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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 exb} y  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com AHb_BgOU*  
    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 t#NPbLZ  
    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 xbiprhdv  
    jnV#Q ;  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 {A}T^q!m]  
    r,eH7&P9{  
    原始数据 }%KQrlbHJl  
    &tOo[U?  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 rbf5~sw&8+  
    frbd{o  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 &wNr2PHd#  
    zZ}. 2He8  
    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 m#h`iW  
    6UIS4 _   
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 #|\|G3Si %  
    2K~v`c*4  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 CQ!D{o=  
    D u<P^CE  
      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 y95  #t  
    ]FR#ZvM>x  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 iu{y.}?  
     !5 S#  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。  5+GTK)D  
    0Cc3NNdz  
    原始数据 []OS p&  
    u9_? c G-  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 7gtaI3   
    K81FKV.  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 D*L@I@ [  
    uJ"#j X  
    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 ;4+z~7Je]^  
    c'$y_]  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 PR;Bxy  
    +46& Zb35  
      工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 DI{Qs[  
    V^(W)\  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 s#~VN;-I  
    !le#7Kii  
    机械设计课程设计计算 + fvVora  
    FkMM>X  
    说明书 :|l0x a  
    uToi4]w"y  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 %5ov!nm7  
    *o=Z~U9z  
    目录 Sn97DCdk  
    :4:U\k;QwA  
    1.     设计任务书....................................3 KjA7x  
    RCkmxO;b&  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 yFo8 x[  
     w&U28"i>  
    3.     电动机的选择..................................4 s]vsD77&  
    V\Lh(zPt  
    4.     传动装置总体设计..............................6 Xk^<}Ep)c  
    o/U}G,|G  
    5.     传动零件的设计计算............................7 +MS*YpPW  
    QIwO _[Q  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 x}C$/7^  
    Ow0~sFz  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 _)CCD33$  
    ^b&hy&ag  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 RG1#\d-fE  
    Q{hK+z`D  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 \KEmfCx'n  
    zPvTRW~H\  
    1)     轴一的设计.....................................17 2V @ pt  
    'mU\X!- 4<  
    2)     轴二的设计.....................................23 H8c -/  
    ^]LWcJ?"^!  
    3)     轴三的设计.....................................25 B(@uJ^N  
    R<T5lkJ\/  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 B)DtJ f  
    Or1ikI"  
    8.     键联接的强度较核..............................27 k DKfJp&a  
    NS4W!o;"  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 xG%O^  
    `C:J{`  
    10.     参考文献......................................35 %H"AHkge:a  
    En+`ZcA\z  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 !&8B8jHqA  
    n%dh|j2u  
    一、课程设计任务书 e<{Ani0  
    %yy|B  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) 5X`m.lhUc  
    r2;+ACwWf_  
                          图一 6K.0dhl>`B  
    w3Qil[rg  
    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%。 .|6Wmn-uS  
    j W|M)[KJN  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 \T!tUd  
    Cp-p7g0wlg  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 kEdAt5/U{  
    i;<H^\%  
    运输链节距(mm):60 x8rp Z  
    0o!Egq_  
    运输链链轮齿数Z:10 ma2-66M~j  
    ^^*dHWHn<  
    二、系统传动方案分析与设计 C'z}jM`g  
    _K>YB>W}7  
    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。 ]\%u9,b%!  
    ]+78 "(  
    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。 _%aJ/Y0Cy  
    [1`&\C_E  
    3. 系统总体方案图如图二: oGZ%w4T  
    h1N{;SWQ  
                        图二 &q[`lIV,L  
    p?sC</R  
    设计计算及说明     重要结果 Pu|3_3^  
    G C3G=DTt  
    三、动力机的选择 .{#J2}+[_}  
    &qFy$`"  
    1.选择电动机的功率 >uDE<MUC  
    /4 -6V d"8  
    标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 >BlF< d`X  
    4T:@W C  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; |lf,3/*jDB  
    u"1Zv!  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; 64-;| k4F  
    +dSO?Y]  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 4] I7t  
    %:] ive]e  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               `GT{=XJfY  
    _0e;&2')  
    滚动轴承效率η2=0.98; r5aOQ  
    z0-`D.D@\  
      链传动效率η3=0.96; CrI:TB>/ "  
    2_Otv2  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; OAZ5I)D>  
    t5WW3$Nf  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; C.;H?So(  
    P>i[X0UnL  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 q'[q]  
    4XXuj  
    因此总效率 %Y//}  
    nhPua&  
    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 $Q< >M B7  
    iqP MCOPZ  
    式中F为工作阻力,N;V为工作机的线速度,m/s;ηw为工作机的效率。从而   "_  i:  
    uMe]].04  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 RwptFO  
    P<A_7Ho  
    2.选择电动机的转速   ?#P@N4Uw}y  
    JQ)w/@Vu=  
    电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 /KH,11 )yc  
    '&hk?  
