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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 vu \Dx9  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com `d;izQ1_=  
    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 ?H?r!MZ%  
    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 9z#IdY$a  
    gTT-7  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 =*pu+o,?  
    G>j/d7  
    原始数据 r\zK>GVm_  
    (@zn[ Nq  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 O7W}Z1G  
    'CvZiW[_r  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 !jm a --  
    4b)xW&K{  
    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 @)}U\=  
    8wOr`ho B  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 Tn|re Xc0e  
    <7XdT  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 pR $c<p  
    zI(Pti  
      工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 eUl[gHP  
    ^,3 >}PU  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 IKt9=Tx  
    ;iEqa"gO  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 =o {`vv  
    "3K0 wR5  
    原始数据 u^uW<.#z  
    <NUZPX29  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 ZISR]xay  
    +{s^"M2`  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 ^0 t`EZ$  
    N4Ym[l  
    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 @[^H*^1|g  
    [4gv_g  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 9X-DR  
    _T1e##Sq,  
      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 w v1R ]3}  
    ,PB?pp8C}  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 ;J4_8N-  
    2iUF%>  
    机械设计课程设计计算 |1neCP@ng  
    (wTg aV1  
    说明书 wL{Qni3A  
    P?I"y,_ p  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 hk~ s1"  
    )TLDNpH?J  
    目录 ALG +  
    V/03m3!q  
    1.     设计任务书....................................3 dCinbAQ  
    _|F h^hq  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 =Vi+wH{xM  
    4)`{ L$  
    3.     电动机的选择..................................4 MT3UJ6~P  
    {5,CW  
    4.     传动装置总体设计..............................6 -v]7}[ .[  
    y(%6?a @  
    5.     传动零件的设计计算............................7 -1@kt<Es  
    Ft07>E$/Q^  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 //`X+[bMG  
    3o1j l2n  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 |{$Vk%cUE  
    Wg#>2)>  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 y+c+/L8  
    :/u EPki  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 M;V2O;  
    T3bBc  
    1)     轴一的设计.....................................17 I!{5*~ 3  
    c+q4sNnE  
    2)     轴二的设计.....................................23 Baq&>]  
    w*aKb  
    3)     轴三的设计.....................................25 Y M5;mPR  
    PJ);d>tz  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 NZv1dy`fa  
    1%>/%eyn5  
    8.     键联接的强度较核..............................27 rUlXx5f  
    Wu:evaZ:i  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 >2%!=q3)  
    +"Ka #Z  
    10.     参考文献......................................35 `}18A.K  
    ;XANIT V  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 "wdC/  
    6z~6o0s~  
    一、课程设计任务书 9OX&;O+5  
    =ove#3  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) Wq]^1g_  
    B%[Yu3gBo  
                          图一 H>2)R 7h  
    3d[fP#NY7  
    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%。 : x W.(^(d  
    <&B)i\j8=b  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 GP1b/n3F1  
    h(ZZ7(ue  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 yH irm|o  
    c1c8):o+V  
    运输链节距(mm):60 l7\Bq+Q  
    L~>pSP^a  
    运输链链轮齿数Z:10 A3MVNz$wo"  
    jruwdm^  
    二、系统传动方案分析与设计 WS4J a$*  
    !ouJ3Jn   
    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。 ',~,hJ0  
    I vO#tI  
    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。 ,-D3tleu`  
    bDK72cQ  
    3. 系统总体方案图如图二: q9|'!m5K  
    YB*I'm3q  
                        图二 oUoDj'JN{  
    s>ilxLSX]  
    设计计算及说明     重要结果 cJ=0zEv  
    4;=+qb  
    三、动力机的选择 qi!+ Ceo}  
    #L ffmS  
    1.选择电动机的功率 WTbq)D(&[_  
    <<4U:  
    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 f<?v.5($  
    +K{J* n  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; g\:(1oY  
    &]tZ6  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; ].w~FUa  
    ~qT5F)$B-  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 &#_c,c;  
    b*(74>XY  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               _TEjB:9eY  
    9Zw{MM]  
    滚动轴承效率η2=0.98; 4d-f 6iiFV  
    Bq@_/*'*Y  
      链传动效率η3=0.96; y\k#83aU|  
    Cl&YN}t5  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; [_P ZdIN  
    Ht pZ5  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; wwUa+6?  
