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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 &adKKYN  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com ?x]T &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  ;{BELv-4  
    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 &#w] 2~|  
    2"c $#N  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 4nXS}bWf  
    U<KvKg  
    原始数据 iaLsIy#h  
    y5RcJM  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 L#M9!  
    + ( `  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 1<\@i{;xsU  
    -s,^_p{H  
    运输链的工作速度(m/s)     1.00     0.8     0.9     0.95     0.84     0.78     0.9     0.8     0.95     0.85 `QnKal)  
    O3j:Y|N@F  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 U_wn/wcLS  
    (UA a  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 m5v9:5{  
    w\:-lXw  
      工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 bT|a]b:  
    8G6PcTqv"  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 %kxq"=3  
    *[wy- fu  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 \=kH7 !  
    B-@6m  
    原始数据 gah3d*d7  
    qb]n{b2  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 `kpX}cKK}  
    " 2Dz5L1v  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 q?nXhUD  
    ` {gkL-  
    运输带子的工作速度(m/s)     1.20     1.2     1..25     1.3     1.4     1.0     1.2     1.3     1.35     1.4 \ ExM.T  
    J{ P<^<m_  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 >8"oO[U5>  
    C\ZL*,%}  
      工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 TUw^KSa  
    #5wOgOv  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 eB%KXPhMm  
    w4Qqo(  
    机械设计课程设计计算 3{ LXx  
    @{iws@.  
    说明书 zH0%; o}  
    yM}}mypS  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 GbFLu`Iu  
    W2D^%;mw  
    目录 +iz5%Qe<f  
    9c1g,:8\  
    1.     设计任务书....................................3 0&mo1 k_U  
    y>Zvose  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 I= G%r/3  
    Dd-;;Y1C  
    3.     电动机的选择..................................4 Nwr.mtvh  
    m2E$[g  
    4.     传动装置总体设计..............................6 |NJe4lw+?  
    SpPG  
    5.     传动零件的设计计算............................7 >@KQ )p' `  
    ^1s!OT Is  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 1+~JGY#   
    |s-q+q{|  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 O$k;p<?M  
    ,d(F|5 M:  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 (~:k70V5  
    guz{DBlK  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 u/Fa+S  
    ~=h]r/b< U  
    1)     轴一的设计.....................................17 ]sjYxe  
    1sl^+)z8  
    2)     轴二的设计.....................................23 )IPnSh/ <  
    a/;u:"  
    3)     轴三的设计.....................................25 o,[~7N  
    w$n\`rQ  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 \HLI y  
    F's($n  
    8.     键联接的强度较核..............................27 f{xR s-u]  
    h#'(i<5v  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 }YW0?-G.$  
    O{zY(`[  
    10.     参考文献......................................35 S+3'C  
    z~Ph=1O>p  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 mr6/d1af_  
    %y)5:]  
    一、课程设计任务书 3v)v92;  
    9r-]@6;  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) _ I8L#4\(=  
    5tT-[mQ*  
                          图一 &sR=N60n  
    |-4C[5rM  
    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%。 Vo}3E]  
    vZj^&/F$=g  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 Uhfm@1 cz&  
    .yE!,^j.gB  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 j2# nCU54Z  
    [/hS5TG|7  
    运输链节距(mm):60 u +q}9  
    NsJt=~  
    运输链链轮齿数Z:10 ]y3V ^W#  
    +N5#EpW  
    二、系统传动方案分析与设计 p.^mOkpt  
    ^ j;HYs_  
    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。 Gc>bli<-  
    2|@@xF  
    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。 ,oX48Wg_+  
    9 P_`IsVK  
    3. 系统总体方案图如图二: fN~kd m.  