    按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , fTg^~XmJ  
    fC$(l@O?  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 7[?{wbq  
    E1-BB  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; )Cfk/OnRd  
    P4S]bPIp  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; G :JQ_w  
    $,9A?'  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; ^J-\s_)"  
    %qqX-SF0C  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 yvp$s  
    B6#^a  
    所以   !O }^Y  
    w[X/|O  
    因此 %DR8M\d1~H  
    2/m4|  
    3.选择电动机的类型 #XPY\n^k  
    HX p $\%A)  
    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。 yTb#V"eR  
    6_wj,7  
    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。 -\V!f6Q  
    84}Pu%  
    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。 TKBW2  
    hiQ #<  
    四、传动装置总体设计 +1o4l i  
    $\A=J  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 \x9.[?;=e  
    M4`. [P4  
    传动装置的传动比要求应为 +<1MY'>y  
    $zUHka   
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 z[~ph/^  
    |)}&: xA%  
    各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 %!r@l7<  
    vle`#c.  
    综合考虑各项因素,查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3;圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5;圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 |s$w i>7l  
    rCp'O\@S  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 V>Vu)7  
    ?|NMJ Qsa7  
    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。 N0_@=uE  
    Yfd0Np~  
    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 J':x]_;  
    6k-  
    1)     各轴转速计算如下 n/Fx2QC{  
    UHT2a9rG  
    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。 O; #qG/b1  
    WAqH*LB  
        2)各轴功率 x>TIQU=\  
     :qe.*\ c  
    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。 3F ]30  
    BDiN*.w5  
    3)     各轴转矩 D(&XmC[\Y  
    NA;OT7X[  
    电动机轴的输出转矩 u]uZc~T  
    ews{0  
    五、传动零件的设计计算 cy @",z  
    +ko-oZ7V  
    1、直齿锥齿轮的设计 (29BS(|!  
    O@-|_N*;K  
    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。 k|D =Q  
    /k O <o&  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: {&,MkWgG  
    V3v/h V:  
    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)。 >%1mx\y^  
    Nm4 h  
    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。 6s(.u l  
    8RaRXnJ  
        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 ; ]b'" l  
    C=,O'U(ep  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; 'D&[Y)f^  
    ZXH{9hxd  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 *pj^d><  
    PDNbhUAV  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; s)9d\{  
    YE;Tpji  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; >#[,OU}N  
    -a\[`JHi  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; %ki^XB86  
    _?rL7oTv  
    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  SodYb  
    S\<nCkE^  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; T7# }& >  
    y^[?F>wB  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 o_R_  
    "rU 2g  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 n =qu?xu  
    Aw"Y_S8.  