    4h~CDy%_  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 #q?'<''d,  
    ?h\fwF3  
    因此总效率 e*)*__$O  
    UB^OMB-W.m  
    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 %^Zu^uu   
    F#=M$j_  
    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   ;8m)a  
    17la/7l<  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 jzvrJ14  
    XtCG.3(LY  
    2.选择电动机的转速   bY&!d.  
    n37P$0  
    电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 Nk2n&(~$  
    TsVU^Z%W  
    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 , u'`eCrKT*  
    YpJJ]Rszg  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 }iIZA>eF  
    J~}sQ{ 0  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; +cWo^d.  
    ]}4JT  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; ;-kC&GZf  
    O#Ma Z.=  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; :_k5[KT.]9  
    uo9FLm  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即  Z2a~1BL  
    FRhHp(0}5  
    所以   @B \$ me  
    0uL*-/|  
    因此 P"[\p|[U  
    +R"Y~ m{F  
    3.选择电动机的类型 Nnx dO0X  
    #?"^:,Y  
    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。 4v.{C"M  
    ?`T Q'#P`  
    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。 PCx:  
    TrPw*4h 9s  
    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。 G ,e!!J  
    O!se-h5mW8  
    四、传动装置总体设计 zb3,2D+P  
    ;oCSKY4  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 U3u j`Oq  
    |BBo  
    传动装置的传动比要求应为 muAgsH$/  
    1 R,SA:L$  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 nT :n>ja  
    FQBE1h@k0u  
    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。 s}qtM.^W  
    Fe1XczB  
    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。 ZiW&*nN?M  
    n|fKwWB\  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 `ztp u ~?  
    `{%ImXQF  
    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。 @4G{L8Q}  
    ;;S9kNp^v  
    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 V3Ep&<=/  
    < &kl:|  
    1)     各轴转速计算如下 wEZieHw  
    :{,k F  
    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。 kho$At)V  
    .On3ZN  
        2)各轴功率 9^7z"*@#  
    s.^+y7$  
    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。 QtA@p  
    <m/XGFc  
    3)     各轴转矩 ?$MO!  
    [9d\WPLC  
    电动机轴的输出转矩 YpgO]\/w  
    87F]a3  
    五、传动零件的设计计算 _\<TjGtG  
    T|p%4hH  
    1、直齿锥齿轮的设计 @=OX7zq\h-  
    FqZD'Uu7  
    1)设计已知:齿数比(传动比)u=2.4;小齿轮转速 输入功率P=3.96k     W;传递的转矩T=26.26N?m。 ~7gFddi=i  
    1:RK~_E  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: Wr@q+Whq  
    J| 1!4R~  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 85q!FpuH  
    F-XMy>9  
    对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 l,5isq ;m  
    "pO** z$Z  
        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 ; 7Y)i>[u3  
    MO? }$j  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; +i[@+`  
    %XQJ!sC`  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 "EVf1iQ  
    !C(PfsrR/  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; %jJIR88  
    0KZ$v/m  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; fymmA faR  
    wb%4f6i  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; >%5GMx>m  
    l3+G]C&<  
    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 /z(d!0_q|v  
    -v:3#9uX)  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; zCv)%y  
    KpIY>k  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 zcuz @  
    ~Lq`a@]A  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数  N!Xn)J  
    F$'po#  
    f、     取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 l3y}nh+ 8  
    wc#k@"2AZb  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 t*fH&8(  
    HdyE`FY\  
    h、     小齿轮分度圆周速度v lk` |u$KPz  
    bN|1%[7  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; }S4+1 U3  
    '@zMZc!  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; F&C< = l\X  
    DH bS=Iih  
      齿间载荷系数取 ; ftQ;$@  
    7V5kYYR^F  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 #GfM^sK  
    o}D }Q"=A  
      故载荷系数 ; hu7o J H  
    k2.\1}\  
    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 L=.@hs  
    1/syzHjbY  
    模数     $@w ,9J\  
    mRt/ d  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 MwL!2r  
    m8eoD{  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; xZ* B}O{{H  
    gQ|?~hYYv  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; H_ NoW  
    'Tskx  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 69t6lB#;!  
