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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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    只看该作者 10楼 发表于: 2008-11-20
    我也要啊 VAF:Z  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com H(5ui`'s  
    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 4S{l>/I  
    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 @[ N~;>  
    w0>)y -  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 2F)OyE  
    CMf~Yv  
    原始数据 ov.rHVeI  
    /u1zRw  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 +[nYu)puP  
    ;7{wa]  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 KD<`-b)7<  
    `-e}:9~q  
    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 >R!I  
    {*  _ W  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 jS)-COk  
    8y )i,"  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 *VAi!3Rx;  
    Xst}tz62F  
      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 T[K?A+l  
    dKG<"  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 ol>=tk 8}  
    4p g(QeR  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 h.%Qn vL  
    lw lW.C  
    原始数据 nr%^:u  
    z@LP9+?dE  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 1Ee>pbd  
    5WX2rJ8z  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 Cf 8 - %  
    ?AH<y/i<Y  
    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 qt)mUq;>  
    D'=`O6pK  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 z>q_]U0  
    KWkT 9[H  
      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 FiH!) 6T  
    Lg53 Ms%  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 }6(:OB?  
    $a]dxRkz  
    机械设计课程设计计算 *gKr1}M  
    e6/} M3B  
    说明书 CF4y$aC#  
    #@`^  .  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 N{@ eV][Q  
    L32ki}2  
    目录 `hhG^ O_  
    od|.E$B  
    1.     设计任务书....................................3 sRG3`>1  
    e$h\7i:(  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 43fA;Uc{Y`  
    S]{Z_|h*j  
    3.     电动机的选择..................................4 )FCqYCfk  
    x F#)T *  
    4.     传动装置总体设计..............................6 O2B$c\pw  
    C <)&qx3  
    5.     传动零件的设计计算............................7 j_g9RmZT  
    z AIC5fvu  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 Fx\Re]~n  
    {,-#;A*yW  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 Plv+mb  
    &0TheY;srf  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 .42OSV  
    HBu>BSv:  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 =+WFx3/  
    YWdvL3Bgk,  
    1)     轴一的设计.....................................17 `VbG%y&I  
    19DW~kvYk  
    2)     轴二的设计.....................................23 : Dlk `?  
    <k1gc,*  
    3)     轴三的设计.....................................25 `XP Tf#9j  
    )c/BD C7g  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 4#uoPkLK  
    \k8_ZJw  
    8.     键联接的强度较核..............................27 [8n4lE[)"  
    HmKE>C/  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 IU}`5+:m  
    [%y D,8  
    10.     参考文献......................................35 u8QX2|  
    }"v "^5  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 5=\b+<pE  
    I`l< }M  
    一、课程设计任务书 &iivSc;#  
    i\b2P2 `B  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) ,q1RJiR  
    BVDo5^&W  
                          图一 ^EZoP:x(oE  
    5Ml}m  
    2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 P? n`n!qZ  
    +X%yF{^m(  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 v>6r|{  
    I nk76-  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 C;|Ru*  
    3yDvr*8-@  
    运输链节距(mm):60 j.sf FS  
    L`BLkDm  
    运输链链轮齿数Z:10 ;S/fe(C   
    d>f5T l\E  
    二、系统传动方案分析与设计 E*zk?G|  
    F/h)azcn  
    1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 pmZr<xs   
    Zx6BK=4G  
    2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 O\?ei+(H7  
    { .AFg/Z  
    3. 系统总体方案图如图二: ]4PG[9J@  
    \W4SZR%u  
                        图二 r BaK$Ut  
    G7u7x?E:B`  
    设计计算及说明     重要结果 G|V ^C_:  
    \%#jT GFs~  
    三、动力机的选择 m T;z `*  
    f-PDgs   
    1.选择电动机的功率  c`TgxMu  
    Z=ho7i  
    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 q?wB h^  
    0z .&  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; iVA_a8}  
    `C3F?Lch  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; iIg_S13  
    5}f$O  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 vjWS35i  
    i^yQ; 2 -  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               Xo P]PR`cQ  
    Xa36O5$4]9  
    滚动轴承效率η2=0.98; Li}yK[\]  
    |yS4um(w  
      链传动效率η3=0.96;  u >x2  
    y<Z8+/f`f  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; ,ua]h8  
    K-K+%U  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; /IgTmXxxj  
    NWFZ:h@v  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 &iTsuA/7  
    Mb-C DPT  
    因此总效率 r3|vu"Uei  
    ]RV6( |U4_  
    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 Yk }zN_v  
    cOIshT1  
    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   O\x Uv  
    u4%-e )$X  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 /#blXI  
    s:M:Ff  
    2.选择电动机的转速   k(et b#  
    (UpSi6?\  
    电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 \;4RD$J  
    o4d>c{p  
    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 , [mX\Q`)QP  
    Fm:Ri$iT  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 S#jE1EN  
    `CW=*uBH  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; VEJ Tw  
    xHHG| u  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; 'Kl} y,  
    F&Q:1`y  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; azN<]u@.  
