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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 N52N ^X>  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com CpA=DnZ  
    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 VI/77  
    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 a1#",%{I  
    ]Ub"NLYV  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 c'md)nD2M  
    L+ K,Y:D!W  
    原始数据  }o[N B  
    'u}OeS"f  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 1EiSxf  
    4p<c|(f#  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 6v?tZ&, G  
    :6TLT-B  
    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 4LXC;gZ  
    `}.jH1Fx/m  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 bt'lT  
    U2G[uDa;  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 ,Jrm85 oG  
    xcE2hK/+  
      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 <I 0EjV  
    6qR5A+|;  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 'IQ;; [Q  
    _J&IL!S2  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 yRy^'E~  
    W %<,GV  
    原始数据 ^Ycn&`s  
    `|p8zV  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 *E|#g  
    gY {/)"  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 sq_ yu(  
    ^]k=*>{ R  
    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 K?@x'q1  
    pnpf/T{xpM  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 lw`$(,  
    _a\$uVZ  
      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 JD)wxoeg  
    &8HJ4Vj2  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 {Q021*xt/  
    7Vo[zo  
    机械设计课程设计计算 3[UaK`/1C  
    1VA%xOURh  
    说明书 L-`?=- 9`  
    8a;;MJ)  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 $C t(M)  
    ra F+Bt`  
    目录 th|'t}bWV  
    =zW`+++3  
    1.     设计任务书....................................3 yRWZ/,9x   
    jwp?eL!7  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 x-T7 tr&(  
    5Z>+NKQ  
    3.     电动机的选择..................................4 _iH:>2p5R  
    ^f] 9^U{  
    4.     传动装置总体设计..............................6 PNpH)'C|  
    ~p{ fl?  
    5.     传动零件的设计计算............................7 9gFfbvd  
    'XI-x[w  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 <z QUa  
    _| >bOI  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 4oPr|OKj{*  
    b6^#{))"  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 Z8:'_#^@a[  
    ;y.<I&  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 <3 I0$?xL  
    i9^m;Y)^I  
    1)     轴一的设计.....................................17 Zr|\T7w 3  
    es1'z.UJ  
    2)     轴二的设计.....................................23 m^;A]0h+  
    |?LUt@r;  
    3)     轴三的设计.....................................25 ]GiDfYs7%  
    s;,ulME  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 "|GX%> /  
    Bg}(Sy  
    8.     键联接的强度较核..............................27 `aM8L  
    w1)SuMFK_  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 b/UjKNf@  
    Lu[xoQ~I  
    10.     参考文献......................................35 w/wU~~  
    O7xBMqMf  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 6AKT -r.  
    oN[# C>#(  
    一、课程设计任务书 ~2}^ -,  
    &Ui&2 EW  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) H8$";T(I  
    98!H$6k  
                          图一 3&Fqd  
    M7 gM#bv>L  
    2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 sx][X itR+  
    u\@ L|rh  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 8Og)(BC  
    }J] P`v  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 O;RNmiVoq  
    baib_-$  
    运输链节距(mm):60 }>m3V2>[  
    {ud^+I&  
    运输链链轮齿数Z:10 (^= Hq'D  
    V5]:^=  
    二、系统传动方案分析与设计 ,CjJO -  
    &;@U54,wV  
    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。 Kvh6D"  
    23gJD8i8  
    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。 LJBDB6  
    mG+hLRTXP  
    3. 系统总体方案图如图二: OuU]A[r  
    Zq>}SR  
                        图二 ppPzI,  
    6| {uZNz  
    设计计算及说明     重要结果 g# <M/qn  
    "6P-0CJ  
    三、动力机的选择 KDy:A>_ G"  
    Vr<ypyC  
    1.选择电动机的功率 2s8(r8AI  
    Y\ G^W8  
    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 TkV$h(#!f&  
    l%9nA.M'  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; 8Zvh"Z?  
