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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 6m-:F.k1(  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com ,{uW8L  
    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 7d&DrI@~  
    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! {Al  
    'BY-OA#xJ  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 Y;Ap9i*  
    gV8"V Zg2  
    原始数据 [E7MsX  
    3X;{vO\a1  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 wd[eJcQ,  
    LXj5R99S  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 #E DEYEW7  
    u)a'  
    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 UUeB;'E+  
    OR:[J5M)  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 yhpz5[AuO  
    qTT,U9]:  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 U3E&n1AA  
    !nd*W"_gQ/  
      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 03k?:D+5  
    %d1draL  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 MPIlSMe  
    i^)WPP>4Aw  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 KB!5u9  
    YuQ~AE'i  
    原始数据 [84F0 9HU  
    Iy';x  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 ?P/AC$:|I  
    +H_MV=A^  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 TW7:q83{l  
    e4`uVq5  
    运输带子的工作速度(m/s)     1.20     1.2     1..25     1.3     1.4     1.0     1.2     1.3     1.35     1.4 Zp&@h-%YoD  
    (gwj)?:  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 WA6!+Gy  
    #]E(N~  
      工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 ";x+1R.d  
    @%hCAm  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 JBC$Ku  
    -)jax  
    机械设计课程设计计算 ff e1lw%  
    krB'9r<wa`  
    说明书 $g10vF3  
    L?5f+@0.  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 "Pz}@=  
    UG;Y^?Ppe5  
    目录 HN6}R|IH  
    ]]0,|My7  
    1.     设计任务书....................................3 R"AUSO|{  
    :7g=b%;  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 x%N\5 V1  
    ~rD={&0  
    3.     电动机的选择..................................4 F'JY?  
    t<j^q`;@v  
    4.     传动装置总体设计..............................6 9Q;c ,]  
    cXnKCzSxZq  
    5.     传动零件的设计计算............................7 #]]Su91BA  
    '?QuJFki  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 \4d.sy0&>-  
    l [GOs&D1  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 3;[DJ5  
    l?8M p$M  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 6KZf%)$  
    /9pM>Cd*Z  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 B,WTHU[AV  
    N587(wZ  
    1)     轴一的设计.....................................17 _>m-AI4^  
    C? 4JXW  
    2)     轴二的设计.....................................23 X2|Y  
    %+)o'nf"U  
    3)     轴三的设计.....................................25 uC3:7  
    L!Cz'm"Nl  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 ^].jH+7i*  
    DZS]AC*  
    8.     键联接的强度较核..............................27 ?, r~=  
    6 K` c/)  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 @|}BXQNd  
    e({9]  
    10.     参考文献......................................35 H( jXI  
    i_R e*  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 Z?P~z07  
    lbdTQ6R  
    一、课程设计任务书 YevyN\,}V!  
    YgUH'P-  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) B/JO~;{  
    F>je4S;  
                          图一 :~Q!SL N  
    iD38\XNMV  
    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%。 `:m!~  
    m([(:.X/IX  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 Y9=K]GB  
    {`=0 |oP}  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 ]uj=:@  
    `;|5  
    运输链节距(mm):60 IQ< MyB(  
    {5r0v#;  
    运输链链轮齿数Z:10 g"s$}5{8:  
    TGXa,A{  
    二、系统传动方案分析与设计 {GDmVWG0q  
    Rlnbdb;!k  
    1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 `p b5*h6r!  
    ).` S/F  
    2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 bzDIhnw  
    =gfI!w  
    3. 系统总体方案图如图二: ?[<Tx-L  
    ?\KM5^eX  
                        图二 9SlNq05G7  
    j*"3t^|-  
    设计计算及说明     重要结果 ]M/9#mD9~  
    d)cOhZy  
    三、动力机的选择 Z=B_Ty  
    E:zF/$tG  
    1.选择电动机的功率 %*aJLn+]_R  
    b*a2,MiM  
    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 S##1GOO  
    !Fo*e  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; iv`O /T  
    ;6@r-r  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; V.ht, ~l  
    "mL++>ZSQ  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 2!&&|Mh}  
    UYk>'\%H0  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               f/WQ[\<!I  
    7n]65].t  
    滚动轴承效率η2=0.98; 8}H1_y-g[  
    W$U0[^1  
      链传动效率η3=0.96; (,^*So/  
    x!\ONF5$  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; X[#zCM  
    +*\X]06  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; |KB0P@=a  
    5@*'2rO&!  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 ]E  =Iu  
    UnVm1ZWZ  
    因此总效率 m9U"[Huv1E  
    x^Yl*iq  
    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 V f-a'K&  
    ^c~)/F/cF  
    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   o6f_l^+H  
    k = ?h~n0M  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 E?(xb B  
    e8YMX&0%  
    2.选择电动机的转速   ZmOfEg|h\  
    $+.l*]  
    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。 | mu+9   
    ["\;kJ.  