    Q'Uv5p"X  
    b)     去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 Pa=xc>m^  
    r=xec@R]*  
    载荷系数K=2.742; vst;G-ys  
    ^f 0-w`D  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 TkIiO>  
    p^Z|$aZZ  
    因此,当量齿数 QyrB"_dm  
    a/rQ@c>  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 bxWzm|  
    +i}uRO  
    应力校正系数   dz/3=0  
    #KuBEHr  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: #iRd2Qj%  
    FuAs$;  
    结果显示大齿轮的数值要大些; sp_19u  
    x]608I T  
    e、设计计算 >u|4490<0  
    AbQ nx%$u  
    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 1suP7o A;  
    .3wx}!:*|  
    大齿轮齿数   ; [<}W S} .  
    i&<@}:,  
    5) 其他几何尺寸的计算 bn=7$Ax  
    aU#r`D@0  
    分度圆直径   CUft  
    &KV$x3  
    锥距       M"Z/E>ne  
    tItI^]w2s  
    分度圆锥角   +S1h~@c:B  
    V<U9Pj^?^  
    齿顶圆直径   '*`1uomeo  
    n:}'f- :T  
    齿根圆直径   d_ &~^*>  
    "y ;0}9]n1  
    齿顶角       YWDd[\4  
    4KW_#d`t  
    齿根角     P` Gb }]rW  
    ?}S~cgL -  
    当量齿数     a,:Nlr3  
    /<J5?H  
    分度圆齿厚   sD6vHX%  
    ,0?3k  
    齿宽       "ER= c3 t  
    DtZ7UX\P  
    6) 结构设计及零件图的绘制 >QBDxm  
    N0YJ'.=8,  
    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. /1hcw|cfC  
    V9;IH<s:  
    零件图见附图二. 7!e kINQ  
    /~g.j1g  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 w3Dqpo8E  
    2W/*1K}  
        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 ; [h.i,%Ua"P  
    , lBHA+@  
    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。 y )7;"3Q<  
    ZCDXy  
        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。 %.:]4jhk  
    '=UsN_@  
        4)材料及精度等级的选择 9"dZ4{\!  
    hgdr\ F  
    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)。 )r XUJ29.  
    Ft@ZK!'@  
    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。 )2F%^<gZ#  
    p0pA|  
    5)     压力角和齿数的选择 ?u{D-by%&  
    -)e(Qt#ewl  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 9hhYyqGsO  
    wNl "y  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? X- SR0x  
    K3`48,`?wA  
    取 。 e?e oy|  
    V|;os  
    6)     按齿面接触强度设计 s~I#K[[5  
    vARZwIu^D  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 zzX9Q:  
    }vW3<|z  
    a.     试选载荷系数 ; c`#4}$  
    Y_nlIcu  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : wOR#sp&  
    ^>h2.A J  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; 2VkA!o4nP  
    Bh6lK}9  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; eie u|_  
    }ct*<zj[~u  
    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 。 ^NO;A=9b[  
    V`LW~P;  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 w6[$vib'  
    WZ ,t~TN  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; .Mzrj{^Y  
    62>/0_m5  
    h.     计算接触疲劳许用应力: L%f$ &  
    \3cg\Q+~  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 &- ZRS/_d>  
    2Zi&=Zj"  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, &fifOF#[ e  
    s;:quM  
    j.     计算圆周速度 6X$iTJ[\x  
    x_x|D|@wM  
    k.     计算齿宽b `wNJ*`  
    q<A,S8'm  
    l.     计算齿宽与齿高之比 rXnG"A  
    DZX4c2J  
    模数     CIf""gL9  
    )auuk<  
    齿高     q^b_'We_9  
    J i:0J},m  
    所以      SwmX_F#_  
    aB4L$M8x  
    m.     计算载荷系数 Py#iC#g~  
    _ 4+=S)$  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; iTeFy -Ct  
    "yxBD 7  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; '5n=tRx  
    /4u:5G  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; hin6cac  
    kA&ul  
    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     7.xJ:r|  
    v:@ud,d<  
    代入数据计算得   nB86oQ/S  
    %b`B.A  
    又 , ,查[2]图10-13得 SQx:`{O  
