切换到宽版
  • 广告投放
  • 稿件投递
  • 繁體中文
    • 27460阅读
    • 33回复

    [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]

    上一主题 下一主题
    离线450351686
    发帖
    3
    光币
    3
    光券
    0
    只看该作者 10楼 发表于: 2008-11-20
    我也要啊 i"Hc(lg  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com %dr*dA'  
    谢谢啦
    离线b3115321
    发帖
    2
    光币
    2
    光券
    0
    只看该作者 11楼 发表于: 2008-12-22
    woyexiangyao
    离线hubowen
    发帖
    1
    光币
    1
    光券
    0
    只看该作者 12楼 发表于: 2008-12-24
    xuyao a  
    离线szh8349845
    发帖
    10
    光币
    10
    光券
    0
    只看该作者 13楼 发表于: 2009-01-07
    51541651
    离线豆豆瓜皮
    发帖
    4
    光币
    2
    光券
    0
    只看该作者 14楼 发表于: 2009-05-31
    我也需要啊,675714396@qq.com nra)t|m  
    很感谢
    离线tian1986
    发帖
    19
    光币
    0
    光券
    0
    只看该作者 15楼 发表于: 2009-06-08
    我也要啊
    离线359974973
    发帖
    1
    光币
    1
    光券
    0
    只看该作者 16楼 发表于: 2009-11-27
    借借用……
    离线zyh_feng
    发帖
    17
    光币
    87
    光券
    0
    只看该作者 17楼 发表于: 2009-12-08
    机械资源里有
    离线liyangcomeon
    发帖
    6
    光币
    0
    光券
    0
    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
    发帖
    6
    光币
    0
    光券
    0
    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 I.~=\%Z {  
    )u]=^  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 $DnJ/hg;qD  
    %X%f0J  
    原始数据 zA$ f$J7\^  
    rG[2.\&  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 b{x/V9&|  
    E6 T=lwOZ  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 V;)+v#4{  
    L/GV Qjb  
    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 P-yVc2YH  
    f= }!c*l"  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 ^)|tf\4  
    dPV<:uO  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 XI`s M~'  
    U!BZs Vx  
      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 Q MX  
    Klu0m~X@  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 30sA\TZ  
    WigTNg4  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 h+YPyeAs  
    \]S)PDqR  
    原始数据 }~0}B[Rf  
    W>b\O">  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 vYo~36  
    {`> pigo  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 W%9~'pXgB  
    ,#0#1k<Dm  
    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 [3tU0BU"  
    q 4Ok$~"I  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 FS!vnl8`  
    &&"+\^3  
      工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 K,P`V &m?  
    &a\G,Ma  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 ;uZeYY?   
    }<'ki ;  
    机械设计课程设计计算 lX 50JJwk  
    IkGM~3e  
    说明书 oIE3`\xS  
    *W 04$N  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 ^0I"  
    ChNT; G<6$  
    目录 !9V; 8g  
    G%}k_vi&q  
    1.     设计任务书....................................3 2@N-#x '  
    -xyY6bxL  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 w`=XoYQl~*  
    ]\ZmK0q<:  
    3.     电动机的选择..................................4 ^ZBTd5t#  
    a'>n'Y~E  
    4.     传动装置总体设计..............................6 RH$YM `cZ  
    3_{rXtT)'  
    5.     传动零件的设计计算............................7 jPc,+?  
    ,kFp%qNj  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 Wk }}f|O0  
    lgb q^d  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 fP\*5|7%R  
     W}Rzn  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 ZF<$6"4N  
    .`&k`  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 [l~G7u.d  
    _0iV6Bj  
    1)     轴一的设计.....................................17 ArT@BqWd  
    =C7<I   
    2)     轴二的设计.....................................23 . lSoC`HE  
    nH+wU;M  
    3)     轴三的设计.....................................25 I&% Z*H  
    g-/ }*m l  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 _.m|Ml,`{  
    @)ls+}=Y  
    8.     键联接的强度较核..............................27 YlZ&4   
    | `?J2WGe  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 xd4~[n\hm  
    wS|hc+1  
    10.     参考文献......................................35 2LCOB&-Ww  
    M~.1:%khM  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 TFXKCl  
    1>bNw-kz7  
    一、课程设计任务书 @F|pKf:M+  
    F84<='K  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) j:HIcCp  
    xo!2 GPD.  
