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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 6n2RTH  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com @JlT*:Dz  
    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 `ci  P  
    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 00W_XhJ  
    aIfB^M*c5  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 5',b~Pp  
    H'2o84$  
    原始数据 sGMnm  
    )A;jBfr  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 FP6Jf I8  
    0"@p|nAa  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 z_&T>ME  
    G~lnX^46"  
    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\:3P  
    Z!?T&:  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 j1@PfKh  
    j;rxr1+w  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 ~bjT,i  
    v@!r$jZ  
      工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 3A b_Z  
    SkXx: @  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 N jA\*M9  
    GsWf$/iC:  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 `? f sU  
    OdJ=4 x>  
    原始数据 n22OPvp  
    cmLI!"RLe  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 &4F iYZ  
    C Yk"  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 }Tk*?tYt  
     YP}r15P  
    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 |VX0o2  
    Fo| rRI2  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 /%^^hr  
    <C7/b#4>\  
      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 B\7 80p<  
    xHwcP21  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 cNuBWLG  
    )0@&pEObm  
    机械设计课程设计计算 .$-%rU:*}  
    (<5&<JC{  
    说明书 }KL( -Ui$  
    *&yt;|y  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 /\uW[mt  
    {&Sr<d5  
    目录 u!VY6y7p  
    Q92hI"  
    1.     设计任务书....................................3 NIOWjhi[Jn  
    [;i3o?\_I  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 vn=0=(  
    _;5N@2?  
    3.     电动机的选择..................................4 r)t-_p37  
    {nmBIk2v  
    4.     传动装置总体设计..............................6 !xZ`()D#  
    N]@e7P'9F  
    5.     传动零件的设计计算............................7 ig,v6lqhM  
    ID v|i.q3  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 !F*CEcB  
    8:(e~? f6  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 <DM:YWNa  
    !_UBw7Zm  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 %Nm69j-5%  
    Ej64^*  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 g JMv  
    c1Ta!p{%  
    1)     轴一的设计.....................................17 4wQ>HrS)(  
    zd3%9rj$  
    2)     轴二的设计.....................................23 <swY o<?J#  
    5%Q[X  
    3)     轴三的设计.....................................25 /WKp\r(Hp  
    !NFP=m1  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 u9%)_Q!14  
    86\B|!   
    8.     键联接的强度较核..............................27 Kzd)Z fnD0  
    JmK[7t  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 !>5!Fb=Sy  
    .!hB tR  
    10.     参考文献......................................35 +'!vm6  
    @z)_m!yV1  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 *z A1NH5  
    SLG3u;Ab  
    一、课程设计任务书 ()v{HB i  
    !EQMTF=(  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) %@d~)f  
    0Bpix|mq  
                          图一 "ewB4F[  
    #e8NF,H5  
    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%。 ~?)ST?&  
    5#U*vGVT  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 o!+jPwEU  
    lx&ME#~  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 UE9r1g`z  
    C}{$'#DV2  
    运输链节距(mm):60 yXx}'=&!0  
    y$e'-v  
    运输链链轮齿数Z:10 }TCOm_Y/qL  
    %r*zd0*<n1  
    二、系统传动方案分析与设计 pPdOw K#  
    Lc<C1I 5=  
    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。 "K8<X  
    @:s|X  
    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。 R3$K[Lv,  
    Rz!E=1Y$  
    3. 系统总体方案图如图二: Y`u.P(7#  
    X192Lar  
                        图二 0r+%5}|-K  
    ^vmyiF  
    设计计算及说明     重要结果 >_y>["u6J#  
    .hCOi<wB  
    三、动力机的选择 b:S#Sz$  
    EK^ld!g(  
    1.选择电动机的功率 7 C5m#e3  
    ;TK:D=p4  
    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 RJ%~=D  
    \DE`tkV8  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; TY,w3E_  
    U&6!2s-  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; * SG0-_S  
    G!54 e  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 ~T')s-,l,:  
    or u.a   
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               m#'2 3  
    X }yEMe{T  
    滚动轴承效率η2=0.98; ?.:C+*+  
    ] y, 6  
      链传动效率η3=0.96; ]OoqU-q  
    :CN,I!:  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; ~<pGiW'w5  
    1x]U&{do  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; Nvs8t%  
    WZ'3  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 bf `4GD(  
    4 ~17s`+  
    因此总效率 }Y5Sf"~M  
    'Z-jj2t}  
    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 h]<Ld9  
    p3*}!ez4  
    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   =@m|g )  
    n-dO |3,  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 cT8jG ,+"}  
    ] w FFGy  
    2.选择电动机的转速   v"L<{HN  
     7[55  
    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。 u|\Lb2Kb:  
    m5sgcxt/  
    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 , 9q;\;-  
    ;KmSz 1A  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 QhK]>d.  