    ^0"NcOzzxl  
                        图二 z!;n\CV@  
    YW "}hU  
    设计计算及说明     重要结果 $T{,3;kt  
    *cx mQ  
    三、动力机的选择 3":ef|w]  
    {Md xIp[  
    1.选择电动机的功率 # eqt{  
    rs {e6  
    标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 ' Bb]< L`  
    `}.K@17  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; (oX|lPD<b  
    {k] 2h4 &h  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; X).UvPZ/  
    i)f3\?,,  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 mbxJS_P  
    o0$R|/>i  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               #q`[(`Bx  
    0}Rxe  
    滚动轴承效率η2=0.98; n={} ='  
    VTk6.5!8  
      链传动效率η3=0.96; H+vONg  
    BT;hW7){9  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; ozH7c_ <  
    _Z+tb]  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; rB;` &)-  
    r|4jR6%<'m  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 6~zR(HzV{  
    Z l.}=  
    因此总效率 N ?Jr8  
    wVkms  
    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 K y~ 9's  
    W"S,~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   )~xL_yW_X  
    H|;6K`O_  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 },'hhj]O  
    tk"L2t  
    2.选择电动机的转速   fv$Y&_,5  
    "Pi\I9M3  
    电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 L>+g;GJ  
    _d6mf4M]5  
    按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , loN!&YceW  
    ='u'/g$'&  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 [0.>:wT  
    75i M_e\  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; k1Zu&4C\  
    !P/ ]o  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; S+H#^WSt  
    /+4Dq4{ t)  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; 6-va;G9Fc  
    f Z$<'(t  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 }'$6EgX  
    nN>D=a"&F  
    所以   ~J?O~p`&  
    uA=6 HpDB  
    因此 nV38Mj2U  
    '&Ox,i]t  
    3.选择电动机的类型 {%D!~,4Ht  
    g`)3m,\  
    选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 k$:QpTg[  
    !VpZo*+   
    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。 g0I<Fan  
    >C"cv^%c  
    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。 GDw4=0u-  
    B[ae<V0 k  
    四、传动装置总体设计 !jY/}M~F1  
    "L@qjSs8  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 ,{ CgOz+Ul  
    (Tp+43v  
    传动装置的传动比要求应为 x={t}qDS8  
    l2GMVAca  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 Tj*o[2mD  
    wOE_2k  
    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。 /k<*!H]KSg  
    T[xGF/  
    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。 8B;`9?CI  
    U y^Hh4|  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 /:"%m:-P  
    nQK@Uy5Yr  
    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。 ?I}jsm1)  
    yd "|HHx  
    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 HP|,AmVLl  
    F`8A!|cIy  
    1)     各轴转速计算如下 S;NChu?8  
    D}"\nCz}y&  
    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。  ;Fcdjy  
    <kn#`w1U'  
        2)各轴功率 Q nZR  
    ~] Mq'  
    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。 JiZ9ly( G  
    !Y=s_)X  
    3)     各轴转矩 q9pBS1Ej  
    ;w4rwL  
    电动机轴的输出转矩 \F,?ptu  
    ]@l~z0^|[_  
    五、传动零件的设计计算 SZg+5MD;X  
    SAs'u"EB  
    1、直齿锥齿轮的设计 GK/a^[f+'l  
    /7@@CG6b  
    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。 >IfJ.g"  
    M<7 <L   
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: s .^9;%@$J  
    ':[+UUC@  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 v0X5`VV  
    T1PWFw\GH  
    对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 *-Lnsi^7v  
    gb@Rx  
        在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; 8v1asFxs.  
    cgYMo{R3  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; 0VoC|,$U  
    ~FZLA}  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 \_@u"+,$W  
    @`}'P115@  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; wX#\\Jgi  
    dcU|y%k%  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; WSDNTfpI  
    f: 7Y  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; F xFK  
    ~SM2W%  
    d、     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 kKE 2~ q  
    Q C~~  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; PG<N\  
    :KX/`   
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 HLYM(Pz  
    \Zoo9Wy  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 NXeo&+F  
    SKLQAE5  
    f、     取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 ZI}m~7  
    5`x9+XvoN  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 iCAd7=o  
    b@1QE  
    h、     小齿轮分度圆周速度v dUb(C1h  
    6ap,XFRMh  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; Z|8f7@k{|+  
    \vQ_:-A  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; lS?f?n^  
    `9K'I-hv<8  
      齿间载荷系数取 ; ::TUSz2/2  
    7Fy^K;V"  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 y9s5{\H  
    ACyQsmqm:  
      故载荷系数 ; t"0~2R6i  
    v Z]gb$  
    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 B]*&lRR  
    OPKX&)SE-  
    模数     r.K4<ly-N  
    n1sH`C[c  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 X]1ep  
    RtqW!ZZ:H  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; zv0RrF^  
    <NJ7mR}  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; 2lp.Td`{  
    //LXbP3/  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 >F-J}P  
    ^<% w'*gR  
    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 :A[bqRqe  
    .}Zmqz[  
    载荷系数K=2.742; H}U&=w'  
    aY {.  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 2>EIDRLJ-  
    s?`)[K'-  
    因此,当量齿数 #;mZ3[+i5  
    p:4vjh=1h  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 Ak_;GvC!  