                          图一 (L W2S;-  
    "z*?#&?,  
    2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 rX?%{M,xFw  
    c+##!_[9  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 wF*9%K'E  
    kJCeQK:W  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 wxF\enDY  
    T#&X7!4  
    运输链节距(mm):60 Bf3 QB]9  
    nIfp0U*  
    运输链链轮齿数Z:10 @J'tPW<$  
    ?YF2Uc8z%2  
    二、系统传动方案分析与设计 qv<^%7gq  
    l4& l)4Rx  
    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。 fY|[YPGO^  
    (543`dqAmC  
    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。 34J*<B[Njo  
     ;B{oGy.  
    3. 系统总体方案图如图二: 0W)|n9  
    G#1W":|`  
                        图二 l.BiE<&  
    ;Qq7@(2y  
    设计计算及说明     重要结果 @=BApuer+  
    xiqeKoAD  
    三、动力机的选择 ]VS:5kOj`  
    rrG}; A  
    1.选择电动机的功率 `4ti?^BNm  
    ({cWb:+r  
    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 Us%g&MWdpb  
    PlwM3lrj  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; i*T -9IP  
    ^-"tK:{  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; Rt@O@oDI  
    WwxV} ?Cf+  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 VKSn \HT~  
    9!ARr@ ;  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               n|B<rx?v  
    4,BJK`{  
    滚动轴承效率η2=0.98; $h5QLN  
    =o'g5Be<F  
      链传动效率η3=0.96; xWM?E1@  
      Xi w  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; 1E0!?kRK  
    7vc4 JO]  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; =>@ X+4Kb  
    |<uBJ-5  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 9ZuKED  
    35:RsL  
    因此总效率 moZeP#Q%  
    u~~ ~@p  
    工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得,即 C 1)+^{7ef  
    E H|L1g  
    式中F为工作阻力,N;V为工作机的线速度,m/s;ηw为工作机的效率。从而   ^ ~dC&!D  
    VH vL:z  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 xE!b)@>S  
    -C* 6>$A  
    2.选择电动机的转速   L^K,YlNBR  
    D Q c pIV  
    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。 /[n]t  
    K#VGG,h7Y  
    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 , $f>(TW  
    Vt:\llsin  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 t. DnF[  
    +{#Z^y6&  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; !>/J]/4>  
    >~tx8aI{  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; '}-QZ$|*  
    .:e#!~Ki  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; d<E2=WVB6  
    VKg9^%#b`[  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 ZvK.X*~s  
    z 0F55<i  
    所以   D}U gC\u  
    3sDyB-\&  
    因此 f*T}Ov4  
    :)h4SD8Y  
    3.选择电动机的类型 PF+Or  
    ZP-9KA$"  
    选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 ,uO_C(G/i  
    x'SIHV4M@Q  
    通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 wNUcL*n  
    ezri9\Ju  
    查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 5JhpBx/>o=  
    8?|W-rN  
    四、传动装置总体设计 <N3~X,ch  
    z)Yb9y>2  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 7uO tdH+  
    fJe5 i6`(  
    传动装置的传动比要求应为 ^ (J%)&_\3  
    q ;_?e_  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 ^N`KT   
    ce719n$   
    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。 ]I]G3 e  
    /UaQ 2h\  
    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。 j)Z0K$z=  
    K1-RJj\L  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 fgHsg@33N  
    "#iO{uMWb  
    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。 ZVit] 3hd  
    /nEK|.j  
    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 8cRc5X  
    ?9?o8!  
    1)     各轴转速计算如下 mxe\+j#  
    $#wi2Ve=6b  
    式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 = \K/ulZo  
    a FWTm,)  
        2)各轴功率 ' -aLBAxy  
    _^!C4?2!  
