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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 Q 9<i2H  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com 8(!?y[  
    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 ^B(:Hv}G(:  
    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 1oL3y;>iL  
    @ "/:Omh  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 dEPLkv  
    g ?{o2gG  
    原始数据 `~2I  
    kB_T9$0e#  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 6rN.)dL.#N  
    9+I /bl4  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 Ypx"<CKP}  
    .c\iKc#  
    运输链的工作速度(m/s)     1.00     0.8     0.9     0.95     0.84     0.78     0.9     0.8     0.95     0.85 ]eo%eaA   
    )^j62uv  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 r|Q/:UV?w  
    }KR"0G[f  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 G/yYIs  
    D[3QQT7c  
      工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 %ZGG6Xgw  
    B$_-1^L e  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 jXYjs8Iy  
    jh/aK_Q,w  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 +RyV"&v  
    1n~^@f#`  
    原始数据 sv+ 6#  
    FR6 PY  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 O@`KG ZEPY  
    j-7aJj%  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 aJ J63aJ  
    {Hzj(c~S?  
    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 pLtK:Z  
    SL?YU(a  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 P}"uC`036  
    c2:oM<6|  
      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 ma@!"Z8 S  
    !>EK %OO  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 }z-6,i)'k  
    +3]V>Mv  
    机械设计课程设计计算 N@V:nCl  
    b8|<O:]Hp  
    说明书 S%df'bh$  
    L`"V_ "Q#0  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 o~26<Lk  
    Koc5~qUY]  
    目录 05o<fa2HE  
    1Hs'YzvY  
    1.     设计任务书....................................3 4X5KrecNr  
    'CCAuN>J  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 T%w5%{dqJ  
    ,iXQ"):!OB  
    3.     电动机的选择..................................4 3|bbJ6*.<  
    @x_0AkZU  
    4.     传动装置总体设计..............................6 L)"CE].  
    +6:jm54  
    5.     传动零件的设计计算............................7 D_ XOYzN}  
    )a<MW66  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7  C~T*Wlk  
    >~L0M  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 .H Pa\b\L>  
    \Yh*ywwP#  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 s \0,@A   
    2Mj_wc   
    6.     轴系零件的设计计算............................17 t\f[->f  
    Av!xI  
    1)     轴一的设计.....................................17 'u6n,yRm  
    r`Dm;@JU  
    2)     轴二的设计.....................................23 ywA7hm  
    ' 1X^@]+6  
    3)     轴三的设计.....................................25 |BXp`  
    DSlO.) dHu  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 /4KHf3Nr  
    S{N=9934_  
    8.     键联接的强度较核..............................27 Z:YgG.z"  
    ^#U[v7y  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 9K-,#a  
    ZP ]Ok  
    10.     参考文献......................................35 FSYs1Li_C  
    hp@F\9j  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 ZtY?X- 4_  
    0{-?Wy  
    一、课程设计任务书 ~U5Tn3'~  
    ^0?ww&X  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) }yw>d\] f  
    JH*fxG  
                          图一 ]d.e(yCuE  
    B_>r|^Vh  
    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%。 eo^C[# .  
    ~cV";cD5  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 *'@ sm*  
    $@84nR{>  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 4K*st8+bl-  
    }:(;mW8 D  
    运输链节距(mm):60 J+}z*/)|#  
    ~zVe?(W  
    运输链链轮齿数Z:10 {u4AOM=)  
    @U9`V&])F[  
    二、系统传动方案分析与设计 =,8nfJ+x  
    wLNk XC  
    1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 jwSPLq%  
    G!lF5;Ad`  
    2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 HubK  
    1\nzfxx  
    3. 系统总体方案图如图二: Y(gai?  
    @WiTh'w0  
                        图二 TeFi[1  
    syCT)}T6z  
    设计计算及说明     重要结果 WJMmt XO  
    Q 7\j:.  
    三、动力机的选择 s\p 1EL(  
    /T+%q#4  
    1.选择电动机的功率 }z qo<o  
    }KT$J G?  