    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 , *:i1Lv@  
    r=yK,d/1  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 n wI!O  
    yj4+5`|f  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; ?+T^O?r|O  
    hhoEb(BA  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; *6xgctk  
    cYXM__  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; eZ"1gYqy  
    $}")1|U,X  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 XZw6Xtn  
    Y>jiXl?&  
    所以   p ?wI9GY  
    AoA!q>  
    因此 O;7)Hjwt  
    Qt]Q: 9I[  
    3.选择电动机的类型 q80S[au  
    `jS T  
    选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 r>bJ%M}  
    29XL$v],  
    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。 G,;,D9jO7  
    jqr1V_3(  
    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。 ie-vqLc  
    lO2[JP  
    四、传动装置总体设计 i-yy/y-N  
    ?xK,mbFgl  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 S*AERm   
    "`6n6r42  
    传动装置的传动比要求应为 ~ ihI_q"  
    L@JOGCYy  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 Qp`gswvE  
    :$MG*/Q  
    各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 5q "ON)x  
    [pVamE  
    综合考虑各项因素,查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3;圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5;圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 RCRpzY+@  
    Z,iHy3`  
    2.计算传动装置的运动和动力参数  *.)tG  
    !%dN<%Ah  
    设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 .f+TZDUO  
    u{["50~  
    该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 q&:=<+2"  
    ah~Y eJp  
    1)     各轴转速计算如下 ax 41N25  
    !nAX$i~  
    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。 {}:ToIp  
    If%/3UJ@  
        2)各轴功率 cyJG8f  
    %Qk/_ R1   
    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。 :kfp_o+J  
    l3 DYg  
    3)     各轴转矩 -.{g}R%  
    ;2Q~0a|  
    电动机轴的输出转矩 ?)e37  
    trE{FT  
    五、传动零件的设计计算 KN-avu_Ix  
    ;NlWb =  
    1、直齿锥齿轮的设计 z2Z^~, i  
    'w1YFdW  
    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。 H ty0qr3  
    t|m=J`a{q;  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: ,!U=|c"k)  
    %6_AM  
    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)。 ;NRF=d>  
    )Pv9_XKJ  
    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。 sN5B7)Vc  
    "?mJqA  
        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*9~yT' Q  
    qoAj] ")  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; '}Ri`  
    N<DGw?Rl  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 &5: tn=E  
    } CfqG?)  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; |.wEm;Bz  
    B2ec@]uD`  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; Ag@;  
    9Vf1Xz  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; ;,]P=Ey  
    0:b2(^]bg  
    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 *&f$K1p  
    "9n3VX)  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; @]ao"ui@/  
    /q5:p`4{J  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 KgR<E  
    -+O 9<3ly  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 XQS9,Hl  
    /B}lO0]:  
    f、     取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 *E{2J:`  
    ciMzf$+G$  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 E4hLtc^ +  
    x.q+uU$^  
    h、     小齿轮分度圆周速度v 2,*M|+W~  
    RZ+`T+zL  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; [}&Sxgv  
    G\(|N9^:  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; H<3I 5Kgt  
    v,ju!I0.  
      齿间载荷系数取 ; |DsnNk0c  
    0'IBN}  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 YY!Rz[/  
    7nuU^wc  
      故载荷系数 ; h*v8#\b$J_  
    GI&h`X5,e  
    j、     按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a J_;o|gqX  
    Dtj&W<NXo  
    模数     !50[z:  
    #_u~/jhX  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 Y0X-Zqk'  
    ?Ec7" hK  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; G["c\Xux  
    Bi{$@n&?f  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; YD7Oao4:o  
    ' MxrQ;|S  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 Q@HopiC  
    /Sh#_\x  
    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 1@-Ns  
    k`N^Vdr  
    载荷系数K=2.742; ?5 {>;#0Z  
    |)*fRL,  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 OE-gC2&Bm  
    q7E~+p(>(  
    因此,当量齿数 tdu$pC6  
    z5 YWt*nm  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 ruy}/7uf  
    _FWBUZ;N  
    应力校正系数   .qZI$ l .  