    _K;rM7  
    应力校正系数   ?` `+OH  
    a,j!B hu  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: G3U+BC23E  
    T|{BT! W1E  
    结果显示大齿轮的数值要大些; a:;*"p[R  
    M1ayAXO  
    e、设计计算 {M%"z,GL7J  
    VX>_Sp s  
    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 )(ma  
    a"&Z!A:Z=  
    大齿轮齿数   ; 17 j7j@s)  
    " 3^6  
    5) 其他几何尺寸的计算 t]@ Zd*  
    S3J6P2P  
    分度圆直径   jr9ZRHCU  
    +s S*EvF  
    锥距       tNUcmiY  
    2i>xJMW  
    分度圆锥角   C/cGr)|8%  
    g Sa,A  
    齿顶圆直径   }40/GWp<f  
    C$%QVcf  
    齿根圆直径   +2?0]6EQ  
    +f7?L]wzic  
    齿顶角       ow$#kQ&R O  
    8:A<PV!+  
    齿根角     J}YI-t  
    8n73MF  
    当量齿数     9|e"n|[  
    ! \gRXP}  
    分度圆齿厚   q2 f/#"k  
    2fLd/x~  
    齿宽       .(hb8 rCM  
    9M!_D?+P?  
    6) 结构设计及零件图的绘制 Xt7'clr  
    txgGL'  
    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. qB=pp!zQ  
    b1& {%.3[  
    零件图见附图二. i ;tA<-$-  
    n$P v2qw  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 D!<$uAT  
    }(],*^'u-  
        1)设计已知:齿数比u=2.5;小齿轮转速 ;输入功率 ;传递的转矩 ; M84LbgGM%  
    .*f;v4!  
    2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 bF Vd v&  
     HOD2/  
        3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 b:3hKW  
    y,r`8  
        4)材料及精度等级的选择 R utW{wh  
    dyp] y$  
    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)。 %F4Q|  
    WR-C_1-pT  
    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。 c,-x}i0c  
    |l? ALP_g  
    5)     压力角和齿数的选择 PRLV1o1#  
    XVLuhw i  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 _F*w ,b$8  
    ,G:4H%?  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? TZP{=v<  
    N1Z8I:  
    取 。 YH[_0!JY^  
    O}`01A!u;  
    6)     按齿面接触强度设计 4l1=l#\S  
    UxvsSHi  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 xWwPrd  
    aK>9:{]ez  
    a.     试选载荷系数 ; #,PAM.rH  
    *~cs8<.!1  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : X|QCa@Foe  
    G9a%N  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; &`Di cfD  
    7 b. -&,  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; n>0dz#  
    y;Zfz~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 。 +{%4&T<nHw  
    iy#OmI>j  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 {l11WiqQH  
    /T(\}Z  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; 1b7xw#gLx  
    !bcbzg2d&  
    h.     计算接触疲劳许用应力: &+j^{a  
    } E#+7a  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 {^kG<v.vV  
    cGc|n3(  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, lp}WBd+  
    ],YYFU}  
    j.     计算圆周速度 N Sh.g #  
    m3(T0.j0P  
    k.     计算齿宽b $i@EfujY  
    7L+X\oaB  
    l.     计算齿宽与齿高之比 M96( Rg  
    $048y X 7M  
    模数     ?Bzi#Z  
    a-E-hX2  
    齿高     9f^PR|F  
    $vLV< y07  
    所以     |3s&Y`x-D  
    AMd)d^;  
    m.     计算载荷系数 `zp2;]W  
    NN 6KLbC(  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; E.`d k.  
    $uw+^(ut  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; LZ)m](+M  
    0Ad ~!Y+1  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; V"H 7zx  
    b H?qijrC  
    又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数     >NRz*h#  
    klJ[ {p  
    代入数据计算得   b'1d<sD  
    G\+nWvV7  
    又 , ,查[2]图10-13得 HD)HCDTX  
    +q j*P9  
    故载荷系数 0['"m^l0S  
    R2O.}!'  
    n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 3Y{)(%I  
    )SX6)__  
    o、计算模数m K`,d$  
    U[QD!  