    VsFRG;:\U  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 ~Xa >;  
    eP6>a7gc  
    所以   pX"f "  
    h%Bp%Y9  
    因此 [i\K#O +f  
    &!_ >J0  
    3.选择电动机的类型 64Q{YuI  
    ONg_3vD{  
    选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 1Z|q0-Dw0  
    Iq(BH^K  
    通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 [8![UcMq  
    Ee^2stc-  
    查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 whr[rWt@>  
    0jG8Gmh!  
    四、传动装置总体设计 |G } qY5_  
    eWE7>kwh  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 *$Bx#0J8  
    .*i.Z   
    传动装置的传动比要求应为 w_PnEJa9  
    0;KjP?5  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 FZO}+ P  
    l'm!e'7_  
    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。 0.qnbDw_  
    G,3.'S,7  
    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。 xbsp[0I,  
    AKu]c-  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 vjmNS=l  
    a/ ^ojn  
    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。 ^|gD;OED7O  
    s$s~p +U  
    该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 90X<Qs  
    Z0 @P1  
    1)     各轴转速计算如下 0M-=3T  
    )T&ZiHIJ3  
    式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 c<fl6o)  
    Ia %> c  
        2)各轴功率 ~nDbWv"  
    #-W a3P  
    式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 Lk#8G>U  
    ?$J#jhR?  
    3)     各轴转矩 gw O]U=Y  
    {Dupk0'(  
    电动机轴的输出转矩 sQwRlx  
    ;auT!a~a#  
    五、传动零件的设计计算 {_C2c{  
    .Yg7V'R1  
    1、直齿锥齿轮的设计 )&Af[m S  
    \I"n~h^_  
    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。 m#|;?z  
    'A2^K5`3  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: yzWVUqtXm  
    3:qn\"Hj  
    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)。 K-<<s  
    .|UIZwW0  
    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。 3'2>3Y/7Bb  
    +@G#Z3;l!  
        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 ; \ ]v>#VXr_  
    [+;>u|  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; djmd @{Djt  
    E/OfkL*\  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 pm` f? Py  
    JIL(\d  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; mM(Z8PA 9-  
    ;T hn C>U  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; vLI'Z)\  
    grVPu! B;  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; YUjKOPN  
    wNvq['P  
    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 >v#6SDg  
    lq}m0}9<  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; ;suY  
    OjWg>v\ v  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 1 EL#T&  
    pd dumbp  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 %1\~OnT  
    U5:5$T,C  
    f、     取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 {&TP&_|H  
    YgV"*~  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 1$_|h@  
    __%){j6  
    h、     小齿轮分度圆周速度v XcFu:B  
    z"\<GmvB  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; <IBWA0A=8a  
    -[}AhNYK  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; HC!5AJ&+}v  
    @Ta0v:Y  
      齿间载荷系数取 ; g|Xjw Ti8$  
    IE:;`e:\D  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 Ve\.7s  
    lk4U/:  
      故载荷系数 ; 7hlzuZob+y  
    TUN6`/"  
    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 D4jZh+_|S  
    !ZS5}/ZU  
    模数     v8U&{pD,  
    p'4ZcCW?f  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 XyYP!<].C  
    ST1;i5   
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; @{@DGc  
    }6To(*  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; \*mKctpz]6  
    #X"fm1  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 Zx&=K"  
    J3 xi5S  
    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 MjW{JR)I  
    ^!6T,7 B B  
    载荷系数K=2.742; 8vx#QU8E/  
    QfV:&b`  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 Zt \3y  
    3Vk<hBw2  
    因此,当量齿数 !-Uq#Ea0/  
    w""  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 $Yj4&Two<  
    , }B{)  
    应力校正系数   Wb#ON|.2  
    QSx4M  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: r!c7{6N  
    `svOPB4C'  
    结果显示大齿轮的数值要大些; 0Wb3M"#9<  
    mW)C=X%  
    e、设计计算 _SrkR7  
    V 9;O1  
    为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 &4m;9<8\  
    & &:ZY4`  
    大齿轮齿数   ; \ccCrDz  
    }g"K\x:Z  
    5) 其他几何尺寸的计算 oz'^.+uvE  
    m^;A]0h+  
    分度圆直径    z:d+RMA  
    gmCB4MO  
    锥距       =k2"1f~e  
    b`^mpB*6R  
    分度圆锥角   -^,wQW:o)  
    y^:6D(SR  
    齿顶圆直径   KV|ywcGhT  
    "v+%F  
    齿根圆直径   yb-/_{Y  
    "uU[I,h  
    齿顶角       `cqZ;(^  
    *}Gu'EU  
    齿根角     R ]y9>5 'U  
    E#`JH  
    当量齿数     hQ Lh}}B  
    t_iZ\_8  
    分度圆齿厚   J Sms \  
    vb2aj!8_?  
