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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 lv 8EfN  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com P'Rw/c 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 xVm-4gB  
    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 ZO0 Ee1/  
    \o9 \i kR  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 %bW_,b  
    GIC1]y-'  
    原始数据 X#B b?Pv  
    MmuT~d/  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 wQkM:=t5  
    @-N` W9  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 *b~6 BM$  
    GD W@/oQr  
    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 x%{]'z  
    (\V i _  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 okNo- \Dh!  
    [6/ QUD8  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 QTV*m>D  
     {_rfhz  
      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 #YUaM<O  
    6b|?@  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 6 SSDc/  
    yU?jmJ  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 !3ggQG!e  
    NkE0S`Xf  
    原始数据 JzHG5nmB  
    [}RoZB&I  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 jN=<d q ~  
    2z.ot'  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 2Xb, i  
    ZzT=m*tQ&  
    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 0c_xPBbB+  
    Bf_$BCyGW  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 eRauyL"Q+  
    >ZA=9v  
      工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 sE1cvAw9l  
    8a)AuAi?!  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 C*9X;+S0J  
    "tK%]c d-  
    机械设计课程设计计算 0}{xH  
    azcPeAe  
    说明书 5~Y`ikwxL  
    f0<zK !  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 L74Mz]v  
    CSk]c9=  
    目录 [U\?+@E*  
    5pO|^G j1  
    1.     设计任务书....................................3 #cbgp;,M{I  
    Zed Fhm  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 ^5mc$~1`  
    !e$gp (4  
    3.     电动机的选择..................................4 ,Q`qnn&  
    Bq0 \T 0,  
    4.     传动装置总体设计..............................6 U ZZJtQt  
    X/!_>@`7?  
    5.     传动零件的设计计算............................7 \-<BUG]=  
    %H{p&ms  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 Bd>~F7VWs  
    {(73*-~$  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 R1jl<=  
    8h )XULs2  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 '\Xkvi  
    (8nv&|  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 Vej$|nF  
    Zg;$vIhn  
    1)     轴一的设计.....................................17 UHBXq;?&q  
    q5'S<qY^  
    2)     轴二的设计.....................................23 ">A<%5F2  
    *Cy54Z#  
    3)     轴三的设计.....................................25 u\R?(G&  
    ^xo<$zn  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 Bx\&7|,x  
    5*0zI\  
    8.     键联接的强度较核..............................27 +2uSMr  
    3"fDFR  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 A~ya{^}  
    3f;=#|l  
    10.     参考文献......................................35 3;nOm =I  
    Z%T Ajm  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 9+.wj/75  
    *4,Q9K_  
    一、课程设计任务书 Uj@th  
    +z >)'#  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) [K{{P|(q  
    <}a?<):S  
                          图一 O"m7r ds  
    _0/unJl`  
    2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 PK*Wu<<  
    WhPP4 #  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 Hq@+m!  
    3^xUN|.F*V  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 \j8vf0c5b  
    nF3}wCe)  
    运输链节距(mm):60 ^$c#L1 C  
    c{#2;k Q,  
    运输链链轮齿数Z:10 4;`z6\u9-  
    rb?7i&-  
    二、系统传动方案分析与设计 R|; BO:S1  
    .ZXoRT  
    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。 .35(MFvq!  
    ~uQ*u.wi  
    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。 =~^b  
    ]>3Y~KH(  
    3. 系统总体方案图如图二: %"RJi?  
    )ycI.[C  
                        图二 ;$p!dI\-Q  
    ^z,3#gK  
    设计计算及说明     重要结果 <'Q6\R}:vC  
    Y2|i>5/|<  
    三、动力机的选择 $H:!3 -/  
    {DO9%ej)  
    1.选择电动机的功率 j#HXuV6  
    LIg1U  
    标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 }T5@P {3P3  
    \S}/2]* 1  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; q'D Ts9Bj  
    1;B~n5C.   