    BGVy \F<  
    故载荷系数 9i#K{CkC|  
    ]lzOz<0q  
    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 W[j7Vi8v  
    =u]FKY  
    o、计算模数m WnC0T5S?U  
    v4wXa:CJ  
    7) 按齿面弯曲强度设计 w'Q2Czso  
    ;V3d"@R,  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 p=J9N-EM  
    f*~z|  
    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 ; 9<I;9.1S?^  
    &b&o];a  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 gb/M@6/j  
    x+5y287#  
    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\ dr_   
    1_.#'U>  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K %uLyL4*L(p  
    R|H_F#eVn}  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 ihdtq  
    7?JcB?G4  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 > jDx-H.N  
    XD\Z$\UJE  
    小齿轮   v;@-bED(Qs  
    yLlAK,5P0o  
    大齿轮 lb('=]3 }H  
    >xE{& ):  
        结果是大齿轮的数值要大; TID0x/j"K5  
    cZ~\jpK  
      g.设计计算 ;i><03  
    wc'K=;c  
    结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 O(E-ox~q  
    oWUDTio#[  
          按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; s~6irf/  
    'u2Qq"d+  
    8)     其他几何尺寸的计算 /aB9pD+%  
    BOp&s>hI  
    分度圆直径     OAQ'/{~7  
    E qva] 4  
    中心距       ; jTx,5s-  
    qlg~W/  
    齿轮宽度     ; f V.(v&  
    _9Ig`?<>I  
    9)验算     圆周力 1dK^[;v>3  
    ^OQ#Nz  
      10)结构设计及零件图的绘制 8Q1){M9 '  
    rLcQG  
        由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。 '4A8\&lQO  
    J)n g,i  
    3、链传动的设计计算 STmCj  
    O"mU#3?  
        1.设计条件 jL)aU> kN  
    dR_hPBn/@  
        减速器输出端传递的功率 QE5 85s5  
    g5to0  
        小链轮转速 mHox  
    0nz k?iP  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 ~4*9w3t   
    )[)-.{q  
        2.选择链轮齿数 |[ |X  
    l(zkMR$b8  
        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 。 MnsnW{VGX  
    h3xX26l  
        3.确定链条链节数 Pwz^{*u]  
    u6jJf@!ws  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 $zz=>BOk  
    jt2 m-*aP  
                  取 (节) BoIe<{X(9  
    Dl/UZ@8pl  
        4.确定链条的节距p <z)MV oa  
    aM.l+D P  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 7!JoP ?!  
    Ok({Al1A,w  
        2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 ~5}b$qL#`  
    T:.J9  
    齿数系数 cX.v^9kuX  
    x'JfRz  
    链长系数       2 >xV&  
    S^D ~A8u  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 b<.+WkO  
    'A8T.BU  
    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。 ;co{bk|rj  
    nNilT J   
        5.确定链长L及中心距a xI:;%5{LN  
    Z^GriL  
        链长 aeBth{  
    'OX6e Y5  
    由[2]公式9-20得理论中心距 ^ <|If:|  
    \HK#d1>ox  
    理论中心距 的减少量 U-n33ty`H  
    s.GhquFCrU  
    实际中心距 Gh{k~/B  
    \v-> '  
    可取 =772mm Zp__  
    wH${q@z_  
          6.验算链速V :Dr& {3>  
    Bxa],inuZ  
    这与原假设相符。 caj)  
    \GvVs  
          7.作用在轴上的压轴力 +j@|D@z  
    v\MH;DW^Z  
    有效圆周力 *V"cu  
    'g=yJ  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 -dvDAs{X  
    +tV(8h4  
    六、轴系零件的设计计算 "rKIXy  
    D{l.WlA.  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 &^uzg&,;  
    Bw#ubQJ8}  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: {X =\  
    .e"jnP~  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: 6/-!oo   
    5AjK7[<L  
    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 \iL,l87  
    iZSSd{jO  
    径向力       Gqia@>T4*N  
    7GIv3Dc  
    其方向如图五所示。 W8P**ze4)  
    g-:)} 8d6  
      (3)初步确定轴的最小直径 Hwc{%.%ae  
    I+CQ,Zuf  
    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 A5`7o9  
    #y*=UV|h  
    查[2]表15-3取45钢的 a:| 4q  
    ;OPCBdr  
    那么       {fb~`=?  