    )h)]SF}  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: q?8| [.  
    pS7w' H  
    结果显示大齿轮的数值要大些; 1|jt"Hz  
    |/)${*a4n  
    e、设计计算 ~W-PD  
    c-0#w=  
    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 G2T|RT $_K  
    lx7Q.su'  
    大齿轮齿数   ; {.INnFGP@)  
    :Cj OPl  
    5) 其他几何尺寸的计算 #NryLE!/  
    :w^Ed%>y7  
    分度圆直径   )z28=%g  
    Bn &Ws  
    锥距       >: g3k  
    N <Xq]! K-  
    分度圆锥角   m+T;O/lG0{  
    =7m)sxj]w  
    齿顶圆直径   "9Q40w\  
    Rw0qcM\>|  
    齿根圆直径   ?BZPwGMs  
    VG ;kPzze  
    齿顶角       aq@8"b(.  
    ][p>Y>:b-  
    齿根角     :BV6y|J9O^  
    $arK(  
    当量齿数     m()RU"WY  
    !*B'?|a<\  
    分度圆齿厚   wG-HF'0L  
    #ZrHsf P  
    齿宽       lUMS;H(  
    4?q <e*W  
    6) 结构设计及零件图的绘制  KJaXg;,H  
    4p,EBn9(  
    小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. =E#%'/ A;c  
    J`].:IOh  
    零件图见附图二. 8&qZ0GLaT  
    ;"~ fZ2$U  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 1oW ED*B  
    GQUe!G9  
        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 ; .7avpOfz  
    EWkLXU6t  
    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。 _8F`cuyW  
    Ssou  
        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。 '9 [vDG~  
    0vD7v  
        4)材料及精度等级的选择 1e{IC=  
    ij(B,Y  
    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)。 E^/t$M|H  
    < (fRn`)PT  
    由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 }o?APvd  
    LcTt)rs f  
    5)     压力角和齿数的选择 `-J%pEIza  
    PIoLywpRn  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 P"IPcT%Ob%  
    ?kH8Lw~{5W  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? 2j}\3Pi  
    3yU.& k  
    取 。 1Vrh4g.l  
    v50bdj9}k  
    6)     按齿面接触强度设计 26I_YL,S  
    2db3I:;E  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 8m\7*l^D:  
    r")`Ph@yp  
    a.     试选载荷系数 ; }J:U=HJ  
    v4`"1Ss,K  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : c4^ks&)'  
    %7IugHH9y  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; emqZztccZ  
    %,}A@H ,  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; 7byK{{/z  
    lhAX;s&9  
    e.     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限  ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 j7$e28|_n  
    jHE}qE~>5  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 i@)i$i4  
    v1+3}5b'uF  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; IEsEdw]aZE  
    59Xi3KY  
    h.     计算接触疲劳许用应力: `>f6) C-  
    e,vvzs o  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 K/j3a[.  
    .oYl-.E>&  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, ?(D q?-.  
    "U>JM@0DNm  
    j.     计算圆周速度 a eFe!`F  
    eg\v0Y!rI  
    k.     计算齿宽b Ce9|=Jx!  
    ([T>.s  
    l.     计算齿宽与齿高之比 ;c-(ObSm  
    1 d}Z(My  
    模数     =9O^p@Q#W  
    9kN}c<o  
    齿高     GP!?^r:en  
    {5U{8b]k  
    所以     /YP{,#p  
    , pDnRRJ!  
    m.     计算载荷系数 qT{U(  
    F\JM\{&F  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; nBjqTud  
    vM*-D{  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; TJ_$vI  
    0=@?ob7  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; `<`` 8  
    E4`N-3  
    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@ +{5%  
    &S{RGXj_  
    代入数据计算得   J*yf2&lI5  
    Zd^rNHhA  
    又 , ,查[2]图10-13得 cs,N <|  
    twL3\ }N/B  
    故载荷系数 dpAjR  
    q8X feoUV  
    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 @| M|+k3  
    A-H&  
    o、计算模数m mXRB7k  
    [-65PC4aN  
    7) 按齿面弯曲强度设计 W98i[Q9A7  
    ] bM)t<  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 \rx3aJl  
    / ;$#d}R  
    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 ; 1tEgl\u\  
    Fsmycr!R  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 w k(VR  
    rHC>z7+z.  