    Bya!pzbpr  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; '?_;s9)  
    i7}) VDsZ  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; (?&X<=|"  
    8@qYzSx[  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; ;t@zH+*}  
    oa+Rr&t'  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 W\zg#5fmK  
    -ny[Lh^b  
    所以   =_8  
    :a3Pnq$]E  
    因此 }@}jwi)l  
    Q5iuK#/  
    3.选择电动机的类型 )2z (l-$.  
    _ EHr?b2  
    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。 &D uvy#J  
    c0u!V+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。 by& #g  
    GLt#]I"LY  
    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。 ,~gY'Ql  
    Ym-uElWo  
    四、传动装置总体设计 a>Uk<#>2?a  
     OR4!73[I  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 1,Uv;s;{  
    6Ez}A|i  
    传动装置的传动比要求应为 N9Yc\?_NU_  
    A--Hg-N|  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 Dq Kk9s;6_  
    7f'9Dm`  
    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。 (H<S&5[  
    "Sc_E}q |e  
    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。 >"B95$x5  
    >tqLwC."'  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 #5N#^#r"  
    zhU)bb[A  
    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。 b-@VR  
    .3A66 O~zT  
    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 Ej ip%m  
    0eQyzn*98  
    1)     各轴转速计算如下 ykxjT@[  
    sE-E\+  
    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。  s6rdQI]  
    E:f0NV3"1  
        2)各轴功率 "ZNiTND  
    9PVM06   
    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。 ,Zb]3  
    $VhUZGuG>  
    3)     各轴转矩 ,-&ler~[  
    @/ wJW``;  
    电动机轴的输出转矩 ?7'uo$  
    SY["dcx+  
    五、传动零件的设计计算 AM1J ^Dp  
    ^vLHs=<  
    1、直齿锥齿轮的设计 pV(b>O  
    ]YQlCx`  
    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。 A jr]&H4  
    DT8|2"H  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: f[HhLAVGK`  
    vX]\Jqy  
    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)。 Fa,a)JY>  
    vAbMU  
    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。 D:U:( pg  
    :kfHILi  
        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 ; 3205gI,  
    (!&cfabL  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; :Oo(w%BD]  
    @>_`g=  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 WQ<J<$$uu  
    29 L~SMf  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; KcglpKV`  
    =LL5E}xP  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; YBN@{P$  
    u{,e8. Z  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; $U<so{xn%  
    FylL7n  
    d、     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 r]sv50Fy  
    SG2s!Ht  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; -LJbx<'  
    Igt:M[ /  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 Lo\+T+n  
    :D8V*F6P  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 [h+MA>%!  