    \G=E%aK  
    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。 >=`c [=:Z_  
    n% ` r  
      (4)轴的结构设计 o5D"<-=>  
    k41la?  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 :1lE98=  
    xk*3,J6BK  
                    图三 rqFs[1wr>R  
    t@u\ 4bv  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 QB.'8B_  
    8@fDn(]w  
        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 。 epR~Rlw>2  
    C}h@El  
        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 YDNqWP7s  
    gZjOlp  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; 6oP{P_Pxi  
    b66X])+4jE  
    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 。 |g7h#F~  
    I:e2sE ":  
    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)。 `oMeR]~  
    Jrk^J6aa  
                    图四 ;ULC|7rL  
    YF -w=Y6  
    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 B (1,Rq[  
    mU=6"A0 U  
    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。 >jX UO  
    tqQ0lv^J  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 GVEWd/:X(  
    gFT~\3j 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。 u3wC}Zo  
    VWshFI  
    (5)求轴上的载荷 "k-ov9yK  
    &'7"i~pC  
    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 , ,z1!~gIal  
    7I(t,AKJ  
    ; ; %<?ciU  
     j/9QV  
    图五 iw fp'  
    B Z?W>'B%$  
    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: DLYZsWA,  
    }Hz-h4Z  
                    表一 tHtV[We.:  
    #Q3PzDfj  
    载荷     水平面H     垂直面V #tZf>zrs  
    B~>cNj<  
    支反力F       $G_Q`w=jM  
    mY`]33??v  
    弯矩M       |2@en=EYk  
    jBv$^L  
    总弯矩       +V9B  
    ey)u7-O  
    扭矩T     T=146.8Nm DvX3/z#T  
    jRG\C=&(x  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: f9,EWuQNS  
    P=^#%7J/l  
    根据[2]中公式15-5,即 -k&{nD|  
    (s"iC:D6U  
    取 ,并计算抗弯截面系数 ,iVPcza  
    6B''9V:s  
    因此轴的计算应力 -2& i)S0R  
    (.1 rtj  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 k=7Gr;;l=p  
    ,<3uc  
    ,故安全。 "]m*816'  
    R|1xXDLm*E  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 kwHqvO!G  
    3}4p_}f/[4  
    ①、判断危险截面 iS"8X#[]N  
    5_)@B]~nM  
    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。 'qV3O+@MF  
    d;~ 3P  
    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。 %)axGbZG;  
    D#7_T KX  
    ②、截面2左侧: jJVT_8J  
    xHB/]Vd-  
    抗弯截面系数     '_qQrP#  
    (a `FS,M  
    抗扭截面系数     nG"n-$A?<  
    q[G/}  
    截面2左侧的弯矩为 nlzW.OLM  
    2vc\=  
    扭矩为         Ad;S=h8:  
    #, Q}NO#vT  
    截面上的弯曲应力   X0WNpt&h  
    b,sGq  
    扭转切应力为     [5Fd P0  
    fw' r.  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; lwOf)jK:J  
    4.|-m.a  
    r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 c^=R8y-N  
    f.oP   
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 U:]MgZWn  
    5`{vE4A]q  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 dEASvD'  
    b~_B [cf  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; ( 0i'Nb"  
    ~G>jw"r  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; Xb}!0k/{  
    FY]pv6@  
    轴未经过表面强化处理,即 ;根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数     ?7 #7:  
    <jeh`g  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 lhqQ CV  
    XGfzEld2"  
    ③、截面2右侧: =<{h^-j;a  
    *URdd,){i  
    抗弯截面系数     sV u k  
    90~*dNk  
    抗扭截面系数     P##Z[$IJ3  
    ^7uX$  
    截面2右侧的弯矩为 <cYp~e%xIw  
    &p5&=zV}  
    扭矩为         TPHYz>D]  
     tPA:_  
    截面上的弯曲应力   =3*Jj`AV  
    9x=3W?K:,  
    扭转切应力为     ~r<p@k=.#0  
    ! k,<|8(0  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 2MuO*.9D  
    6xHi\L  
    表面质量系数 ; IAI(Ix  
    BCx!0v?9  
    故综合影响系数为 *>k!hq;j