    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 &MJ cLM]  
    !cNw 8"SIU  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 4#Cm5xAt6  
    Cc&SHG*R  
    h、     小齿轮分度圆周速度v ,,+iPGa<  
    :sA$LNj}  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; PQvpJFpb~h  
    ,.]1N:   
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; W'"p:Uh q  
    u`?v-   
      齿间载荷系数取 ; J-5E# v  
    k@}g?X`8  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 w{89@ XRC  
    kO/]mNLG  
      故载荷系数 ; hp3 <HUU  
    Aq;WQyZ2  
    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 RH~I/4e  
    .!Q*VTW  
    模数     ( 8Q*NZ  
    ;/ASl<t,  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 EZJ[+ -Q;  
    8>AST,  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; ^{g('BQx  
    m<I>NYfE  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; HApjXv!U[  
    lN~u='Kc  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 $A^OP{  
    i{biQ|,.sL  
    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 @&9, 0 x  
    F2!]T=  
    载荷系数K=2.742; s`I]>e  
    RN"Ur'+  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 {66P-4Ev(  
    e N^6gub  
    因此,当量齿数 Ef\&3TcQ  
    ^SWV!rrg  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 @TvDxY1)6Z  
    g27)$0&0  
    应力校正系数   pSdtAv  
    Nq"J[l*+g  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: 8iUYZF  
    >)6k)$x%%  
    结果显示大齿轮的数值要大些; 9}$'q$0R]  
    :wY(</H  
    e、设计计算 Nin7AOO  
    f,'^"Me$c  
    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 se*!OiOt  
    a\*_b2 ^n  
    大齿轮齿数   ; h@jk3J9^  
    B\\M%!a>  
    5) 其他几何尺寸的计算 &f-x+y  
    q{uv?{I  
    分度圆直径   FJ] ?45  
    ~S~4pK  
    锥距       tqXCj}mR  
    mWTV)z57  
    分度圆锥角   UO4z~  
    #k|f%!-Vo  
    齿顶圆直径    _j2q  
    k{J\)z  
    齿根圆直径   iC4rzgq  
    Bmv5yc+;  
    齿顶角       NeR1}W  
    @y8) "m"  
    齿根角     ~; vt{pk  
    kE854Ej  
    当量齿数     !|~yf3  
    AHet,N  
    分度圆齿厚   ]ASTw(4  
    6r)B|~,OA  
    齿宽       _Lgi5B%   
    $_O;yz  
    6) 结构设计及零件图的绘制 jIjW +D`  
    sI`oz|$  
    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. 51 "v`O+  
    q.ZkQN+  
    零件图见附图二. q0KGI/5s4+  
    g 9AA)Ykp  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 8iC9xSH[%  
    C 4K"eX,K  
        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@@q:I=  
    "10.,QK  
    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。 [/U5M>#n  
    4[rX\?^e  
        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。 :'Tq5kE  
    nZ4@g@e2  
        4)材料及精度等级的选择 #Yx /ubg6  
    Q*8efzgs|  
    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)。 jdd3[  
    XGAR8=tic  
    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。 <;hy-Q()D  
    ^C~t)U  
    5)     压力角和齿数的选择 y4,t=Gq7^  
    Erm]uI9`  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 $KPf[JvQ  
    TNlS2b1  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? &IP`j~ b  
    #YK=e&da  
    取 。 G$t:#2  
    }b+$S'`Bv  
    6)     按齿面接触强度设计 Qn \=P*j  
    &/$3>MD2`  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 &{S@v9~IT  
    @6V kNe9  
    a.     试选载荷系数 ; H(DI /"N  
    H={5>;8G  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : N3ccn  
    {4r }jH  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; __i))2  
    (t"e#b(:  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; *R8P brN  
    oiItQ4{<  
    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 。 UQq Qim  
    e/zz.cd){  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 (S8hr,%n  
    ~Hvf"bvK|  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; 9G)fJr  
    QLb!e"C  
    h.     计算接触疲劳许用应力: QxiAC>%K  
    ,yTT,)@<  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 BrsBB"<o,  
    41c4Xj?'  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, Bs\& '=l  
    m 3Do+!M[  
    j.     计算圆周速度 \;0UP+  
    C,,S<=L:  
    k.     计算齿宽b 8[x{]l[  
    >+Y@rj2  
    l.     计算齿宽与齿高之比 +m1*ou'K  
    I]Vkaf I>(  
    模数     e84O 6K6o  
    gt!t Du  
    齿高     EO"G(v  
    r[3 2'E  
    所以     CzI/Z+\  
    ]f*.C9Y  
    m.     计算载荷系数 *_eY +\j  
    4^k+wQU  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; QoS]QY'bZ  
    |\N))K-2D  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; nQd~i0`vB  
    AX6l=jFZx  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; K*N8Vpz(  
    BoofJm  
    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     A:V/i:IZfR  
    &J,&>CFc  
    代入数据计算得   uwu`ms7z 2  
    F<(?N!C?@  
    又 , ,查[2]图10-13得 9%DLdc\z;  
    b\C1qM4  
    故载荷系数 xvW# ~T]  
    $;j{?dvm.  