    式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 L3j ~Ooo  
    VW^q|B yB  
    3)     各轴转矩 8v)HTD/C  
    @Y+kg  
    电动机轴的输出转矩 ]{I>HA5[  
    U@(8)[?nxn  
    五、传动零件的设计计算 c)q=il7ef  
    uwt29  
    1、直齿锥齿轮的设计 {nS(B  
    uVXn/B  
    1)设计已知:齿数比(传动比)u=2.4;小齿轮转速 输入功率P=3.96k     W;传递的转矩T=26.26N?m。 -W: @3\{  
    !A14\  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: Dhk$e  
    M R,A{X  
    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)。 pTJ_DH  
    J|cw9u  
    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。 `];ne]xM  
    Cq-99@&;  
        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 ; ")NQwT}  
    V=+p8nE0  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; Z$35`:x&h  
    TQvjU!>  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 g1B P  
    ]]5(:>l  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; e0#{'_C  
    <YWu/\{KT  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; ")fgQ3XZ  
    kjSzu qB  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; SO~pe$c-  
    4&6cDig7*2  
    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 % 5BSXAc  
    >as+#rz1p  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; 5Iv"  
    n9 Jev_!A  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 (8em5  
    |6`7kb;p  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 aQso<oK  
    475jmQ{q  
    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 gUp9yV  
    ubsx NCqD  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 XU}" h&>  
    J,=^'K(  
    h、     小齿轮分度圆周速度v 0+A#k7c6p  
    LI"N^K'z  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; eE{ 2{C  
    qz!^< M  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; 6$fwpW  
    V0gu0+u~R  
      齿间载荷系数取 ; UZgrSX {  
    zS?DXE  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 lB|.TCbW  
    -1R7 8(1  
      故载荷系数 ; HaOSFltf#  
    WkoYkkuzj  
    j、     按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a ^;Yjs.bI`F  
    *mN8Qd  
    模数     zXd#kw;  
    /EvT%h?p  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 Q%t _Epe  
    \/r]Ra  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; @_h=,g #@  
    <*p  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; [bN_0T.YI  
    eBe5H =I@  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 N/E=-&E8  
    };cH5bYF  
    b)     去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 D6EqJ,~  
    JJP!9<  
    载荷系数K=2.742; NV`7VYU  
    57$/Dn  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 /(i~Hpp  
    iyMoLZ5  
    因此,当量齿数 1w>G8  
    -}Rh+n`  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 qPCI@5n3T?  
    xf{=~j/L  
    应力校正系数   @ t8{pb;v  
    "+BuFhSLf  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: `iwGPG!  
    yIS&ZtBA  
    结果显示大齿轮的数值要大些; 1sfs!b&E  
    NbUibxJ  
    e、设计计算 =Flr05}m  
    83{v_M  
    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 I4zm{ 1g  
    & )EL%o5  
    大齿轮齿数   ; 8p~|i97W]!  
    'Ub\8<HfJU  
    5) 其他几何尺寸的计算 cHwN=mg]S  
    75']fFO@!  
    分度圆直径   W1UqvaR  
    (m=F  
    锥距       mzTM&@  
    0&2&F=fOa<  
    分度圆锥角   0U:9&j P,  
    4n.EA,:g:(  
    齿顶圆直径   diF2:80o  
    ybgw#jv=  
    齿根圆直径   $60]RCu  
    d^XRkB:h  
    齿顶角       |JCn=v@  
    U9q6m3#$  
    齿根角     p%CcD]o  
    R6G%_,p$7  
    当量齿数     {s[,CUL0  
    .A <n2-  
    分度圆齿厚   b#_u.vP  
    K_BF=C.k  
    齿宽       OlYCw.Zu  
    ,wk %)^  
    6) 结构设计及零件图的绘制 h)yAg e  
    AW`+lE'?  
    小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. x% Eu.jj  
    eX{Tyd{  
    零件图见附图二. ZN(@M@}  
    %ZZW p%uf  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 ]WC@*3'kye  
    _l](dqyuN(  
        1)设计已知:齿数比u=2.5;小齿轮转速 ;输入功率 ;传递的转矩 ; d##'0yg   
    }9(:W</}  
    2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 /%h<^YDBf  
    J(x42Q}*S  
        3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 FtxmCIVIV~  
    9vz"rHV  
        4)材料及精度等级的选择 /9 soUt  
    {K+]^M  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 5TcirVO82  
    wLH[rwPr  
    由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 dK?vg@|'  
    q|wwfPez7  
    5)     压力角和齿数的选择 G+f@m,  
    qi-!iT(fe  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 swT/ tesj  
    -<WQ>mrB&  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? (8OaXif  
    -OV!56&  
    取 。 6/eh~ME=  
    j`kw2(  
    6)     按齿面接触强度设计 )]C7+{ImC  
    Ym "Nj  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 A!j6JY.w  
    .jC-&(R +  
    a.     试选载荷系数 ; <hbxerg  
    or1D 6 *'  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : c_^-`7g  
    fo30f =^Gi  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; hM @F|t3  
    4zM$I  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; .ahYj n  
    1]vrpJw  
    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 。 }J&[Uc  
    %rZJ#p[e)=  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 /`V:;  
    i@}/KT  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; L z'05j3!  