    `-)Fx<e  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; o!M*cyq  
    x_|:3I  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 e,Fe,5E&g  
    Mq$N ra  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               ^Sz?c_<2P  
    &)|3OJ'o  
    滚动轴承效率η2=0.98; b{Kw.?85  
    7Om)uUjU4  
      链传动效率η3=0.96; |A@Gch fd  
    ;t}ux  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; 05m/iQ  
    b3!,r\9V  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; 2 -M]!x)  
    UT7".1H  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 @X6|[r&Z  
    Rd.[8#7VE  
    因此总效率 )SYZ*=ezl.  
    y i/jZX  
    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 U[8Cg  
    ';?b99  
    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   u3H2\<  
    n"{oj7E0a  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 +kTa>U<?  
    8M;G@ Q80  
    2.选择电动机的转速   q3E_.{t  
    1f1J'du  
    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。 _A .?:'-  
    20f):A6  
    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.!3*  
    4r [T pb  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 k&P_ c  
    hrRX=  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; Y">;2Pt;  
    "@I"0OA  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; 3f :I<S7  
    ~!!>`x  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; UI:{*N**Z  
    Th%1eLQ  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 p=(;WnsK  
    c#e_Fs  
    所以   otO6<%/m  
    =7mR#3yt  
    因此 B"I> mw  
    xW,(d5RtZ  
    3.选择电动机的类型 WLWE%bDP  
    pstQithS  
    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。 5Ffz^;i  
    O/\jkF  
    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。 X?.bE!3=  
    gH0B[w ]  
    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。 8E Y< ^:  
    h tn2`  
    四、传动装置总体设计 ^F~e?^s  
    `B6{y9J6  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 AAdRuO{l1  
    ^[CD-#  
    传动装置的传动比要求应为 8Db~OYVJG  
    b~b(Ed{r  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 HJ5m5':a  
    WL}6YSC  
    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。 9hT^Y,c0  
    h& (@gU`A  
    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。 g}3c r .  
    7-ba-[t#A  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 )B*?se]LJ  
    }FMl4 _}u  
    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。 vd /_`l.D  
    ('uYA&9  
    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 fu=}E5ScK  
    RQU5T 2,  
    1)     各轴转速计算如下 5! Z+2Cu]  
    AEnS_Q  
    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。 BPrA*u }T  
    {7eKv+30  
        2)各轴功率 @\!wW-:A  
    DcbL$9UI  
    式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 ^^?DYC   
    MQY1he2M  
    3)     各轴转矩 BdO$  
    &,."=G  
    电动机轴的输出转矩 +ZE&]BO{  
    d=qpTb;(  
    五、传动零件的设计计算 e^XijId.  
    hCT%1R}rKr  
    1、直齿锥齿轮的设计 u."fJ2}l0X  
    /2dK*v0  
    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。 4Ro(r sO  
    R[&lk~a{=  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: 45MK|4\Y_  
    r$v?[x>+K  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 Lf0Hz")  
    1wc -v@E  
    对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 :GK{ JP  
    DhZtiqL#_  
        在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; 4E |6l  
    Xp} vJl   
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; Xb^\{s?b  
    Y[~6f,?^  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 50DPzn  
    X^|oY]D  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; o@>c[knJ  
    ($S{td;  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; : l>Ue&  
    [V)sCAW  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; )E7A,ZW,  
    u\e#_*>  
    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 P/I{q s  
    Gr6ma*)y~t  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; !7xp<=  
    6ZG)`u".("  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 #dpt=  
    4[J3HLQ  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 2 !;4mij,  
    ;n;^f&;sJ  
    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 68HX,t  
    \PLV]%3,  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 9wq%Fnt  
    GVl u4  
    h、     小齿轮分度圆周速度v :T\WYKX3C  
    1=;QWb6  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; 7%E1F)%  
    4C*3#/TR  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; I }/Oi]jA6  
    <y.D0^68  
      齿间载荷系数取 ; iO!lG  
    ^TEODKS  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 X#3<hN*v  
    z$Nk\9wm  
      故载荷系数 ; pt4xUu{  
    *cf"l  
    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 vfv5ex(  
    }=|ZEhtOp  
    模数     %b{!9-n}  
    q9 ;\B&  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 bY2Mw8e%  
    !n{c#HfG  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; gPwp [  
    ?:FotnU*p  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; JG<3,>@%  
    DrEtnt   
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 $dnHUBB  
    pMquu&Td  
    b)     去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 yhdG 93  
    \Zv =?\  
    载荷系数K=2.742; q8h{-^"  
    6J 5)4^bk  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 cik@QN<[0  
    Dgm%Ng  
    因此,当量齿数 9(l'xuX  
    ,xz^ k/.  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 H n!vTB  
    d*>k ]X@G  
    应力校正系数   2`I;f/S d  
    +lT]s#Fif  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: ^d9raYE`'  
    BP[U` !  