    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 %,e,KcP'  
    `qRyh}Ax"  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; PcjeuJZ  
    9FPqd8(]*V  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; 6C\WX(@4  
    VCwC$ts  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 P"o|kRO  
    >< VUly  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               &.qLE  
    6OqF-nso[E  
    滚动轴承效率η2=0.98; 3*\hGt,ZP  
    &h_Y?5kK  
      链传动效率η3=0.96; b_7LSp  
    `I(ap{  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; | GN/{KH]  
    h6n!"z8H  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; ]c bXI  
    "c.-`1,t  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 y=Z[_L!xr  
    .{|SKhXk  
    因此总效率 YMVi7D~;Q$  
    YL78cWOs  
    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 HTMg{_r(%  
    W|"bV 6d3  
    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   5\h6'  
    vU(fd!V ?  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 /1$u|Gs *  
     J%T=FU  
    2.选择电动机的转速   z ?F`)}  
    ?*ZQ:jH  
    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。 3Tp8t6*nL  
    *`LrvE@t  
    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 , Mpco8b-b  
    DLD9  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 (!qfd Qq#  
    @Ae&1O;Zh  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; _!Pi+l4p/}  
    J8ScKMUN2  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; k'+y  
     $&1Dl  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; ;=k{[g 'gv  
    'St?nW3  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 At !:d3  
    .}T-R?  
    所以   W; os4'h$  
    ?M6)O?[  
    因此 )1gT&sU0  
    ] SLeWs  
    3.选择电动机的类型 yu&muCA  
    W\ mgM2p  
    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。 f.bwA x  
    2aX$7E?  
    通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 D,|TQ Q  
    Q7{{r&|t&  
    查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 C'{B  
    ynZEJKo  
    四、传动装置总体设计 S)W?W}*R\  
    h9!4\{V;h  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 +U%epq  
    94|ZY}8|f  
    传动装置的传动比要求应为 d$xvM  
    Bjj =UtI  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 k\9kOZW  
    [>\e@ =  
    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。 4\k{E-x $  
    aQf2}kD  
    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。 !%DE(E*'(  
    !&3"($-U3G  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 b\zq,0%  
    J!G92A~*]  
    设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 Fy!s$!\C0  
    +nim47  
    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 ,?IXfJ`c  
    ld):Am}/o  
    1)     各轴转速计算如下 {K}Dpy  
    bv7xh*/  
    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。 qn{4AWmJ  
    Ciz,1IV  
        2)各轴功率 1 3)6p|6x  
    6@3v+Vf'  
    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。 b$_qG6)IJO  
    j 9GKz1  
    3)     各轴转矩 .*xO/pn  
     vILB$%I  
    电动机轴的输出转矩 0pl'*r*9  
    .j"heYF)  
    五、传动零件的设计计算 /u`Opv&I  
    ( ]0F3@k#s  
    1、直齿锥齿轮的设计 ' V*}d  
    w5rtYT I  
    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。 lUp%1x+  
    K K]R@{ r  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: $sZ4r>-  
    g 4|ai*^  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 =|dm#w_L"  
    AE`UnlUSF  
    对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 Ux{QYjF E  
    4>fj @X(3  
        在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; (~! @Uz5  
    6 b?K-)kL  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; T+rym8.p  
    nD>X?yz2  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 k`]76C7  
    zlTLp-^Y  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; N~or.i&a  
    20}]b* C}  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; -*Qg^1]i+  
    'O9Yu{M  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; VkJTcC:1  
    _ Qek|>  
    d、     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Z0D&ayzkh^  
     xB?!nd  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; s?nj@:4  
    p]Qe5@NT  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 q$IU!I4  
    NNTrH\SU #  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 SrOv* D3  
    JHVndK4L  
    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 hp}rCy|01  
    #BS!J&a  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 )cZ KB0*+  
    f`\J%9U_O  
    h、     小齿轮分度圆周速度v mz;ExV16  