    k)UF.=$d  
    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 B\wH`5/KW  
    >c*}Do{lG  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 Cb7f-Eag  
    zdrCr0Rx,  
    h、     小齿轮分度圆周速度v dq28Y$9~  
    4pq@o  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; N W :_)1  
    o;.PZi2k  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; v=EV5#A  
    ]y>)es1  
      齿间载荷系数取 ; XZLo*C!MG  
    _nOJ.G  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 Sg(fZ' -  
     iUJqAi1o  
      故载荷系数 ; S H2|xn  
    ;|6kFBGC"+  
    j、     按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a NJ^`vWi  
    5:6as^i:b  
    模数     ml<X92Y  
    wN\%b}pp  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 2`tdH|Z`  
    >j5) MF{"  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; 1Y:lFGoe  
    fNNkc[YTZI  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; GoP,_sd\O  
    +dw$IMwb  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ^AkVmsv;;  
    `mXbF  
    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 `,gGmh  
    -B-?z?+(O  
    载荷系数K=2.742; REUWK#>  
    WeNx9+2=Z  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 =p,+a/*  
    yBqv'Y  
    因此,当量齿数 eR P mN  
    23 j{bK  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 2A7g}V  
    >Ig%|4Hw  
    应力校正系数   _xT=AF9~o  
    }'mVD^<+  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: 0g}+%5]yg  
    .V G$`g"  
    结果显示大齿轮的数值要大些; vp@%wxl!:  
    DFKFsu8s  
    e、设计计算 ~V&4<=r`  
    9v>BP`Mg  
    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 @FVan  
    bfy `UZr  
    大齿轮齿数   ; [,[;'::=o4  
    }`#OA]NZ  
    5) 其他几何尺寸的计算 3mKmd iD  
    mL/]an@Y  
    分度圆直径   $Y.Z>I;  
    y^7;I-  
    锥距       /z:pid,_0  
    5ws|4V  
    分度圆锥角   &~VWh}=r  
    2<HG=iSf  
    齿顶圆直径   S-V)!6\cK  
    qOy3D~  
    齿根圆直径   8Q&.S)hrN  
    jY>|>]4X  
    齿顶角       0!X;C!v;  
    pwo5Ij,~q  
    齿根角     zy\p,  
    ;d$PQi  
    当量齿数     )D\cm7WX^[  
    ^2Sa_.  
    分度圆齿厚   ;AyE(|U+  
    .2?tx OKh  
    齿宽       tdZ,sHY6  
    \`?#V xz  
    6) 结构设计及零件图的绘制 0"q_c-_Bg  
    @8WG  
    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. _/;k ;$gDp  
    n5CjwLgu\b  
    零件图见附图二. ~Wy&xs ZH  
    Sh'>5z2  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 C@+"d3  
    O%?TxzX;  
        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 ; +E8 \g  
    `k y>M-  
    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。 v~^c-]4I  
    FlJ(V  
        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。 46(Vq|  
    'Gwa[ |6i  
        4)材料及精度等级的选择 ,Q|[Yr  
    #N%ATV  
    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)。 @Dc?fyY*o<  
    0v6(A4Y  
    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。 ?DPN a  
    ! K? o H  
    5)     压力角和齿数的选择 xb#M{EE-.  
    vt{s"\f  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 r~q*E'n  
    >C""T`5]  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? .5=Qf vi*  
    ERxA79  
    取 。 jU')8m[  
    6GVj13Nr  
    6)     按齿面接触强度设计 |k5uVhN  
    zA+&V7bvy  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 ' k~'aZ  
    Qx,?v|Xg  
    a.     试选载荷系数 ; 2`4'Y.Qf  
    $47cKit|k:  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : x17cMfCH%  
    `>:ozN#)\  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; BNU]NcA#*,  
    B"N8NVn  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; B ;Zsp  
    s_Y1rD*B  
    e.     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限  ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 SI_{%~k*B  
    v=Ep  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 @l3L_;6a  
    0gNwC~IA8  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; dRg1I=|{_  
    J;+A G^U<  
    h.     计算接触疲劳许用应力: W-mi1l^H{  
    ahgm*Cpc  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 xR5jy|2JJ  
    zo66=vE!  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, +gb2>fei&  
    #BK\cIr  
    j.     计算圆周速度 3\eb:-B:@  
    V^Wo%e7#u[  
    k.     计算齿宽b hg7`jE&2  
    f:L%th  
    l.     计算齿宽与齿高之比 42:~oKiQ$"  
    vPuPSE%M  
    模数     =8OPj cX.V  
    .Ajs0 T2  
    齿高     b6!?K!imT  
    cWIX!tc8  
    所以     ,lm.~%}P*  
    :HhLc'1Jw  
    m.     计算载荷系数 p1t9s N,  
    P\bW kp0  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; vG WX=O  
    PQAN,d  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; >*%ySlZbs  
    MNip;S_j  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; 4&/u1u 0  
    bG nBV7b  
    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     :,<e  
    \2i4]V  
    代入数据计算得   m;o \.s  
    E@QsuS2&  
    又 , ,查[2]图10-13得 88Yp0T<1  
    !]q wRB$5  
    故载荷系数 ry}CND(nB  
    * EOIgQp  
    n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 >69xl^Gd  
    p"ht|x  
    o、计算模数m Uj}iMw,  
    Z[KXDQn8  
    7) 按齿面弯曲强度设计 `9b/Q  
    SiHZco I  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 M5 ep\^  
    &k(t_~m>  
    由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; W|~Lmdzj  
    Q/4g)(~J  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 k!O#6Z  
    |0n h  
    c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 |mV*HdqU  
    0rY<CV;fZ  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K {y=H49  
    R{)Sv| +`  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 x:=Kr@VP  
    O-:#Q(H!  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 [(}f3W&  
    '#[U7(lIQ  
    小齿轮   ^dH#n~Wx0  
    Y[Us"K`  
    大齿轮 <QT u"i  
    [qlq&?"  