    结果显示大齿轮的数值要大些; +zdkdS,2<  
    "r V4[MVxt  
    e、设计计算 N 9&@,3  
    ee_\_"  
    为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数  >Y'yM4e*  
    ]'h)7  
    大齿轮齿数   ; 4) 3pa*  
    na3kHx@  
    5) 其他几何尺寸的计算 X{xJ*T y'  
    BNCJT$t YX  
    分度圆直径   'r n;|K  
    DP_Pqn8p&M  
    锥距       W{+0iAYnp  
    9(F?|bfk  
    分度圆锥角   <e&QTyb  
    ^R7zLHU;  
    齿顶圆直径   :UcS$M1LE  
    mF}k}0  
    齿根圆直径   3Gl]g/  
    g$"eI/o  
    齿顶角       E@jl: -*E  
    ]0i2 ]=J&,  
    齿根角     j& o+KV  
    87(^P3;@  
    当量齿数     DsW`V~ T  
    $ XsQ e  
    分度圆齿厚   7 3z Y^ x  
    e6i./bf3  
    齿宽       x\hn;i<  
    iB3 +KR  
    6) 结构设计及零件图的绘制 xnQGCw?S&}  
    gZEA;N:H%<  
    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. !$xEX,vj|W  
    K}=8:BaUL  
    零件图见附图二. Z)O>h^0  
     q3-;}+  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 Wx|6A#cg!  
    Zc3:9   
        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 ; 9;Pu9s[q2  
    HjK<)q8b  
    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。 3:8nwt  
    Vc52s+7=8  
        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。 KO]?>>5S6  
    khN:+V|  
        4)材料及精度等级的选择 =E}%>un  
    yFU2'pB  
    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)。 qv*uM0G6i  
    Go+xL/f  
    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。 _IKP{WNB  
    9Oo*8wvGG  
    5)     压力角和齿数的选择 ?tC}M;~  
    ?J@?,rZQ^V  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 FX|lhwmc(  
    8@W/43K8-  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? FP'u)eU&3  
    : 9?Cm`  
    取 。 -6~dJTm[t  
    WQLHjGehe  
    6)     按齿面接触强度设计 !Zyx$2K  
    $|cp;~ 1  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 R3{*v =ov  
    9{UP)17  
    a.     试选载荷系数 ; tY$ty0y-e  
    x:n9dm  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : ;c m wh<  
    rGn5Q V  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; ngkeJ)M0$  
    J<($L}T*$  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; SCh7O}  
    l q\'  
    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 。 ! F;<xgw  
    V:F+HMBk  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 tgvpf /cQ  
    y800(z  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; !7kLFW  
    kHJDX;  
    h.     计算接触疲劳许用应力: iA%' ;V  
    SZK)q   
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 K?FX<PT  
    Qw6KX#n  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, A^4kYOe  
    Q/3tg  
    j.     计算圆周速度 f1CMR4D  
    0[2BY]`Z.  
    k.     计算齿宽b i!.I;@  
    E*r  
    l.     计算齿宽与齿高之比 \2].|Mym  
    BDm88< ]  
    模数     38w.sceaT  
    0279g   
    齿高     (pT(&/\8  
    ;e~{TkD  
    所以     }1a<{&  
    ,#P,B ;r~  
    m.     计算载荷系数 #Cg}!38  
    \tiUE E|k  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; +3/k/W  
    [V> :`?  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; -TK|Y"  
    &O+sK4 P  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; kW<Yda<a  
    .Ca"$2  
    又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数     vgh ^fa!/  
    KdOh'OrT9.  