    n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 _s+_M+@et  
    Im@Yx^gc   
    o、计算模数m Cf3<;Mp<  
    U8 n=Ro  
    7) 按齿面弯曲强度设计  Qo+Y  
    C0;:")6~  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 G,XUMZ  
    1Wz5Iv#Ez  
    由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; 0|FQIhVuY  
    6bUcrw/# p  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 NQ,2pM<*-  
    #fxdZm,  
    c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 EkEQFd 5g  
    xDIl  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K Yw,LEXLY  
    *zWf8X  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 7QHrb'c  
    Y {2L[5_1  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 :@J.!dokF  
    HQ^:5 XH  
    小齿轮   wZ/ b;%I!  
    La\|Bwx  
    大齿轮 i 8:^1rHp)  
    \0z<@)r+AJ  
        结果是大齿轮的数值要大; w>&g'  
    O:+?:aI@  
      g.设计计算 _tfi6UQ&lY  
    !Z%pdqo`.  
    结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 Q&e*[l2M6  
    nh>lDfJV<  
          按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; DaqpveKa  
    zOMU&;.\  
    8)     其他几何尺寸的计算 VP:9&?>G  
    h F *c  
    分度圆直径     'Jl73#3  
    o<!tN OH  
    中心距       ; #LfoG?k1K  
    .<.#g +  
    齿轮宽度     ; "K#zY~>L  
    wE#z)2?`\  
    9)验算     圆周力 S3?U-R^`  
    Il$Jj-)  
      10)结构设计及零件图的绘制 _yc &'Wq  
    D@yu2}F{IY  
        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。 a<&GsDw  
    W.TdhJW9  
    3、链传动的设计计算 P]`m5 N  
    yQqu Gu  
        1.设计条件 rIJd(=  
    Uw->5   
        减速器输出端传递的功率 1D)=q^\I  
    jC L 1Bj  
        小链轮转速 f9La79v  
    WS 1#i\0  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 pFwhv w  
    SsQg8d  
        2.选择链轮齿数 "%K[kA6  
    4_h?E:sBb  
        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 。 `r*bG=  
    "[\),7&03  
        3.确定链条链节数 OLyl.#J  
    #~6au6LMC  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 SJ8|~,vL  
    wU/BRz8I  
                  取 (节) 7^DN8g"&\  
    2q%vd =T  
        4.确定链条的节距p br4 %(w(d  
    &\AW} xp  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 S3> <zGYk  
    T&s}~S=m  
        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 f}VIkx]X"  
    Y%@a~|  
    齿数系数 9AHxa  
    wZKEUJpQ  
    链长系数       utBKl' `  
    D@o8Gerq~  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 ?a'P;&@7  
    OQh4 MN#$  
    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:!Re*=JJ  
    & _mp!&5XV  
        5.确定链长L及中心距a kr>F=|R]  
    < /9@RO  
        链长 =x} p>#o,J  
    4pZ=CB+j  
    由[2]公式9-20得理论中心距 e6uVUzP4  
    Z,5B(Xj  
    理论中心距 的减少量 vlh$NK+F  
    |RZI]H%  
    实际中心距 Pze{5!  
    eWTbHF  
    可取 =772mm e~NF}9#A  
    \Ea(f**2B  
          6.验算链速V 5FwVR3,  
    TqTz  
    这与原假设相符。 i=X B0-  
    HiT j-O  
          7.作用在轴上的压轴力 SX@zDuM  
    @]X5g8h  
    有效圆周力 _p\O!y  
    P%Tffsl  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 (5Sv$Xt  
    q ,*([yX  
    六、轴系零件的设计计算 [?nM)4d  
    `rZS\A  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 (K3eb  
    K#4Toc#=V  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: d2 (3 ,  
    v `7`'  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: *{s 3.=P.  
