此 *z I@Htp  
    <9z2:^  
    3.选择电动机的类型 7s@%LS  
    BOClMeA4  
    选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 KU#w %  
    B64L>7\>`  
    通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 /.B7y(  
    2 Z K:S+c  
    查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 @yiAi:v@  
    kx&Xk0F_g  
    四、传动装置总体设计 cdiDfiE  
    TbX#K:l  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 bC*( ,n<'  
    %\Dvng6$  
    传动装置的传动比要求应为 tS#=I.ET  
    k+#6  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 #^%HJp^  
    "P.H  
    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。 >xrO W`p ]  
    "2} {lu  
    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。 Lt`d {s  
    KG9h rT  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 DP{kin"4I  
    /$ Gp<.z  
    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。 q)0?aL  
    ?^I\e{),c  
    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 N fe  
    -OV:y],-  
    1)     各轴转速计算如下 V&nTf100  
    z H$^.1  
    式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 (ndXz  
    N3/G6wn  
        2)各轴功率 KFQ4vavNh  
    L&h@`NPO a  
    式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。  dxHKXw  
    Itq248+Ci  
    3)     各轴转矩 dJyf.VJ  
    [R V_{F:'  
    电动机轴的输出转矩 ,liFo.kT8%  
    H'2&3v  
    五、传动零件的设计计算 o[Ojl .r<  
     B=)&43)\  
    1、直齿锥齿轮的设计 {2jetX`@h  
    !J#oN+AR  
    1)设计已知:齿数比(传动比)u=2.4;小齿轮转速 输入功率P=3.96k     W;传递的转矩T=26.26N?m。 D1w;cV7/d  
    Jv_KZDOdk  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: 0X \OQ;  
    2J7= O^$?  
    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)。 ;rwjqUDBz  
    [I6(;lq2  
    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。 Tx+!D'>  
    R"@J*\;$T  
        在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; j}P xq  
    R`M>w MLH  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; >fZ N?>`  
    3JhT  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 vbFi# |EU  
    KmF" Ccc  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; >i&"{GZ  
    Std?p{ i  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; cD^`dn%$  
    =[A5qwyv  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; d_t>  
    8+}yf.`  
    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 %63zQFk  
    7kiZFHV  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; q47>RWMh%  
    7Iz%Jty  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 ;4(ULJ*  
    Kjw==5)}  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 6yn34'yw  
    hY*ylzr83  
    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 `.oWmBey\  
    >z{*>i,m1  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 =7^rKrD  
    +/"Ws '5E  
    h、     小齿轮分度圆周速度v 0`WjM2So  
    Go^a~Sf$  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; j 3/ I =  
    1gK<dg  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; 4lM)ZDg  
    qu8!fFQjYL  
      齿间载荷系数取 ; J#1-Le8@  
    B=ckRW q  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 "+0Yhr?  
    ON,sN  
      故载荷系数 ; MWGs:tpL4  
    c+BD37S  
    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 E O.Se9ux  
    g4eEkG`XTS  
    模数     T<o^f n,H  
    tfKf*Um  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 _DDknQP  
    x]6-r`O7r  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; UO1WtQyu,H  
    %>];F~z  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; ~nP~6Q'wSH  
    W?>C$_p C  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 a- \M)}T  
    z`Jcpt  
    b)     去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 ?IN'Dc9&%-  
    h0cdRi  
    载荷系数K=2.742; *\-$.w)k  
    p&s~O,Bw$  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 =00c1v  
    B5A/Iv)2  
    因此,当量齿数 ;c/|LXc\  
    2\4ammwT  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 ?DGe}?pX  
    '!hA!eo>J  
    应力校正系数   x>]14 bLz  
    +UM%6Z=+  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: \4`:~c  
    )X2 /_3  
    结果显示大齿轮的数值要大些; wB(X(nr  
    < NRnE8:  
    e、设计计算 `iQ])C^d  
    w *pTK +  
    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 ; _K3/:  
    UR|Au'iu  
    大齿轮齿数   ; sk%Xf,  
    ufF>I  
    5) 其他几何尺寸的计算 %&5PZmnW  
    De-hHY{>  
    分度圆直径   Ueb&<tS  
    L-9 AJk>V  
    锥距       )ep1`n-  
    94}y,\S~  
    分度圆锥角   Pf:;iXH?  