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; D 0Xl`0"'  
    ^F^g(|(K  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 ;0DoZ  
    *^>"  h@J  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               @@d_F<Ym[  
    Kda'N$|`  
    滚动轴承效率η2=0.98; fQ+whGB  
    *d._H1zT  
      链传动效率η3=0.96; Hv6h7-  
    dX(JV' 18A  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; 1 ?@HOu  
    \w9}O2lL  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; Q%e<0t7  
    WjD885Xo  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 ;zCUx*{  
    RpdUR*K9x  
    因此总效率 `}X3f#eO&  
    k1&9 bgI  
    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 ^eW<-n@^  
    }#z1>y!#  
    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   dsTX?E<R  
    CKAd\L   
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 *l5?_tF  
    C'R9Nn'  
    2.选择电动机的转速   Dfs^W{YA  
    -^&=I3bp  
    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。 SYJO3cY  
    <Iw{fj|  
    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 , dT| XcVKg  
    zt.k Nb  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 3W1Lh~Av  
    i)#-VOhX)  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; (\\;A?  
    2z>-H595az  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; b{0a/&&1O  
    Q)75?mn  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; i>M%)HN  
    c5]Xqq,  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 ?Y"%BS+pt  
    B{Q}^Mcxy  
    所以   e5_Hmuk|  
    #GM^:rF  
    因此 20Zxv!  
    /HIyQW\Ki-  
    3.选择电动机的类型 MQ,K%_m8  
    SxF'2ii  
    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。 *p/,Z2f  
    O_QDjxj^rZ  
    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。 \'|n.1Fr  
    Q68~D.V%r  
    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。 M9)4ihK  
    yr\ClIU  
    四、传动装置总体设计 B=A!hXNa  
    TdFU,  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 mTe3%( LD  
    #]h X ."b2  
    传动装置的传动比要求应为 %q5dV<X'c  
    ]B>76?2W  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 #j2kT  
    7hJX  
    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。 ]_ C"A  
    RV~t%Sw^  
    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。 kcS7)"/ zC  
    8Lgt  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 ^E}?YgNp  
    dD,}i$  
    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。 %ap(=^|5  
    IfmQP s+f  
    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 e!6yxL*[@[  
    s|%R  
    1)     各轴转速计算如下 UJO3Yn  
    Nu7>G  
    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。 OIK x:&uIk  
    TcZ.5Oe6h#  
        2)各轴功率 XG|N$~N+2  
    p]L]=-(qI  
    式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 xPZ>vCg  
    * JK0X  
    3)     各轴转矩 |_?e.}K  
    b8d0]YS  
    电动机轴的输出转矩  l"ms:v  
    a0NiVF-m%  
    五、传动零件的设计计算 ^J]&($-  
    ^N7H~CT"  
    1、直齿锥齿轮的设计 m>=DJ{KQ  
    Vh~hfj"  
    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。 R-%6v2;ry  
    :#:|:q.]  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: ((ebSu2-?$  
    5L3+KkX@  
    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)。 g8O6 b  
    `D;*.zrA  
    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。 - l X4;  
    }Xj25` x  
        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 ; qyM/p.mP  
    a``|sn9  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; ~| j  eNT  
    tp`1S+'~j  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 I )mB]j  
    cWAw-E5  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; R;DU68R  
    =}Tm8b0  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; ^/BGOBK  
    9gg{i6  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; ZV gfrvZP  
    W6<oy  
    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 zT>!xGTu7~  
    }JFTe g  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ;  +vkmS  
    X +!+&RAN*  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 Z:9Q~}x8  
    b`X''6  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 oPi>]#X  
    -;9 }P  
    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 IV,4BQ$  
    i}vJI}S.$  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 ujV{AF`JfB  
    r *K  
    h、     小齿轮分度圆周速度v N|DfE{,  
    H*0Y_H=  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; h'"m,(a   
    hC2Fup1@  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; C@XS  
    s#Dj>Fej  
      齿间载荷系数取 ; :7K a4  
    (fpz",[  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 ^Wld6:L{I  
    '?C6P5fm  
      故载荷系数 ; ]LB_ @#  
    (~DW_+?]'  