    齿宽       U/:x<Y$ tj  
    PF] Vt  
    6) 结构设计及零件图的绘制 C-;}a%c"  
    '?b.t2  
    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. Iq(;?_  
    N4wMAT:h  
    零件图见附图二. $F~hL?"?  
    l]mn4cn3  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 ^j g{MTa  
    hJ0m;j&4y  
        1)设计已知:齿数比u=2.5;小齿轮转速 ;输入功率 ;传递的转矩 ; G2hBJTW  
    jAOD&@z1  
    2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 ?`Som_vKO  
    {-,^3PI\  
        3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 3bMUsyJ2  
    kA(q-Re$B*  
        4)材料及精度等级的选择 BXX1G  
    )4bZ;'B5  
    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)。 d5tp w$A  
    dWhF[q"  
    由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 x^JjoI2vf  
    W'M\DKJ?  
    5)     压力角和齿数的选择 }{@RO./)[  
    ]@7]mu:oL  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 n`g:dz  
    OvW/{  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? me/ae{  
    ( ?pn2- Ip  
    取 。 be5NasC  
    0Z>oiBr4  
    6)     按齿面接触强度设计 0 ;ov^]  
    m#(ve1E  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 Ow7I`#P  
    rFR2c?j8  
    a.     试选载荷系数 ; &)|3OJ'o  
    b{Kw.?85  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : 7Om)uUjU4  
    Zc57]~  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; "rI By  
    ,JmA e6  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; 9 ulr6  
    JPTVZ  
    e.     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限  ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 "227 U)Q  
    zVs|go>F  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 7w=%aW|  
    zwKm;;v8  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; CmPix]YMQ  
    P=9Zm  
    h.     计算接触疲劳许用应力: B.J4}Ua  
    +kTa>U<?  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 _[W`!#"  
    y3!=0uPf  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, <U$A_ ]*w  
    zorTZ #5  
    j.     计算圆周速度 E0*'AZi&  
    ^ok;<fJ  
    k.     计算齿宽b k&P_ c  
    WwDxZ>9jw  
    l.     计算齿宽与齿高之比 L%.GKANM  
    8}W06k>)%  
    模数     Lay+)S.ta[  
    B$)6X  
    齿高     :22IY> p  
    ^50/.Z >  
    所以     a;`-LOO5&  
    :[N[D#/z  
    m.     计算载荷系数 8EPV\M1%  
    .SdEhW15)  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; QPfS3%p`  
    =`X@+~%-  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; )Cz^Xp)#  
    K5)G+Id*  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; yX(6C]D  
    l%A~3  
    又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数     q'?:{k$%  
    OI.2CF  
    代入数据计算得   (r.{v@h,dV  
    5b[:B~J  
    又 , ,查[2]图10-13得 V|.aud=7z  
     v|Tg %  
    故载荷系数 GfU+'k;9  
    ^ >ca*g  
    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 !DCJ2h%E[_  
    L/GM~*Xp(O  
    o、计算模数m <5(8LMF  
    lq_W;L  
    7) 按齿面弯曲强度设计 =D4EPfQn1  
    |b/J$.R  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 .VmI4V?}h  
    "=<l Pi  
    由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; !o4xI?  