        结果是大齿轮的数值要大; YMLo~j4J  
    0wXfu"E{  
      g.设计计算 \tLJ( <8  
    K^?yD   
    结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 3JEH sYxs  
    zAt!jP0E  
          按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; Zu:cF+h l  
    i}ypEp  
    8)     其他几何尺寸的计算 9I=J#Hi|+  
    h J#U;GL  
    分度圆直径     ovzIJbf  
    sIdo(`8$  
    中心距       ; ]oP2T:A  
    b,/fz6 {N  
    齿轮宽度     ; %k{~Fa  
    +jO1?:Lr  
    9)验算     圆周力 ,XCC#F(d1  
    O[y.3>l[s  
      10)结构设计及零件图的绘制 )mxY]W+  
    W&}YM b  
        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。 i68'|4o  
    IV_u f  
    3、链传动的设计计算 qfvd( w  
    akgXI^K  
        1.设计条件 )<9g+^  
     >>Hsx2M  
        减速器输出端传递的功率 zC!]bWsD  
    =#n05*^  
        小链轮转速 C\dQ6(3}\  
    8^&)A b  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 IV;juFw}G  
    !(F+~,  
        2.选择链轮齿数 F}<&@7kF  
    2:MB u5**  
        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 。 YTQ|Hg6jO  
    s ,\w00-:  
        3.确定链条链节数 SG |!wH^  
    cQzd0X  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 >},O_qx  
    IJxdbuKg  
                  取 (节) .}kUD]pW  
    }lML..((1  
        4.确定链条的节距p 6g29!F`y  
    DUEA"m h  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 pK1P-!c  
    (' /S~  
        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 {}N*e"<O  
    a2v UZhkR  
    齿数系数 HB{w:  
    5|NM]8^^0[  
    链长系数       6#7f^uIK  
    $%`OJf*k  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 Dd<gYPC  
    <tuh%k  
    根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 pnca+d  
    IpGq_TU  
        5.确定链长L及中心距a \r^=W=  
    - 4'yp  
        链长 ktU98Bk]  
    #p&iH9c_  
    由[2]公式9-20得理论中心距 iBwl(,)?m2  
    VvSD &r^qI  
    理论中心距 的减少量 KArf:d  
    Ig"Krz  
    实际中心距 Se*ZQtwE  
    }h5pM`|1  
    可取 =772mm k`Ab*M$@Xs  
    jkQv cU  
          6.验算链速V 7~C@x+1S/  
    tNjb{(eO\h  
    这与原假设相符。 0@C`QW%m  
    J;+tQ8,AP  
          7.作用在轴上的压轴力 Z$X2*k6PK  
    6aK'%K  
    有效圆周力  ?Vbe  
    uh\I'  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 "}*P9-%  
    ;dRTr *  
    六、轴系零件的设计计算 (:,N?bg  
    #E5Sc\,  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 ;EW]R9HCH  
    _MR|(mV  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: R)WvU4+U  
    QL-((dZ<  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: j8M}*1  
    $7jJV(B  
    在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 V7N8m<Tf  
    Z?oFee!4  
    径向力       cm%QV?  