    Z/v )^VR  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; k<f0moxs'  
    sk0/3X*Q%  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; gh"_,ZhZt  
    m9jjKu]|  
      齿间载荷系数取 ; t=p"nIE  
    `ZP[-:`  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 ]^{5`  
    KVViTpZ  
      故载荷系数 ; 4"{g{8  
    2"P1I  
    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 ?V_v=X%w  
    >SYOtzg%  
    模数     I<xcVY9L  
    KpS=oFX{}  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 ZX{eggXl  
    A,= R`m  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; T:CWxusL  
    ?9 `T_,  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; oW(8bd)  
    miCY?=N`  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 OT)`)PZ"  
    ~Sd,Tu%:  
    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 pH@yE Vf  
    v{\~>1J{  
    载荷系数K=2.742; $D f1t  
    JKCV >k  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 Mz lE  
    6e}T zc\@(  
    因此,当量齿数 <!|=_W6  
    }2Im?Q  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 >Wpdq(o  
    WFqOVI*l  
    应力校正系数   }ASBP:c"t  
    *y>|  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: 6skd>v UU  
    )oS~ish  
    结果显示大齿轮的数值要大些; _,-\;  
    (hv}K*c{  
    e、设计计算 :4COPUBpPV  
    Ja@ ?.gW  
    为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 ZQ[s:  
    Ww{-(Ktx  
    大齿轮齿数   ; 2Paw*"U  
    1fF\k#BE-%  
    5) 其他几何尺寸的计算 dsb z\w3:  
    |txzIc.#  
    分度圆直径   q93V'[)F  
    i'#%t/ u  
    锥距       x6=tS  
    i\MW'b  
    分度圆锥角   +.hJ[|F1&  
    D[Ld=e8t  
    齿顶圆直径   `R$bx 64  
    wp-3U}P2(  
    齿根圆直径   6(HJYa  
    RWn#"~  
    齿顶角       jqoU;u`  
    dBW#PRg  
    齿根角     bHHR^*B  
    -%t8a42  
    当量齿数     uYc&Q$U  
    \<y#$:4r<8  
    分度圆齿厚   yhyh\.  
    y"nC T3  
    齿宽       s|"4!{It  
    "QY~V{u5  
    6) 结构设计及零件图的绘制 .>( qZEF  
    I,lzyxRP  
    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. wtGb 3D"am  
    +Nka,C^O"  
    零件图见附图二. "S&1J8D|  
    j;*= ^s  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 =iPQ\_ON@  
    h6(L22Hn  
        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 ; 6IM:Xj  
    2wgdrO|B  
    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。 N{zou?+  
    Aj=c,]2  
        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。 2?owXcbx  
    k :zGv  
        4)材料及精度等级的选择 mHC36ba  
    \Ng[lN  
    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)。 \V.U8asfI  
    H*>5ne=x  
    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。 lnntb3q  
    ~3m} EL  
    5)     压力角和齿数的选择 ymyk.#Z<%  
    gJBk&SDgtP  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 ,[Z;"wE  
    2VS#=i(B^  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? 7PI|~Ifi  
    Ad`jV_z  
    取 。 <i1P~  
    cV)~%e/  
    6)     按齿面接触强度设计 w+ tO@  
    HnfTj5J@  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 =t-503e.J  
    T k4"qGC.  
    a.     试选载荷系数 ; zX/9^+p:  
    eM`"$xc Oe  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : LIHf]+  
    r7p>`>_Q\  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ;  /=7[Q  
    gG=E2+=uy  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; meV RdQ  
    \>-%OcYlM  
    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 。 pF"IDC  
    *,DBRJ_*7  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 J&6]3x  
    c^8y/wfok  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; }' t*BaU  
    (wIpq<%  
    h.     计算接触疲劳许用应力: [VP ~~*b  
    {z}OZHJN  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 th*E"@  
    BK]q^.7+:  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, /P|jHK|{  
    !P0Oq)q  
    j.     计算圆周速度 SLc'1{  
    {GiR-q{t  
    k.     计算齿宽b -.E<~(fad  
    $Mp#tH28  
    l.     计算齿宽与齿高之比 1jozM"H7Q  
    z7J2O  
    模数     5<ycF_  
    w#,C{6  
    齿高     ~(`iRxK  
    f"5vpU^5*  
    所以     H;$OCDRC  
    jM90 gPX>,  
    m.     计算载荷系数 fW4N+2  
    Pw'3ya8  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; # -Ts]4v  
    /^\6q"'  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; L%JmdY;  
    ZWSYh>"  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; x*[\$E`v  
    S0Y$$r  
    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     ]W%<<S  
    d1#;>MiU  
    代入数据计算得   ~V"D|U;i +  
    ``}EbOMG  
    又 , ,查[2]图10-13得 amIG9:-1'  
    GRb"jF>ut  
    故载荷系数 (;'?56  
    &la;Vu"dp  
    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 NQ!jkojD  
    |,Y(YSg.  