    xM;gF2  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 h{sW$WA  
    %~ecrQ;  
    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 q'2PG@  
    -H`G6oMOO  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K $_Qo  
    1 qUdj[Bj  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 2>O2#53ls0  
    ok\+$+ $ju  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 "\BP+AF  
    J5Fg]O*  
    小齿轮   DcbL$9UI  
    n/?5[O-D]  
    大齿轮 W'XMC"  
    &J hN&Ur  
        结果是大齿轮的数值要大; ?GFxJ6!%I  
    d0 V>;Q  
      g.设计计算 yK?~X V:  
    AD?DIE(v  
    结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 #4//2N  
    M:`hb$k:  
          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 ; R[&lk~a{=  
    t48(GKF  
    8)     其他几何尺寸的计算 v[a#>!;s  
    G<jpJ  
    分度圆直径     j|`{ 1`'  
    z}bnw2d]  
    中心距       ; 2hJ{+E.m  
    uaPBM<  
    齿轮宽度     ; 0"2 [I  
    GmL|76  
    9)验算     圆周力 Y6L+3*Qt  
    uAjGR  
      10)结构设计及零件图的绘制 OaCL'!  
    '-i tn  
        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。 5&X  
    "ZyHt HAK  
    3、链传动的设计计算 2/7=@>|  
    =H,cwSE+%  
        1.设计条件 ax^${s|{-  
    Ox~'w0c,f  
        减速器输出端传递的功率 ~o/^=:*  
    #>v7" <  
        小链轮转速 Q?a"uei[  
    #h3+T*5} 6  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 3-mw-;.  
    phc1AN=[E  
        2.选择链轮齿数 b<F 4_WF  
    Pm1 " 0  
        假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 /M3D[aR<d  
    Rm*}<JN31  
        3.确定链条链节数 D+SpSO7yg  
    i `>X5Da5  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 ?UfZVyHv+  
    &16bZw  
                  取 (节) hL`zV  
    R$fna[Xw@/  
        4.确定链条的节距p H*\[:tPa  
    i52R,hz  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 poeXi\e!(  
    ^z^>]Qd  
        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 WD\{Sdx:r  
    b}4/4Z.  
    齿数系数 Iv<9} )2K  
    ob00(?;H  
    链长系数       *n*y!z  
    ltrSTH,kL  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 `{wku@  
    d_,tXV"z&  
    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。 5i^vN"J  
    %f-<ol  
        5.确定链长L及中心距a =a!6EkX *  
    s =5H.q%PV  
        链长 ) ,hj7  
    |f:d72{Qr  
    由[2]公式9-20得理论中心距 W<LaR,7  
    @ RI^wZ-;  
    理论中心距 的减少量 Dy@ \!F  
    V`M,d~:Pr"  
    实际中心距 Q#Y3%WF  
    8QN8bGxK   
    可取 =772mm o3yqG#dA  
    Zd(d]M_x  
          6.验算链速V S <_pGz$V  
    )A0&16<  
    这与原假设相符。 |+:ZO5FaO  
    Gx!RaZ1  
          7.作用在轴上的压轴力 I7PWO d  
    ]R{"=H'  
    有效圆周力 Rdg0WT*;j  
    ? 03Zy3 /  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 48g^~{T4O  
    ^.C X6%  
    六、轴系零件的设计计算 YhT1P fl  
    zzQH@D1  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 93Gur(j^  
    Qiw eM?-  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: ++!E9GU{  
    %gMpV  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: \.1b\\  
    4@e!D Du  
    在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 ];d:z[\P  
    `7%eA9*.m  
    径向力       ?+O|mX}`-  
    LXC`Zq\  
    其方向如图五所示。 uHro%UAd  
    c '+r[rSn1  
      (3)初步确定轴的最小直径 un^IQMIh  
    -fx88  
    选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 (MoTG^MrBY  
    :J`!'{r  
    查[2]表15-3取45钢的 I!7.fuO  
    A]?O& m |  
    那么       _ 1{5~  
    z83:a)U  
    该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 M y"!j,Up  
    z#J/*712  
      (4)轴的结构设计 f5b`gvCY,#  
    O 4Pd N?  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 DVoV:pk  
    N^yO- xk  
                    图三 UVCMB_T  
    A%*DQ1N  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 /^33 e+j  
    <oaBh)=7  