    代入数据计算得   H})Dcg3  
    }@rg5$W  
    又 , ,查[2]图10-13得 6m, KL5>W  
    \A'|XdQ  
    故载荷系数 (C-,ljY  
    PwFQ#Z  
    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 ), nCq^Bp  
    X zi'Lu `  
    o、计算模数m 1a($8>  
    b(P HZCy#  
    7) 按齿面弯曲强度设计 Z/89&Uy`h  
    ;Pol#0_(  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 qYgwyj=4  
    [+g(  
    由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; /v}P)&  
    a)3O? Y  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 /<3;0~#){  
    lv<iJH\  
    c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 2Ueq6IuQ  
    JC c N>DtP  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K F[>7z3I  
    Od0S2hHO  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 zAeGkP~K  
    V,>+G6e  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 -Z:]<;qU  
    'i@,~[Z4  
    小齿轮   W4)kkJ  
    +V)qep"  
    大齿轮 OOEV-=  
    Q0pC4WJ`  
        结果是大齿轮的数值要大; q+YuVQ-fx  
    E S#rs="  
      g.设计计算 ZWf-X  
    6B7<  
    结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 DJm oW  
    38[)[{G)Hv  
          按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; ?j1_ n,d  
    |ZS 57c:  
    8)     其他几何尺寸的计算 YS]>_  
    -Qg 2qN2{  
    分度圆直径     -'I _*fu  
    UH5w7M  
    中心距       ; PV?]UUc'n<  
    w- UKMW9"  
    齿轮宽度     ; 3^!Hl8P7  
    ?k [%\jq{a  
    9)验算     圆周力 ;*y|8od B  
    Up<~0  
      10)结构设计及零件图的绘制 +p13xc?#j  
    g(m xhD!k  
        由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。  ;KZrl`  
    wb]*u7G t/  
    3、链传动的设计计算 Y.q>EUSH  
    o:_^gJ+|  
        1.设计条件 M(qxq(#{U  
    92!JKZe  
        减速器输出端传递的功率 >Y}7[XK  
    >4,{6<|  
        小链轮转速 #:$O=@@?M  
    tC2N >C[N  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 p?;-!TUv  
    6G'<[gL j  
        2.选择链轮齿数 BEln6zj  
    +W6Hva.  
        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 。 {] O`g G  
    L{=l#vu  
        3.确定链条链节数 =K :(&6f<t  
    +L0J_.5%^  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 DMB"Y,  
    QjLji +L  
                  取 (节) (B&h;U$HAH  
    z/S,+!|z  
        4.确定链条的节距p h}avX*Lx_  
    [Gh"ojt]w  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 oAY_sg+  
    9SY(EL  
        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 BjiYv}J  
    GJX4KA8J  
    齿数系数 BBvZeG $Y  
    7$ d}!S  
    链长系数       ^;zWWg/d  
    y?>#t^  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 e&2wdH&  
    ymtd>P"  
    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。 \83sSw  
    1i u =Y  
        5.确定链长L及中心距a PPa^o8jd  
    Z v4<b  
        链长 ;-Ss# &  
    l)Zs-V!M^\  
    由[2]公式9-20得理论中心距 J='W+=N  
    W<NmsG})_g  
    理论中心距 的减少量 \X& C4#  
    O6iCZ  
    实际中心距 YdI0E   
    khAqYu" )  
    可取 =772mm 8%[HYgd5)  
    XrS\+y3  
          6.验算链速V Ziz=]D_  
    6Nt$ZYS  
    这与原假设相符。 Wr>(#*r7q  
    /BpxKh2p  
          7.作用在轴上的压轴力 Pd~MiyO;K  
    jJ~Y]dQi  
    有效圆周力 ,GrB'N{8e  
    $}R$t-  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 8Bpip  
    #dc1pfL!y{  
    六、轴系零件的设计计算 gDCOLDM  
    M^6$ MMx  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计   \&a.}t  
    KFDS q"j  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: z/1{OL  
    aI(>]sWJ  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: gi]ZG  
    |;u}sX1t9  
    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 =Ikg.jYq&F  
    $ [7 Vgs  
    径向力       ug *D52?  
    o2=A0ogz?  
    其方向如图五所示。 gLQ #4H  
    ++8_fgM  
      (3)初步确定轴的最小直径 F98i*K`"  
    [$a<b/4  
    选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 xd8 *<,Wj  
    ['[KR BJL  
    查[2]表15-3取45钢的 ~|l IC !q  
    <y)E>Fl  
    那么       M)!skU   
    47UO*oLS  
    该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 +a|/l  
    6;oe=Q:Q  
      (4)轴的结构设计 W f@t4(i  
    YQgNv` l}  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 ;=jr0\|e  
    N[Sb#w`[/  
                    图三 6)e5zKW!?  