    7) 按齿面弯曲强度设计 ix9HSa{d  
    %i-lx`U  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 `f+8WPJPZ  
    n<:d%&^n  
    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 ; Px#QZZ  
    Yb\\ w<@g  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 0O#B'Uu  
    WjrMd#^  
    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 =*g$#l4  
    pTALhj#,  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K 2]} Uov  
    }utNZhJ  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 U>_IYT  
    l^!A  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 i6md fp|k  
    ?JgO-.  
    小齿轮   aw/7Z`   
    "Ug/ ',jkV  
    大齿轮 >4/L-y+  
    28R>>C=R  
        结果是大齿轮的数值要大; =~hsKBt*  
    c',:@2R  
      g.设计计算 +^*5${g;@H  
    {@V3?pG?p  
    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。 Aw4?y[{H  
    ``$%L=_m  
          按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; l#b|@4:I  
    MkDK/K$s  
    8)     其他几何尺寸的计算 /c@*eU  
    t0bhXFaiE  
    分度圆直径     yQZ/ ,KX  
    r]8x;v1  
    中心距       ; b0YiQjS6>  
    vx!::V7s6  
    齿轮宽度     ; JOrELrMx  
    !ww:O|0  
    9)验算     圆周力 G#w^:UL  
    $_RWd#Q(  
      10)结构设计及零件图的绘制 0+}EA[  
    Z'Exw-ca  
        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。 oWp}O?  
    m_m8c8{Y  
    3、链传动的设计计算 heL$2dZ5H  
    %j'G.*TD  
        1.设计条件 =#i4MXRZ{  
    X,TTM,1w  
        减速器输出端传递的功率 =.36y9Mfo  
    K`QOU-M@}  
        小链轮转速 lt{lpH  
    Y=vVxVI\  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 JF~1' "_f:  
    sI&i{D  
        2.选择链轮齿数 ~u /aOd  
    s\'y-UITi1  
        假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 `DLp<_z>  
    GilQtd3\  
        3.确定链条链节数 )jyq{Jb  
    8 !4~T,9G  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 K8HIuQ!=  
    w9RF2J  
                  取 (节) d/D,P=j"  
     hv+|s(  
        4.确定链条的节距p k"xGA*B|  
    @$qOW  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 6'xomRpYN  
    5D,.^a1 A  
        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 #D+7TWDwNt  
    %#~((m1  
    齿数系数 I=K!)X$  
    ;LCTCt`  
    链长系数       U|gpCy  
    `|$'g^eCL  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 E7Ibp79}N  
    B*\$ /bk,  
    根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 t, U) ~wi  
    >+cSPN'i>  
        5.确定链长L及中心距a jY7=mAd  
    \K}-I  
        链长 3&'2aW   
    %.mEBI=hs  
    由[2]公式9-20得理论中心距 lnS(&`oh\=  
    t\h$&[[l'z  
    理论中心距 的减少量 M!1U@6n!=)  
    l DN"atSf  
    实际中心距 X1+ wX`f  
    Xka<I3UD5  
    可取 =772mm 2 {bhA5L  
    -fE.<)m=!  
          6.验算链速V LL&ud_Y  
    Cyq?5\a  
    这与原假设相符。 BZK2$0  
    y$X(S\W  
          7.作用在轴上的压轴力 q\%cFB}  
    tz26=8  
    有效圆周力 ,LD m8   
    UtnZNdl v  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 O] Y v   
     qve ./  
    六、轴系零件的设计计算 bu>qsU3  
    C|MQ $~5:w  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 hoa7   
     Tc6:UF  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: &-%>q B|*  
    )VSwT x&  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: aSC9&Nf;  
    Lxv6!?v|  
    在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 .`jo/,?+O  
    %SrM|&[  
    径向力       "13 "`!m  
    w~z[wmOkp  
    其方向如图五所示。 `ltN,?/  
    &?0:v`4Y  
      (3)初步确定轴的最小直径 *wuqa) q2  
    F>zl9Vi<  
    选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 Z:*@5  
    #`(WUn0H?  
    查[2]表15-3取45钢的 'fx UV<K&  
    `0ZZ/] !L  
    那么       O:'?n8rWL  
    (hB?  