    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 brA#p>4]Wf  
    *?<N3Rr*  
    模数     ,)`_?^ \$f  
    k ]NZ%.  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 =\6)B{#T  
    `O6#-<>  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; h  /  
    |O(>{GH  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; 2Wzx1_D "a  
    |2do8z  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 2W+~{3[#  
    YF{MXK}  
    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 ZN8j})lE  
    jZ.yt+9  
    载荷系数K=2.742; dgP e H8_  
    AQZ<,TE0,  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 ?("O.<  
    n=!T (Hk  
    因此,当量齿数 .{ v$;g  
    :^y!z1\2(7  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 t/[lA=0 )2  
    SrKitSG  
    应力校正系数   >SXSrXyYX  
    O&?i#@5#  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: eB~\~@  
    SRfh{u  
    结果显示大齿轮的数值要大些; L62'Amml  
    KSs1EmB  
    e、设计计算 &%fcGNzJQ  
    =n,;S 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 q=3>ij {v  
    %* 0GEfl/  
    大齿轮齿数   ; yx8G9SO?  
    #R5\k-I  
    5) 其他几何尺寸的计算 Ii+3yE@c  
    ^8&}Nk[j  
    分度圆直径   [r`KoHwdm  
    1]If< <  
    锥距       nZioFE}  
    a*(Zb|g  
    分度圆锥角   6SCjlaGW5  
    -f|/#1  
    齿顶圆直径   k1,k 9BK  
    jgE{JK\n4  
    齿根圆直径   Lc~m`=B  
    M !6Fnj  
    齿顶角       *fm?"0M5  
    JA4Zg*7I  
    齿根角     p&Qb&nWk<  
    Kyh6QA^  
    当量齿数      ,t 2CQ  
    tz]0F5  
    分度圆齿厚   Y @ v][Q  
    \ZRII<k5)  
    齿宽       g/C 7wc  
    $tu   
    6) 结构设计及零件图的绘制 L<V20d9  
    OmuE l>  
    小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. ;Pk"mC  
    %ZoJu  
    零件图见附图二. k1D7=&i  
    -=lm`X<:  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 #<Y.+ :  
    9SeGkwec?$  
        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 ; .45wwouZkc  
    K21Xx`XK  
    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。 -}m  
    ai;!Q%B#Q  
        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。 @ fMlbJq  
    0c>>:w20D  
        4)材料及精度等级的选择 r^"o!,H9q  
    6Y[&1c8  
    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?h{ 6Qd  
    O5du3[2x7a  
    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。 )[hs#nKTh  
    q2 7Ac; y  
    5)     压力角和齿数的选择 ANPG3^w  
    ]/ !*^;cY(  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 xLIyh7$t  
    eQQVfEvS  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? Jha*BaD~N  
    tgBA(2/Co  
    取 。 ;7Qem&  
    ZS:[ZehF  
    6)     按齿面接触强度设计 d '2JMdbc  
    CH+%q+I  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 zpT{!V  
    o,k#ft<  
    a.     试选载荷系数 ; 6iQqOAG  
    <;i&-,  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : {$N\@q@v~  
    NTJ,U2  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; {;bec%pq0  
    j 1'H|4  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; kk126?V]_  
    IF>v -Z  
    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 。 rREev  
    p,WBF  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 \yymp70w  
    :8n?G  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; iP7KM*ks  
    ^ &KH|qRrO  
    h.     计算接触疲劳许用应力: W(ZEqH2  
    b<fN,U< k  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 5YZ\@<|rH  
    MS SHMR  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, ;$a|4_U$m  
    f`8fNt  
    j.     计算圆周速度 dd=5`Bo9Yh  
    Ahd{f!  
    k.     计算齿宽b ;Xidv9c  
    L%9yFg%u  
    l.     计算齿宽与齿高之比 #oGvxc7  
    pfim*\'  
    模数     ~R|fdD/%  
    7.5\LTM>9e  
    齿高     YVHDk7s  
    YVY(uq)d  
    所以     tORDtMM9+  
    ,38bT#p:,r  
    m.     计算载荷系数 /C<} :R  
    QqY42hR  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; Y!E| X 3  
    /-pop]L  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; (K"t</]  
    y(#F&^|  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; @7PE&3  
    I@a7!ugU65  
    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     -JF|770i  
    DA4!-\bt@  
    代入数据计算得   U|h@Pw z  
    Q!%CU8!`&  
    又 , ,查[2]图10-13得 ;rta#pRn  
    qf] OSd  
    故载荷系数 I|[aa$G  
    ldoN!J  
    n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 Df/f&;`  
    X'bp?m  
    o、计算模数m J2#=`|t"  
    ZsPBs4<p  
    7) 按齿面弯曲强度设计 Ah2XwFg?  