    8}?w i[T  
    齿顶圆直径   v[2N-  
    `DFo:w!k  
    齿根圆直径   <-h[I&."  
    ^$AJV%3wI  
    齿顶角       rJM/.;Ag  
    W%wc@.P  
    齿根角     vf@toYc[E  
    "?M)2,:A  
    当量齿数     Y6E0-bL@Fe  
    1xD?cA\vu  
    分度圆齿厚   8yC/:_ML  
    W9G1wU  
    齿宽       h J H  
    ujf]@L?  
    6) 结构设计及零件图的绘制 1wg#4h43l  
    ,Dy9-o  
    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. 98rO]rg  
    eyzXHS*s;L  
    零件图见附图二. VZ]}9k  
    C klIrD{  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 |4j'KM;U  
    |%g)H,6c  
        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 ; moD)^':.  
    $Xr4=9(|7  
    2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 +7 mUX  
    6ltV}Wt-  
        3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 J(Fk@{!F.*  
    z^o7&\:  
        4)材料及精度等级的选择 C*stj  
    `$Y%c1;  
    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)。 mM2DZ^"j(  
    "!R*f $  
    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。 8wLGmv^  
    v[\GhVb  
    5)     压力角和齿数的选择 n+1`y8dy  
    v@,`(\Ca'  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 0O?\0k;o  
    "9#hk3*GqX  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? }p>l,HD  
    20w4 '@sq  
    取 。 T[- %b9h>  
    Dn48?A[v  
    6)     按齿面接触强度设计 juA}7   
    TPA*z9n+B  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 5^N y6t  
    * >k6n5%  
    a.     试选载荷系数 ; Zm vtUma  
    &],O\TAul  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : -XfGF<}r  
    lXRB"z  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; ' L-h2  
    r2\ }_pIj  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; uMjL>YLq{?  
    "8 ?6;!,  
    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 。 E%?> %h  
    BKK@_B"  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 m A('MS2  
    _^D-nk?  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; 7#j9"*  
    ddY-F }z~  
    h.     计算接触疲劳许用应力: g,B@*2Uj  
    *G[` T%g  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 xLP8*lvy  
     USJ4Z  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, X([@}ren  
    b?/Su<q  
    j.     计算圆周速度 S`& yVzv  
    CdKs+x&tZ  
    k.     计算齿宽b PHMp, z8  
    _TyQC1 d  
    l.     计算齿宽与齿高之比 v}<z_i5/C.  
    i "aQm  
    模数     .*?)L3n+t  
    Lr Kx  
    齿高     _8 l=65GW  
    jX,A.  
    所以     4M;S&LA  
    1pqYB]*u_  
    m.     计算载荷系数 GuF-HP}xM  
    b/4gs62{k  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; D >kkA|>  
     nyZ?m  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; D=)qd@,K  
    qc3?Aplj  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; z'zC  
    *7qa]i^]  
    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     kdMB.~(K=  
    u@aM8Na  
    代入数据计算得   7o-}86x#  
    V/ZWyYxjLi  
    又 , ,查[2]图10-13得 V/)3d  
    R%JEx3)0m  
    故载荷系数 eTt{wn;6  
    nTsPX Tat  
    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 Y5TBWcGU%  
    7N0m7SC  
    o、计算模数m z u1gP/  
    P d(n|t3[8  
    7) 按齿面弯曲强度设计 Si|8xq$E;  
    {9hhfI#3_  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 ">s0B5F7  
    %Ip=3($Ku[  
    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 ; <4;f?e u  
    xH-} <7  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 ^1ks`1  
    "H{#ib_c_  
    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 ;8gODj:dO  
    w$Mb+b$  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K P2)g%$ME  
    %;`3I$  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 5JZZvc$au  
    94XRf"^  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 }Z`@Z'  
    t;[Q&Jl  
    小齿轮   hy:K) _  
    73M;-qnU  
    大齿轮 _"'-f l98*  
    1xwq:vFC.  