    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 =)M/@T  
    ypbe!Y<i]  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K f/ ?_  
    "9ZID-~]  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 j~2{lCT  
    y6ECdVF  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 y?[ v=j*U  
    ]{)a,c NG  
    小齿轮   L"E7#}  
    Sz%t JD..  
    大齿轮 A_XY'z1  
    r54&XE]O  
        结果是大齿轮的数值要大; d?s<2RkPT  
    dbwe?ksh  
      g.设计计算 `> 7; !  
    j#X.KM   
    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。 ;;_,~pI?k  
    3B1XZm  
          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 ; *"+=K,#D  
    0ZT5bg_M  
    8)     其他几何尺寸的计算 Fu SL}P  
    )#BMTKA^  
    分度圆直径     5QW=&zI`=  
    X\`_3=  
    中心距       ; >QjAoDVX?  
    zcel|oz)  
    齿轮宽度     ; V@B__`y7  
     |XT)QK1  
    9)验算     圆周力 ?zeJ#i  
    %z /hf  
      10)结构设计及零件图的绘制 ) brVduB  
    4iqoR$3Fc  
        由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。 3/aMJR:o  
    B( ]M&  
    3、链传动的设计计算 J4QXz[dG  
    -l`f)0{  
        1.设计条件 w zYzug  
    33o9Yg|J~  
        减速器输出端传递的功率 di?K"Z>  
    xO$lsZPG  
        小链轮转速 Z,RzN5eN  
    8J=? 5  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 1%EBd%`#  
    iWRH{mK  
        2.选择链轮齿数 GS0;bI4ay  
    VYu~26Zr  
        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 。 =q>'19^Jx  
    '= _/1F*q  
        3.确定链条链节数 CUO+9X-<8  
    VLS0XKI)  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 z{[xze-f  
    ?p9VO.^5  
                  取 (节) :?k>HQe  
    :H7D~ n  
        4.确定链条的节距p e>7]w,*|  
    b o0^3]Z  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 " W!M[qBW  
     V_C-P[2~  
        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 6FUw"|\u{  
    Ipf|")*  
    齿数系数 G'rxXJq  
    9:fOYT$8  
    链长系数       @x9a?L.48  
    6BY-^"W5`  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 wmk *h-  
    E'v _#FLvR  
    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。 3 j!3E  
    RSr %n1  
        5.确定链长L及中心距a _.>QEh5"5  
    |>27'#JC  
        链长 3,>0a  
    !zux z  
    由[2]公式9-20得理论中心距 Scp7X7{N  
    dI*pDDq#  
    理论中心距 的减少量 \[BK1JP  
    4FEk5D  
    实际中心距 kUq=5Y `D  
    _6_IP0;  
    可取 =772mm ICuF %  
    ^:K3vC[h;c  
          6.验算链速V r^h4z`:L  
    cnSJ{T  
    这与原假设相符。 zw+B9PYqX  
    P#pn*L*"T  
          7.作用在轴上的压轴力 rJPb 3F  
    bnm P{Ps  
    有效圆周力 bIGHGd  
    qgE 73.!`6  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 ^w(p8G_-w  
    W [Of|?  