    t2BkQ8vr  
    其方向如图五所示。 VeA;zq  
    ?%{bMqYJD{  
      (3)初步确定轴的最小直径 L,[0*h  
    W |G(x8  
    选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 8~ .r/!wfy  
    IxYuJpi  
    查[2]表15-3取45钢的 R5X<8(4p  
    r,2x?Qi  
    那么       &1F)/$,v  
    UB|Nx(V s  
    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。 2Q|Vg*x\U  
    g`y >)N/  
      (4)轴的结构设计 d5T0#ue/e  
    #i7!  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 j{7_p$JM  
    #h /-  
                    图三 ym2\o_^(  
    uDafPTF  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ;pU9ov4)  
    wDem }uO  
        a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 S!#7]wtbP  
    `;(/W h  
        b、由于齿轮主要承受径向力,故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组,标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承,其尺寸为 ,故 :)q/8 0@  
    cwz %LKh  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; G- Sw`HHo  
    TqKL(Qw E  
    c、取安装齿轮处轴段的直径 ;齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm,为使套筒端面可靠的压紧齿轮,该轴段长度应略短于齿轮宽度,故取 ;齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度 ,取 ,则轴肩处的直径 ;轴环宽度 ,故取 。 \hc}xy 0  
    . m7iXd{  
    d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求,取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm,则 (参看图四)。 udqGa)&0  
    h K@1 s  
                    图四 59$mfW o>  
    [bJ"*^M)  
    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 Y%^&aacZ  
    WWrD r  
    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。 _&XT =SW}  
    >J3N,f  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 aP cO9  
    y`mEsj  
    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。 w<J$12 "p+  
    b-M[la}1"  
    (5)求轴上的载荷  3i?{E ^  
     _"%d9B  
    根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁,轴的支承跨度 , kkyn>Wxv  
    6%U1%;  
    ; ; I = qd\  
    ZA1?'  
    图五 >`5iq.v  
    9H1R0iWW  
    从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: 6[aCjW  
    n6O1\}YB  
                    表一 =(Mv@eA"  
    fR5 NiH  
    载荷     水平面H     垂直面V l"IBt:  
    WT'P[RU2  
    支反力F       ,BW ^j.7  
    +SrE  
    弯矩M       Gd%6lab  
    }UXj|SY  
    总弯矩       #n{wK+lz  
    15iCJ p  
    扭矩T     T=146.8Nm OJ@';ZyT=  
    e~'y%|D  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: :n0(gB  
    9w11kut-!  
    根据[2]中公式15-5,即 W E|L{  
    .DHZs#R  
    取 ,并计算抗弯截面系数 `Wn0v2@a(~  
    pF K[b  
    因此轴的计算应力 asQ pVP  
    D<L]'  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 }YU#} Ip@  
    ?F AsV&y  
    ,故安全。 ?Sn$AS I  
    nP 2rN_:4  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 /y@$|DI1  
    ~M(K{6R  
    ①、判断危险截面 bt%k;Z]  
    H$(%FWzQ%  
    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。 1_7x'5GdA  
    [ueT]%  
    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。 ~K:#a$!%,  
    =c-j4xna>  
    ②、截面2左侧: ?.\ CUVK  
    MA(\ r  
    抗弯截面系数     wMt?yc:X  
    fAUtqkB  
    抗扭截面系数     zclt2?  
    `9a%}PVQ-  
    截面2左侧的弯矩为 P8DJv-f`  
    hS*3yCE"8  
    扭矩为         Q!GB^ P  
    k W/3 Aq7r  
    截面上的弯曲应力   /  DeI s  
    d";+8S  
    扭转切应力为     ghbxRnU}  
    #OJ^[Zi<  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; +Y)rv6}m  
    LNXhzW   
    r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 P~ffgzP  
    kn+`2-0  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 jBI VZ!X  
    ws?p2$Cla  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 g3LAi#m  
    #jA|04w  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; aWOApXJ  
    HQ/PHUg2  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; `+1*)bYxU  
    iknBc-TLD  
    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     <\X4_sdy  
    {s=QwZdR  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 f IQ$a >  
    mOGcv_L  
    ③、截面2右侧: JY9Hqf  
    sw{EV0&>m  
    抗弯截面系数     7" Dw4}T  
    2NIK0%6  
    抗扭截面系数     W`6nMFg  
    r6Pi ZgR  
    截面2右侧的弯矩为 ~u,g5  
    'PV,c|f>  
    扭矩为         {< jLfL1  
    lNqXx{!k  
    截面上的弯曲应力   v SHb\V#  
    9OF5A<%"u  
    扭转切应力为     #3kR}Amow  
    =!{}:An1$  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 _V-@95fK  
    ,o*b-Cv/  
    表面质量系数 ; 8 l}tYl`|  
    #vLDNR  
    故综合影响系数为 0)k%nIhj