    Cd]/  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Y)b@0'  
    ^0tw%6:  
        a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 1H{jy^sP7  
    ~rv})4h  
        b、由于齿轮主要承受径向力,故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组,标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承,其尺寸为 ,故 %f&< wC  
    &~-~5B|3"  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; Veji^-0E  
    w([$@1]  
    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 。 [@"wd_f{l  
    >UHa  
    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)。 P<;7j?  
    TJy4<rb  
                    图四 K:r\{#9  
    ~kKrDLW+  
    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 {6 .o=EyM{  
    27 GhE  
    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。 ~]uZy=P? 5  
    x5Zrz<Y$w  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 $Ui&D I  
    |L:Cn J  
    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。 4TRG.$2[  
    O}Le]2'  
    (5)求轴上的载荷 Bjj<\8 ^M  
    5bX6#5uP1  
    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 , 9 E1W|KE  
    "uD= KlA  
    ; ; w1|Hy2D`0  
    TGV  
    图五 lCb+{OB  
    {3edTu  
    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: Jb(Y,LO^  
    @q8an  
                    表一 SR7j\1a/2A  
    RKTb' 3H  
    载荷     水平面H     垂直面V /-Qv?"  
    OXhAha`R  
    支反力F       kA#vByf`v  
    d"T Ht}  
    弯矩M        6sxz_f  
    &M"ouy Zo9  
    总弯矩       O`W%Tr  
    'ks{D(`  
    扭矩T     T=146.8Nm F $yO  
    0SV\{]2  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: [CN$ScK,  
    \t.}-u<7{  
    根据[2]中公式15-5,即 (> "QVxr  
    K|^wc$  
    取 ,并计算抗弯截面系数 Ruaur]  
    U;^[$Aq  
    因此轴的计算应力 f7<pEGb  
    pSAR/':eg  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 B~gV'(9g  
    Hi,t@!!  
    ,故安全。 y] V1b{9p  
    $k 2)8#\  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 ]]uHM}l  
    [ygF0-3ND  
    ①、判断危险截面 hR)2xz  
    x:z0EYL  
    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。 2WCLS{@'  
    @h9MxCE!  
    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。 lrEj/"M  
    eti `O  
    ②、截面2左侧: }E&NPp>  
    ^Udv]Wh  
    抗弯截面系数     jX */piSq  
    :BZ0 7`9  
    抗扭截面系数     $aP(|!g  
    Kn}ub+ "J  
    截面2左侧的弯矩为 _N#&psQzw  
    9%DT0.D}$j  
    扭矩为         T~>#2N-Z  
    =xl~][  
    截面上的弯曲应力   +1`t}hO  
    v%91k  
    扭转切应力为     }vh Za p^  
    tJZc/]%`H  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; T0e<Slo~C  
    < K %j  
    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 ]> G&jd7  
    8<&EvOk  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 !~ rt:Z  
    _" N\b%CkO  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 }DIF%}UK\  
    pB01J<@m  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; 9]yW_]P  
    k onoI&kV|  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; ]T<^{jG  
    Qi=*1QAkr  
    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     vq6%Ey3Gix  
    (xT*LF+  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 4ke^*g K<  
    :)c80`-E  
    ③、截面2右侧: ^%[F8\}XPJ  
    (FVX57  
    抗弯截面系数     9){  
    96ZdM=  
    抗扭截面系数     i/qTFQst _  
    GjQfi'vCk  
    截面2右侧的弯矩为 ]((i?{jb(  
    $@uU@fLB  
    扭矩为         %_f;G+fK\p  
    {d!Y3+I%G  
    截面上的弯曲应力   AU{:;%.g  
    CZ=0mWfF  
    扭转切应力为     G\~^&BAC  
    r0\f;q  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 C1B'#F9EO  
    Mq\~`8V  
    表面质量系数 ; %a 8&W  
     *4yN3y  
    故综合影响系数为 G[yI*/E;