        结果是大齿轮的数值要大; [92bGR{  
    .gI9jRdKw  
      g.设计计算 b$FXRR\G  
    gwYTOs ^  
    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。 ,qlFk|A|  
    1z[blNs&  
          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 ; >2)!w  
    ^[zF IO  
    8)     其他几何尺寸的计算 ~0n9In%  
    X .S8vlb4z  
    分度圆直径     n]btazM{  
    Fw;Y)y=O  
    中心距       ; +z\O"zlj  
    c>Ljv('bj  
    齿轮宽度     ; SiJX5ydz  
    # /pZ#ny  
    9)验算     圆周力 1'* {Vm M  
    2qkC{klC^M  
      10)结构设计及零件图的绘制 k?=V?JWY  
    )5bdWJ>l  
        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。 YCQ+9  
    ]9pcDZB  
    3、链传动的设计计算 @i:_ JOl  
    i@d@~M7/  
        1.设计条件 |zL.PS  
    FdJC@Y-#uA  
        减速器输出端传递的功率 ?)5M3 lV3k  
    |m7`:~ow  
        小链轮转速 *'(dcy9  
    LvS3c9|Aj  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 Jh:-<xy)  
    5 *>3(U  
        2.选择链轮齿数 %25_  
    & ~[%N O  
        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 。 P.1iuZ "w  
    HM1y$ej  
        3.确定链条链节数 O^gq\X4}  
    }fs;yPl,  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 $RSVN?  
    UoxF00H@!  
                  取 (节) Bf88f<Z  
    w02HSQ  
        4.确定链条的节距p ;7<a0HZ5!  
    Ic&t_B*i}]  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 UwQ3q  
    Xc5[d`]  
        2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 vR~*r6hX8  
    V2]S{!p}k  
    齿数系数 @;,O V&XYn  
    6YU2  !x  
    链长系数       a^5`fA/L,  
    9e :E% 2  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 JnY3]  
    JT^E `<nn  
    根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 %dT%r=%Y  
    v981nJ>w,  
        5.确定链长L及中心距a |_2ANWHz  
    IL:"]`f*  
        链长 Ef`LBAfOO  
    O x$|ZEh  
    由[2]公式9-20得理论中心距 #CQ>d8&  
    FvI`S>  
    理论中心距 的减少量 lE|T'?/  
    }\ DQxHG  
    实际中心距 X)f"`$  
    nLfnikw&  
    可取 =772mm S s`0;D1  
    M9OFK\)  
          6.验算链速V -6tF   
    Yg]f2ke  
    这与原假设相符。 >6DY3\  
    Gj_b GqF8}  
          7.作用在轴上的压轴力 Ju9v n44  
    VYAe !{[  
    有效圆周力 "^D6%I#T  
    cT0g, ^&  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 T&23Pf1  
    ( L6`_)  
    六、轴系零件的设计计算 %-'U9e KN  
    d|NNIf  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 N8{>M,  
    }b^lg&$(  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: BVNh>^W5B  
    anwn!Eqk"  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: |B`tRq  
    u ?Xku8 1l  
    在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 x/S%NySG  
    5#F+-9r  
    径向力       Q8~pIv  
    4#YklVm  
    其方向如图五所示。 5k(#kyP  
    t3XMQ']  
      (3)初步确定轴的最小直径 ;hZ@C!S:  
    -oo=IUk  
    选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 *sG<w%%  
    4yM8W\je  
    查[2]表15-3取45钢的 *Sf^()5C,  
    ]/'] {*T1  
    那么       _# F'rl6'  
    m#eD v*  
    该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 *j* WE\  
    ~GeYB6F  
      (4)轴的结构设计 D?'y)](  
    NE4fQi?3  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 %dU}GYL_  
    p{J_d,JH  
                    图三 ZD{srEa/a  
    !T{g& f  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 v8IL[g6"  
    W<L6,  
        a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 M Sj0D2H  
    PS22$_}   
        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 $g};u[y  