    o、计算模数m /nRi19a%xU  
    7!`,P  
    7) 按齿面弯曲强度设计 u%S&EuX  
    Q': }'CI  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 ,xrXby|R"  
    +)FB[/pXk  
    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 ; Cv|ya$}a  
    kQ~*iY  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 Qe=!'u.nL  
    'kK}9VKl  
    c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 iP;X8'< BC  
    CC>]Gc7  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K b$+.}&M  
    {|6(_SM|  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 nqt;Ge M  
    ^'~+w3M@  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 !t6:uC7H  
    |b52JF ",  
    小齿轮   a="Z]JGk  
    v3Y/D1jd"  
    大齿轮 / PAxPZf_  
    e qQAst#~  
        结果是大齿轮的数值要大; mV} peb  
    Zycu3%JI  
      g.设计计算  tQB+_q z  
    t7("geN]  
    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)DL=a'  
    '@9h@,tc  
          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 ; i3*S`/]p  
    _ pM&Ya  
    8)     其他几何尺寸的计算 ` a5$VV%J  
    ]n0kO&  
    分度圆直径     G@anY=D\EB  
    !12W(4S5  
    中心距       ; wGE:U`  
    b/ h,qv  
    齿轮宽度     ; ;GO>#yg4Eh  
    -82Rz   
    9)验算     圆周力 e;R5A6|  
    ~fn2B  
      10)结构设计及零件图的绘制 H3}{]&a  
    +s c|PB  
        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。 Nrva?W_i  
    LZV  
    3、链传动的设计计算 L{;q^  
    k`6T% [D]  
        1.设计条件 R}a,.C  
    l)fF)\|;=  
        减速器输出端传递的功率 -@-cG\{  
    DHJh.Y@H  
        小链轮转速 /NaI Mo 5  
    {n=)<w  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 a0Cf.[L  
    SJ;u,XyWn  
        2.选择链轮齿数 a-,!K  
    !9DqW&8  
        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 。 -kxNJ Gc?  
    l2U"4d!o  
        3.确定链条链节数 f*7/O |Gp  
    ScYw3i  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 900#K   
    bWo-( qxq  
                  取 (节) :bFmw dX  
    $%"i|KTsv:  
        4.确定链条的节距p (X@JlAfB  
    pj G6v(zK  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 v_"p)4&'  
    7-.Y VM~R  
        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 u[dR*o0'  
    1+v&SU  
    齿数系数 e'mm42  
    u{yENZ^P  
    链长系数       >nkd U  
    So\(]S  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 [WnX'R R  
    ',?v7&  
    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。 mK5<;$  
    3'8B rK  
        5.确定链长L及中心距a /<vbv  
    KlDW'R $  
        链长 tbF>"?FY/  
    nellN}jYsM  
    由[2]公式9-20得理论中心距 }(z[ rZ  
    }$s#H{T!  
    理论中心距 的减少量 RrRrB"!8nR  
    p<*3mbgGO  
    实际中心距 R<@s]xX_  
    }20 Q`?  
    可取 =772mm !*ct3{m  
    {v+,U}  
          6.验算链速V $Mm=5 K%  
    ^A dHP!I  
    这与原假设相符。 Vrz x;V%  
    bO>q`%&  
          7.作用在轴上的压轴力 :2iNw>z1  
    A(2_hl-  
    有效圆周力 >Lx,<sE  
    G=/a>{  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 VliX'.-  
    R7}=k)U?d@  
    六、轴系零件的设计计算 Yb\t0:_  
    x1</%y5ev  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 i"Hec9Ri  
    D*BZp0x  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: A}pmr  
    t+7h(?8L  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: \fIGMoy!  