    该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 1|{bDlmt  
    '$G"[ljr  
      (4)轴的结构设计 FS6<V0pil  
    qH> `}/,P  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 5!I4l1  
    eSEq{ ?>  
                    图三 &;E5[jO^D  
    k|vI<:'p,  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 QzOkpewf  
    /P:.qtT(  
        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 。 a,|?5j9,P  
     x}TS  
        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 ,1oQ cC  
    {D`'0Z1"  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; FOwnxYGVf  
    #>[a{<;Kn  
    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 。 JhHWu<  
    iD`d99f8O  
    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)。 +JRF0T  
    ~g#r6pzN-  
                    图四 T!RT<&  
    q[3x2sR  
    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 -d+aV1n  
    5%zXAQD=<  
    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。 mYxyWB  
    2)X4y"l  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 m<rhIq  
    3S*AxAeg  
    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。 t?c}L7ht  
    WWKvh  
    (5)求轴上的载荷 [AU II*:}  
    \1"'E@+  
    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 , O.`Jl%  
    ^3VR-u<O  
    ; ; r]@0eb   
    S! Rc|6y%  
    图五 `x8J  
    \u,}vpp z  
    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: lot%N(mB`  
    a"N4~?US  
                    表一 K5Q43 e1  
    ~{hxR)x9  
    载荷     水平面H     垂直面V kOO Gw:/  
    ncu`vYI.  
    支反力F       , DdB^Ig<r  
    %nN `|\  
    弯矩M       {S/yL[S.  
    j9Yb x#  
    总弯矩       r={c,i  
    ;~fT,7qBah  
    扭矩T     T=146.8Nm aj8A8ma*}  
    $`ZzvZ'r  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: Kl7WQg,XOi  
    L`f^y;Y.  
    根据[2]中公式15-5,即 [B@'kwD\l  
    <q*oV  
    取 ,并计算抗弯截面系数 Z4<L$i;/jN  
    -9N@$+T  
    因此轴的计算应力 _Zk{!  
    2M#M"LHo  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 glDcUCF3  
    lC:k7<0Ji  
    ,故安全。 ^b:( jI*l  
    &'cL%.  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 X%z }VA  
    ojYbR<jn9  
    ①、判断危险截面 mxor1P#|  
    ! cKz7?w  
    截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 Lg8nj< TF  
    ^` un'5Vk  
    截面C处虽然所受载荷最大,即应力最大,但应力集中并不大,因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端;截面2和3处都有因过盈配合,键槽及轴肩引起的应力集中,但截面2比截面3直径要小,故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 u\&b4=nL  
    afjtn_IB  
    ②、截面2左侧: QXCH(5as  
    fYKOJ5f  
    抗弯截面系数     "$s~SIUB  
    =*p/F  
    抗扭截面系数     4iSa7YqhBT  
    ;&H4u)  
    截面2左侧的弯矩为 <: &*  
    fXrXV~'8  
    扭矩为         (&/2\0QV  
    OL4z%mDZi  
    截面上的弯曲应力   s4&^D<  
    U qG .:@T  
    扭转切应力为     !9 fz(9  
    z-M3  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; +P.+_7+:  
     hi g2  
    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 xsWur(>]  
    Y*mbjyt[?X  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 v<Bynd-  
    nUkaz*4qU  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 j*~T1i  
    <uj 8lctmP  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; J2uZmEt  
    AwQ?l(iZ"p  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; M Zmb`%BZ  
    zYl#4O`=c  
    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     7GDHz.IX  
    V5}B:SUB  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 t&?i m<  
    yf&7P;A  
    ③、截面2右侧: 5`f@>r?  
    $-[CG7VgX%  
    抗弯截面系数     cQ9q;r`%  
    o)'y.-@Q  
    抗扭截面系数     5dZ|!  
    r|,i'T  
    截面2右侧的弯矩为 IIy~[4dW  
    ?-1r$31p  
    扭矩为         zt^48~ry  
    >E*$ E  
    截面上的弯曲应力   ;sHN/eF  
    ,t1abp{A  
    扭转切应力为     ~o n(3|$  
    }NsUnbxT  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 _{M\Bs2<  
    x W92ch+t  
    表面质量系数 ; T?4G'84nN  
    /lafve~  
    故综合影响系数为 GguFo+YeZ