    y {]%,  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; .'1j5Y-l`N  
    z>:7}=H0  
    c、取安装齿轮处轴段的直径 ;齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm,为使套筒端面可靠的压紧齿轮,该轴段长度应略短于齿轮宽度,故取 ;齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度 ,取 ,则轴肩处的直径 ;轴环宽度 ,故取 。 +*DX(v"BH  
    eQx"nl3U%  
    d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求,取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm,则 (参看图四)。 4Dia#1$:J  
    q': wSu u  
                    图四 [mPdT^h  
    b9N4Gr  
    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 jQ)>XOok  
    hI8C XG  
    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。 z{d5Lrk  
    "/?qT;<$)  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 .[fz x`  
    QO.gt*"  
    根据轴端直径,参考[2]表15-2取轴端倒角为 ;各轴肩未注圆角半径为R1.6,如轴结构与装配图四。 ODEXQl}R  
    C(|5,P#5  
    (5)求轴上的载荷 }6> J   
    m4wTg 8LJ  
    根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁,轴的支承跨度 , Ol9 fwd  
    `yZZP   
    ; ; '>Y 2lqa  
    { NJ>[mKg  
    图五 Z5L1^  
    lKUm_; m  
    从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: Ekme62Q>u  
    )<F\IM  
                    表一 ~,68S^nP)H  
    B7MW" y  
    载荷     水平面H     垂直面V *h:EE6|  
    1>VS/H`  
    支反力F       0Zh _Q  
    Y0\\(0j64  
    弯矩M       Td1ba^J  
    &2=KQ\HO  
    总弯矩       #cG479X"  
    !(K{*7|h  
    扭矩T     T=146.8Nm ;-GzGDc~0  
    TrU@mYnE  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: _ D9@<+MS*  
    o}+Uy  
    根据[2]中公式15-5,即 vfUfrk@D~  
    Lu39eO6  
    取 ,并计算抗弯截面系数 V55J[s*6!  
    6.s?  
    因此轴的计算应力 gQ[^gPWP"  
    m8j-lNu  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 o`mIi  
     'Q>z**  
    ,故安全。 Jx$#GUl#j  
    P`dHR;Y0  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 Df~p 'N-$  
    1`]IU_)1B  
    ①、判断危险截面 |cGeL[  
    LDEW00zL  
    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。 `]P5,  
    `u\z!x'  
    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 { "] T:  
    w<e;rKr   
    ②、截面2左侧: J.mewD!%z  
    ]p&<nK,  
    抗弯截面系数     (}1v^~FXj  
    -^4bA<dCCE  
    抗扭截面系数     V9j1j}  r  
    } .3]  
    截面2左侧的弯矩为 JkDPuTXD  
    72ViPWW  
    扭矩为         Mq :'-`  
    OZ'.}((?n  
    截面上的弯曲应力   ]vQ?]d?>a  
    3V Mh)  
    扭转切应力为     =ym  
    CLY6 YB' R  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; 25a#eDbqi  
    fb"J Bc}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 8| e$  
    xR|eyeR  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 3> \fP#oQ  
    5`"*y iv  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 4l ZJb  
    H*{k4  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; y,v0-o~q  
    z/0yO@_D/q  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; P,/13tZ#3  
    e-iYJ?  
    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     K)Zkj"y  
    IQw %|^  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 L)/6kt=  
    o'^;tLs15  
    ③、截面2右侧: i9;27tT~<  
    mC:X4l]5  
    抗弯截面系数     p584)"[*t  
    Qb?y@>-[  
    抗扭截面系数     kQwm"Z  
    ?UZ$bz  
    截面2右侧的弯矩为 7~ *;=,mw  
    r}R^<y@I  
    扭矩为         AJ\VY;m7F  
    niYz9YX  
    截面上的弯曲应力   i'!jx.  
    G}P)vfcH  
    扭转切应力为     JN&MyA"  
    C!7U<rI  
    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):uF_t<  
    KP=D! l&q  
    表面质量系数 ; Mu'^OX82  
    X:G& 5  
    故综合影响系数为 7MO