    a|rN %hA4  
    在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 e\%+~GUTC=  
    8+K=3=05#U  
    径向力       s S(t }$  
    /~[+'  
    其方向如图五所示。 lx$]f)%~  
    nXPl\|pXt  
      (3)初步确定轴的最小直径 ZDuP|" ^  
    V/5.37FSb  
    选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 %Z9&zmO  
    <"F\&M`G  
    查[2]表15-3取45钢的 a,g3 /  
    07 [%RG  
    那么       )Be?axI  
    Xmr|k:z  
    该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 I,;@\  
    TP7'tb  
      (4)轴的结构设计 XCr\Y`,Z@  
    .XDY1~w0  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 3SI:su  
    "zFv? ay  
                    图三 " !43,!<  
    8w1TX [b  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 !lQGoXQ'4  
    &c!d}pU}  
        a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。  mG4$  
    7{F(NJUO1  
        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 b-4g HW  
    /]7FX"  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; Z3jh-{0  
    /){F0Zjjt  
    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 。 HQPb  
    4#hDt^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)。 .G-F5`2I  
    GjTj..G/  
                    图四 }xhat,9  
    bz5",8Mn  
    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 j7r!N^  
    2y6@:VxSh  
    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。 ybnq;0}$  
    { a2Y7\C/  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 WOqAVd\  
    QY14N{]T\p  
    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。 P(iZGOKUs=  
    hv" 'DP  
    (5)求轴上的载荷 MV8Lk/zd?A  
    ;/tZsE{  
    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 , "V/|RC  
    epz'GN]V  
    ; ; IX/FKSuq  
    :CH*~o  
    图五 'p0|wM_  
    $xx5+A%,  
    从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: 4a'O#;h o  
    /JP]5M)   
                    表一 e<_yr>9g"  
    %cIF()  
    载荷     水平面H     垂直面V 1|K>V;C  
    nq'vq] ]  
    支反力F       PqOy"HO  
    "v.]s;g  
    弯矩M       t<`h(RczHI  
    q\ihye  
    总弯矩       X`,4pSQ;  
    iC U [X&  
    扭矩T     T=146.8Nm JGmW>mH  
    WW.\5kBl8  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: [w iI  
    79.J`}#  
    根据[2]中公式15-5,即 8 I'1~d%$  
    o;#{N~4[$  
    取 ,并计算抗弯截面系数 e"jA#Y #  
    qF9rY)ifm  
    因此轴的计算应力 K?l1Gj  
    $}[Tj0+:  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 ~cE;k@  
    *q5'~)W<  
    ,故安全。 E\M{/.4 4  
    rWN#QL()*  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 B x(+uNQ  
    )9,*s !)9  
    ①、判断危险截面 )B d`N^k+  
    ,v"/3Ff{,  
    截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 ^V^In-[!y:  
    WY@x2bBi  
    截面C处虽然所受载荷最大,即应力最大,但应力集中并不大,因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端;截面2和3处都有因过盈配合,键槽及轴肩引起的应力集中,但截面2比截面3直径要小,故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 X,- ' v[z  
    dEXHd@"H  
    ②、截面2左侧: cz_4cMgxu  
    -Q@jL{Ue  
    抗弯截面系数     ^q"wd?((h  
    Y^dVNC3vd  
    抗扭截面系数     rT`D@ I  
    y$)gj4k/D  
    截面2左侧的弯矩为 uo1G   
    ':,6s  
    扭矩为         l<<G". ?  
    2|k*rv}l  
    截面上的弯曲应力   c$f|a$$b   
    i '!M<>7  
    扭转切应力为     W7N Hr5RC  
    ^H+j;K{5,  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; c ;3bX6RD*  
    p71% -nV  
    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 ;(w=}s%]+  
    (4V1%0  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 FV/xp}nz  
    {nQ}t }B  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 _ED1".&#f  
    H+zn:j@~L  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; *jWU8.W  
    ADX}  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; Q}jbk9gM5  
    hMJ \a  
    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     vg5zsR0u  
    Zn3iLAPBX  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 98C~%+  
    "xdJ9Z-B  
    ③、截面2右侧: @{_PO{=\C  
    hvBuQuk)  
    抗弯截面系数     BO\l>\)Ir  
    +ZXGT  
    抗扭截面系数     Rn{q/h  
    )EO/P+&  
    截面2右侧的弯矩为 BN4dr9T  
    :0T]p"y4  
    扭矩为         n#3y2,Ml  
    s)=L6t^a6  
    截面上的弯曲应力   v%3)wD  
    :kZ2N67  
    扭转切应力为     kSNVI-Wzu  
    ?l,i(I  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 @6*<Xs =  
    iy tSC  
    表面质量系数 ; ]CC= \ <  
    hl~(&D1^  
    故综合影响系数为 9r1pdG_C@