        a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 e3={$Ah  
    ls "\YSq$  
        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 ?*R^?[  
    .-u k   
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; ]6%%X+$7  
    `{|}LFS>  
    c、取安装齿轮处轴段的直径 ;齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm,为使套筒端面可靠的压紧齿轮,该轴段长度应略短于齿轮宽度,故取 ;齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度 ,取 ,则轴肩处的直径 ;轴环宽度 ,故取 。 @oqi@&L'C  
    h NOYFH  
    d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求,取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm,则 (参看图四)。 R`C_CsXir  
    YTjuSV  
                    图四 <,X+`m&  
    ul=a\;3x#|  
    e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm,锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm(参看图一),考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知深沟球轴承的宽度B=25mm,大锥齿轮轮长 ,那么 /IJ9_To  
    Bx}0E  
    ③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 9 /Ai(  
    8 1K G1i)  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 1[/$ZYk:  
    E #{WU}  
    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。 .f !]@"\  
    rxgVT4  
    (5)求轴上的载荷 /,!7jF:  
    3n84YX{  
    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 , L >Ez-  
    nA_ zP4  
    ; ; _czbUl  
    QK3j_'F=E  
    图五 nhQ44qRgQ  
    61+pryW%g  
    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: _> |R-vQ8  
    fs3 -rXoB  
                    表一 cdJ`Gk  
    93^(O8.  
    载荷     水平面H     垂直面V nT@6g|!  
    6h:?u4  
    支反力F       R%)2(\  
    J+cAS/MYX  
    弯矩M       C{`^9J-  
    LG Y!j_bD  
    总弯矩       A1|7(Sow  
    l)i &ATvCE  
    扭矩T     T=146.8Nm 1O]5/Eu  
    fNAo$O4cm  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: "BLv4s|y7L  
    RI5g+Du?  
    根据[2]中公式15-5,即 (N*<\6kr  
    0V>ESyae5  
    取 ,并计算抗弯截面系数 re ]Ste  
    '!+ P{  
    因此轴的计算应力 \`P2Yq  
    <*A|pns  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 W? "2;](  
    #7-kL7 MK]  
    ,故安全。 _UH/}!nqB  
    ~}7$uW0ol  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 '&.)T 2Kw  
    Qc&-\kQ:$u  
    ①、判断危险截面 +gbX}jF0%  
    z\Pe{J  
    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。 xs2,t*  
    55>" R{q  
    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。 .Ca"$2  
    vgh ^fa!/  
    ②、截面2左侧: KdOh'OrT9.  
    H})Dcg3  
    抗弯截面系数     }@rg5$W  
    .g/ARwM}  
    抗扭截面系数     \A'|XdQ  
    (C-,ljY  
    截面2左侧的弯矩为 z`emKFbv  
    97qtJ(ESI  
    扭矩为         J{Y6fHFi  
    1a($8>  
    截面上的弯曲应力   V-D}U$fw  
    #D|! .I)  
    扭转切应力为     Xmap9x  
    0On? {Bw  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; Cec9#C  
    zdxT35h  
    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 3z'#  
    Vl5SL{+D  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 Af2=qe  
    g  ,/a6M  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 Xt</ -`  
    M!eoe5  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; *'UhlFed  
    :V&N\>Wo  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; vKcl6bVT  
    g\ErJ+i  
    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'a0CE%  
    5SoZ$,a<e  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 w{k1Y+1  
    ZWf-X  
    ③、截面2右侧: GY oZ$p"C  
    eq^TA1>T  
    抗弯截面系数     >;&Gz-lm  
    *ZGX-+{  
    抗扭截面系数     `^v4zWDK  
    z=ML(1c=  
    截面2右侧的弯矩为 -Qg 2qN2{  
    ( MB`hk-d  
    扭矩为         Hu<p?mF#  
    Ihdu1]~R{  
    截面上的弯曲应力   q:vz?G  
    /h/6&R0l  
    扭转切应力为     Q Oz9\,C  
    3LKB;  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 ykxbX  
    `*>V6B3  
    表面质量系数 ; K1:a]aU?Iu  
    VBu8}}Ql  
    故综合影响系数为 ~}h^38