    六、轴系零件的设计计算 $>*3/H  
    MJ7Y#<u  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 WEFlV4/  
    EzDk}uKY0R  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: z8{a(nKP  
    kV?y0J.  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: "nZ*{uv  
    -%2[2p  
    在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 >^%7@i:@U  
    [OHxonU  
    径向力       nNrPHNfqD  
    8S>&WR%jH]  
    其方向如图五所示。 'I_Qb$  
    I'PeN0T f  
      (3)初步确定轴的最小直径 7+]=-  
    /[O(ea$U  
    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 fYp'&Btb]x  
    9v?N+Rb  
    查[2]表15-3取45钢的 m6n?bEl6I  
    HkQ*y$$  
    那么       UQ'\7OS  
    $P>`m$(8  
    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。 dA@'b5N{"  
    Ge,;8N88  
      (4)轴的结构设计 3mYiQ2  
    9l}FU$  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 a-l; vDs  
    L~(_x"uXd  
                    图三 ,$1eFgY%  
    8d?g]DEN)6  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 kHXL8k#T  
    +u!0rLb  
        a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 ^[]}R:  
    )p T?/ J  
        b、由于齿轮主要承受径向力,故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组,标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承,其尺寸为 ,故 ,$;yY)x7U  
    K#*reJ}K  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; >wb 'QzF:  
    io,M{Ib  
    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 。 J\d3N7_d  
    Yiry["[]Q  
    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)。 m<{< s T  
     $rz=6h  
                    图四 ~\=1'D^6CK  
    M%1}/!J3  
    e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm,锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm(参看图一),考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知深沟球轴承的宽度B=25mm,大锥齿轮轮长 ,那么 H2Z1TIh  
    _{R=B8Zz\  
    ③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 _cy2z  
    AFc$%\s4  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 R&|mdY8  
    ^&bRX4pYo  
    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。 =i_-F$pV  
    uwa~-xX6  
    (5)求轴上的载荷 s:p[DEj-  
    ~n[xtWO0  
    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 , T^T[$26  
    M@4UGM`J  
    ; ; 2R=DB`3  
    g)s{ IAVx  
    图五 PH?#)l D  
    ?shIj;c[  
    从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: `!D s6  
    LEW'G"+  
                    表一 _@ *+~9%8p  
    2WtRJi?b|  
    载荷     水平面H     垂直面V uHAT#\m:  
    xEf'Bmebk  
    支反力F       A,\6nO67  
    Fx5d:!]:$?  
    弯矩M       y]J89  
    {Zh>mHW3  
    总弯矩       vhsk 0$f  
    kqce[hgs<  
    扭矩T     T=146.8Nm %Eb%V($  
    w"OP8KA:^T  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: AZa 6 C w  
    DA2}{  
    根据[2]中公式15-5,即 .C2TQ:B,.  
    @O@GRq&V  
    取 ,并计算抗弯截面系数 3 n'V\H vz  
    usEwm,b)  
    因此轴的计算应力 t5'V6nv  
     EI_  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 DyeQJ7p  
    v2H#=E4cZ#  
    ,故安全。 C8 vOE`U,J  
    ]UH`Pdlt  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 fv`O4  
    ,y+$cM(  
    ①、判断危险截面 s3]?8hXd  
    C?i >.t  
    截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 d}JP!xf%  
    EhO|~A*R  
    截面C处虽然所受载荷最大,即应力最大,但应力集中并不大,因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端;截面2和3处都有因过盈配合,键槽及轴肩引起的应力集中,但截面2比截面3直径要小,故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 -O&CI)`;B  
    +)j1.X  
    ②、截面2左侧: W D T]!  
    :WSDf VX  
    抗弯截面系数     tID%}Zv  
    =JKv:</.G  
    抗扭截面系数     3&6#F"7  
    ^| /](  
    截面2左侧的弯矩为 Tszp3,]f  
    C4hx@abA  
    扭矩为         ZTU&, 1Y;  
    "y_#7K  
    截面上的弯曲应力   '=1KVE^Fk  
    (y?I Tz9  
    扭转切应力为     p=C%Hmd5E  
    H"C[&r  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; 6I!7c^]t  
    I!>\#K  
    r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 }';D]c  
     ;zYqsS  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 :^Fh!br==  
    UK1_0tp]x  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 ^2$ lJ  
    +,yK;^b  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; >~`r:0',  
    5Q 'i2*j  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; qwK2WE%T  
    549jWG  
    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     +=]!P#  
    M)+$wp  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 wWSdTLX  
    _>=L>*  
    ③、截面2右侧: ?UK|>9y}Z  
    7lS#f1E  
    抗弯截面系数     *1 G>YH  
    "H&"(=  
    抗扭截面系数     2MATpV#BT  
    ?x+Z)`w_  
    截面2右侧的弯矩为 $8p7D?Y  
    LY[~Os W  
    扭矩为         v3GwD0 0  
    RGn!{=  
    截面上的弯曲应力   kN%MP 6?J  
    pSm $FBW h  
    扭转切应力为     2_ :n  
    eeHP&1= 7  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 }?&k a$rI  
    ]$p{I)d&  
    表面质量系数 ; RN)dS>$  
    7T"XPV|W6  
    故综合影响系数为 hXb%;GL