    +ACV,GG  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 nBiA=+'v  
    7e#|=e *I!  
    由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; ELNA-ZKp  
    &<i>)Ss  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 =Jl1D*B*  
    B 9]sSx  
    c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 N<Q}4%^c  
    R}+/jh2O|  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K g9"_BG  
    ZCJ8I  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 |V~P6o(/  
    &FvNz  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 #WpO9[b>  
    t_VHw'~"  
    小齿轮   +Vf|YLbhJ  
    \&qVr1|  
    大齿轮 TuCOoz@d  
    #XY]@V\  
        结果是大齿轮的数值要大; 3S2'JOTY  
    s3kEux^  
      g.设计计算 \M532_w  
    6k3l/~R  
    结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 u!`C:C'  
    x?<5=,  
          按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; a@r K%Iff  
    sBu"$ "]  
    8)     其他几何尺寸的计算 6$dm-BI  
    &% r#eB?7  
    分度圆直径     o5$K^2^g  
    *wF:Q;_<z  
    中心距       ; jh0$:6 `C  
    x)yf!Dv5$  
    齿轮宽度     ; pn7 :")Zx  
    yEqmB4^-  
    9)验算     圆周力 `U1%d7[vY  
    aC$g(>xFt  
      10)结构设计及零件图的绘制 I !<v$  
    QF;<%QF:  
        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。 (MIw$)#^  
    :d2u?+F  
    3、链传动的设计计算 XP^6*}H.*  
    K]Cvk%  
        1.设计条件 _TXV{<E6  
    "AK3t' jF*  
        减速器输出端传递的功率 Q%xY/xH]  
    |O9=C`G_  
        小链轮转速 +?:V\niQI  
    G([vy#p  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 eztk$o  
    ,< icW &a  
        2.选择链轮齿数 (}}8DB  
    r"[T9  
        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 。 Z%{f[|h9}  
    c-=0l)&'D=  
        3.确定链条链节数 ?^vZ{B)&0E  
    =5M>\vt]  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 |)-:w?  
    ;2|H6IN"  
                  取 (节) 7 f*_  
    W7o/  
        4.确定链条的节距p WO9/rF_  
    5l}h8So4  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 `j![  
    v+sbRuo8  
        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 \-0`%k"&  
    Pvw%,=41O  
    齿数系数 k9xKaJ %1  
    @#tSx  
    链长系数       NLGr=*dq  
    n_Y]iAoc`  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 j[`?`RyU  
    ~&:R\  
    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。 Z :+#3.4$3  
    %p60pn[(  
        5.确定链长L及中心距a B ,Brmn  
    (FYJ^o  
        链长 q_&IZ,{Vk  
    ,GnU]f  
    由[2]公式9-20得理论中心距 A%2}?Ds  
    AZy2Pu56  
    理论中心距 的减少量 B-|Zo_7  
    rtx]dc1m  
    实际中心距 )+,jal^7  
    hob$eWgr  
    可取 =772mm q)b?X ^  
    CM1a<bV<  
          6.验算链速V V^+:U>$w  
    uP2a\C,$  
    这与原假设相符。 a4RFn\4?  
    Z|% 2495\  
          7.作用在轴上的压轴力 yWtr,  
    !y~b;>887  
    有效圆周力 c.Z4f 7  
    MjC%6%HI  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 l|em E ^  
    veg!mY2&  
    六、轴系零件的设计计算 ok2~B._+;  
    H`lD@q'S  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计  ja- ~`  
    A]%t0>EL<  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: Ef!p:HBJ  
    ; S ` -9}6  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: '\B"g@if  
    h)^A3;2F  
    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 gCr|e}w-  
    =L),V~b  
    径向力       (<ZkmIXN  
    /.YAFH|i)"  
    其方向如图五所示。 {FY[|:Cp  
    +JS/Z5dl+}  
      (3)初步确定轴的最小直径 xcvr D  
    lV6[d8P  
    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 \nAHpF  
    %`1CE\f  
    查[2]表15-3取45钢的 RLOQ>vYY  
     0(/D|  
    那么       yPh2P5}H>  
    >04>rn#},,  
    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。 OrEuQ-,i@  
    RrdtU7i3  
      (4)轴的结构设计 g)?g7{&?>?  