    DE" Y(;S  
    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 ]]8^j='P'  
    Vc$y ^|=  
    径向力       +'!Y[7|9iv  
    J:oAzBFpA  
    其方向如图五所示。 OGn-~ #E  
    22r$Ri_>  
      (3)初步确定轴的最小直径 HAc1w]{(  
    J0,;F9<C#X  
    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 .lyK ,p  
    =Bw2{]w  
    查[2]表15-3取45钢的 *PF=dx<8  
    vw[i.af  
    那么       POt 8G  
    ]Ofs, U^  
    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。 Qs7*_=+h  
    B8.uzX'p  
      (4)轴的结构设计 #7|73&u(  
    feG#*m2g  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 )k6kK}  
    ^]ig*oS\`  
                    图三 pT'jX^BU  
    -mY,nMDb  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 @tg4rl  
    ] 8dzTEjk  
        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 。 T1WH  
    D'<'"kUd  
        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 Uc d~-D  
    ^b^}6L'Z  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; j-TRa,4bN  
    h"t\x}8qq  
    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 。 +wxDK A_  
    Am"e%|:  
    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)。 -)Of\4kx  
    @~8*  
                    图四 Lf+"Gp  
    ^vha4<'-qG  
    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 3V%ts7:a  
    V?&P).5)  
    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。 |ZtNCB5{^j  
    'mO>hD`V  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 J/B`c(  
    +a0` ,Jc  
    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。 #dDM "s  
    U6F1QLSLz  
    (5)求轴上的载荷 6o<(,\ad [  
    OU'm0Jlk  
    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 , t$g@+1p4  
    v:?l C<,  
    ; ; ]_43U` [#  
    {fa3"k_ke  
    图五 ]Gf`nJDV  
    cUC!'+L  
    从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: .X34[AXd  
    MIdViS.g  
                    表一 P(cy@P,D  
    ~Xz?H=}U+  
    载荷     水平面H     垂直面V h&2l0 |8k  
    FwUgMR*xq  
    支反力F       OxqkpK&  
    k8z1AP  
    弯矩M       Bu"5NB  
    0sI7UK`m  
    总弯矩       V G|FjD  
    q![`3m-d.  
    扭矩T     T=146.8Nm B}0!b7!  
    OJ r~iUr  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: #p2`9o  
    n+S&[Y  
    根据[2]中公式15-5,即 z]R%'LGu  
    '9!J' [W  
    取 ,并计算抗弯截面系数 ||4T*B06  
    *USG p<iH  
    因此轴的计算应力 {r'+icvLX  
    ^09-SUl^  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 `IT]ZAem`/  
    5GbC}y>  
    ,故安全。 !cW!zP-B*p  
    ($-m}UF\/  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 dozC[4mF  
    )6(|A$~C+  
    ①、判断危险截面 %`*On~  
    ?[7KN8$  
    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。 |Wr$5r  
    rFaG-R  
    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。 6ZfL-E{  
    /xj`'8  
    ②、截面2左侧: IKV!0-={!z  
    r1:CHIwK  
    抗弯截面系数     HoK+g_9~  
    yK-DzAv  
    抗扭截面系数     inh J|pe"  
    h"nhDART<  
    截面2左侧的弯矩为 tAsap}(  
     ?tA%A  
    扭矩为         V-eRGSx  
    y%?'<j  
    截面上的弯曲应力   $ ^@fV=e  
    eph2&)D}Ep  
    扭转切应力为     -V-I&sO<  
    mm;sf  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; hfw+n<  
    ,3N>`]Km'  
    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 n'0r (  
    83 <CDjD  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 7ug"SV6Hb  
    |<'6rJ[i>  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 ] E:NmBN<  
    GUZ.Pw  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; 4}s'xMT!  
    ka6E s~  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; NfnPXsad  
    ?5J>]: +ZZ  
    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     <ZheWl  
    (;&}\OX6nm  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 wl&T9O;?  
    +(PUiiP'"v  
    ③、截面2右侧: DQ30\b"gU  
    =fJU+N+<  
    抗弯截面系数     b $yIM  
    (Ldvx_  
    抗扭截面系数     OF03]2j7<|  
    9!FU,4 X  
    截面2右侧的弯矩为 dr c-5{M  
    (Gw*x sn1  
    扭矩为         YC')vv3o(  
    $v #  
    截面上的弯曲应力   ~_Fx2T:X  
    NU3TXO  
    扭转切应力为     @HPr;m!  
    mt$rjk=  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 E*`PD<:)H  
    rZ|p{ym  
    表面质量系数 ; (qvH=VTwP  
    3E^qh03(  
    故综合影响系数为 W=3#oX.GsU