    aC~n:0 v  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 t{8v(}  
    EvqAi/(g  
                    图三 I#E(r>KW*  
    i(yAmo9h  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 6eYf2sZ;J  
    vF6*c  
        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 。 9Jy2T/l  
    s7nX\:Bw:  
        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 Z<|_+7T  
    -F+P;S  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; t_>bTcsU  
    tK|9qs<%  
    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 。 -N7L #a  
    hdr}!w V  
    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)。 lAn+gDP  
    `o8{qU,*]N  
                    图四 zP(=,)d  
    LX\*4[0%K  
    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 Xvj=*wg\Y  
    tdnXPxn[  
    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。 5u|=;Hz*)  
    $rpTs?j*K$  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 r3H}*Wpf  
    P A6KX5  
    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。 ;j>Vt?:Pw  
    Z#F,y)YiO  
    (5)求轴上的载荷 Bq~hV;9nf  
    _@/C~  
    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 , En,)}yI  
    0i*'N ch#i  
    ; ; +eBMn(7Cgv  
    kUg+I_j6*  
    图五 `o_fUOe8a  
    tSb?]J  
    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: 833 %H`jQc  
     H\=LE  
                    表一 ^0Q=#p  
    EO].qN-8  
    载荷     水平面H     垂直面V S"P9Nf?9  
    S?Bc~y  
    支反力F       %R5Com  
    dgco*TIGO  
    弯矩M       pG!(6V-x<E  
    r}oURy,5  
    总弯矩       'n^2|"$sH  
    &N"'7bK6n  
    扭矩T     T=146.8Nm my\o P(e\  
    8 )mjy!,  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: DIG0:)4R.  
    9U|<q  
    根据[2]中公式15-5,即 1iNsX\M  
    qukjS#>+  
    取 ,并计算抗弯截面系数 kRN|TDx(  
    )@Zc?Da  
    因此轴的计算应力 -yC:?  
    W&+y(Z-t  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 QN_)3lm  
    g>~cs_N@  
    ,故安全。 ]~ !X iCqu  
    1 [Sv  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 NZo<IKD$  
    r"{Is?yKe  
    ①、判断危险截面 lx{.H,1~  
    IjG5X[@  
    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。 Jo{ zy  
    y)3~]h\a  
    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。 x7 "z(rKl  
    8^/+wa+G  
    ②、截面2左侧: Dq/3E-y5  
    [1z{T(dh  
    抗弯截面系数     6IEUJ-M Z  
    7fTxGm  
    抗扭截面系数     n$.1Wk"  
    CN.6E<9'kK  
    截面2左侧的弯矩为 ^Sy^+=wK3  
    r0F_;  
    扭矩为         3<c*v/L{C\  
    O.*jR`l  
    截面上的弯曲应力   T>#TDMU#Fm  
    a(8>n Z,V  
    扭转切应力为     C _8j:Z&  
    CE~r4  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; Bu7A{DRf  
    DVObrL)znL  
    r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 U r^YG4(  
    (E!%v`_0  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 'sj9[o@]  
    ]{YN{  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 {bN Y  
    mT96 ]V \  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; 8NnhT E  
    }%eDEM  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; @. "q  
    o g_Ri$x8  
    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     GGCqtA^@7d  
    Ay 2b,q  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 Ll,I-BQ 9  
    ('=Z }~  
    ③、截面2右侧: #`/bQ~s  
    MzcB3pi  
    抗弯截面系数     StEQ -k  
    x@h tx?   
    抗扭截面系数     9*' &5F=  
    P"b8!k?  
    截面2右侧的弯矩为 $nj\\,(g  
    Gc wt7~  
    扭矩为         T-^0:@5o9  
    5`"iq "5Cf  
    截面上的弯曲应力   )&>L !,z  
    yKYl@&H/%  
    扭转切应力为     fTBVvY4(  
    4iwf\#  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 a_Jb> }  
    YUCC*t  
    表面质量系数 ; >zQNHSi  
    IAYACmlN&  
    故综合影响系数为 (i\)|c/a7