    -Am ~CM  
    h.     计算接触疲劳许用应力: I`e |[k2  
    Dk XB  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 ngoAFb  
    O7z -4r  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, F7zBm53  
    Cp 2$I<T  
    j.     计算圆周速度 }+8w  
    H,H=y},  
    k.     计算齿宽b Z@I.socA  
    A<zSh }eh6  
    l.     计算齿宽与齿高之比 OK}+:Y  
    ;8 D31OT  
    模数     `_{^&W WS  
    w1+xlM,,9  
    齿高     sKT GZA  
    <|'C|J_!  
    所以     [9E<z2H  
    wv8WqYV  
    m.     计算载荷系数 ta-kqt!'  
    hC[MYAaF  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; (Wu_RXfCw_  
    Dog Tj  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; 4M&6q(389  
    ):lq}6J#  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; 9_mys}+  
    <-:gaA`KM  
    又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数     d?)C} 2  
    ?6gC;B  
    代入数据计算得   (bk~,n_  
    #Cda8)jl(  
    又 , ,查[2]图10-13得 nZbfc;da  
    6jiz$x  
    故载荷系数 )kSE5|:pi  
    ]$'w8<D>t,  
    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 lth t'|  
    DV(^h$1_  
    o、计算模数m sILkTzs w  
    BiQ7r=Dd.  
    7) 按齿面弯曲强度设计 R30{/KK  
    U!L<v!$  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 3rEBG0cf]  
    ROr..-[u  
    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 ; NX^%a1D!  
    &xlz80%  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 at@B>Rb  
    8lo /BGxS>  
    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 .FS`Fh;  
    (#WE9~Sru  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K AKVll  
    ).0h4oHSj  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 !biq7f%6#  
    = X?jId{  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 `Tx1?]  
    lZ5 lmsCU  
    小齿轮   x(nWyVB  
    Ldnw1xy  
    大齿轮 o:<g Jzg  
    }%B^Vl%ZZ  
        结果是大齿轮的数值要大; 6@TGa%:G  
    CY&Z*JI"'B  
      g.设计计算 T&Y?IE}  
    HF9d~7R  
    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。 3[: |)i)  
    Hf ]aA_:   
          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 ; )E<<  
    ,4hQ#x  
    8)     其他几何尺寸的计算 "=0#pH1o  
    MXWCYi  
    分度圆直径     9|Cu2  
    io_4d2uBh  
    中心距       ; K4Mv\!Q<8  
    ALqP;/  
    齿轮宽度     ; \Lxsg! wtJ  
    t =ErJ  
    9)验算     圆周力 :zk69P3  
    k\UDZ)TQV  
      10)结构设计及零件图的绘制 u:r'&#jb~@  
    \K+LKa)  
        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。 9IgozYj  
    PSX-b)wb  
    3、链传动的设计计算 ;Ub;AqY  
    lPL>8.j  
        1.设计条件 5UE5;yo  
    E\2|  
        减速器输出端传递的功率 Jrp{e("9  
    T!.6@g`x>  
        小链轮转速 (B@:0}>  
    {FO>^~>l  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 iV5x-G`  
    \hpD  
        2.选择链轮齿数 nmlQ-V-  
    \'I->O]  
        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 。 lg_X|yhL  
    tSK{Abw1B  
        3.确定链条链节数 =vx iqRm  
    IP'gN-#i  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 ", b}-B  
    qF m=(J%  
                  取 (节) [m7^Euury  
    f)x^s$H  
        4.确定链条的节距p *rPUVhD_  
    'ojI_%9<  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 1df }gG  
    1?\ #hemL  
        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 6 <JiHVP7  
    \(Uw.ri  
    齿数系数 ~W'>L++  
    MsMNP[-l  
    链长系数       5bZf$$b  
    Q70LQCms  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 -g'[1  
    bV_@!KL$  
    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。 m\~{l=jIS  
    ^ sxcBG  
        5.确定链长L及中心距a hO3>Gl5<  
    #Aox$[|@  
        链长 ^<fN  
    AyZL(  
    由[2]公式9-20得理论中心距 *C*n( the  
    b]s.h8+v;  
    理论中心距 的减少量 $i&u\iL  
    %k(V 2]WF  
    实际中心距 JiL%1y9|  
    &UtsI@Mu  
    可取 =772mm tPh``o  
    CO!K[ q#  
          6.验算链速V )0Av:eF-+  
    q~9Y&>D  
    这与原假设相符。 j #e^PK <  
    ndEW$?W,  
          7.作用在轴上的压轴力 L=W8Q8hf  
    <igsO  
    有效圆周力 *I 7$\0Q  
    A7!!kR":  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 A;E7~qOG  
    _h1n]@ d5  
    六、轴系零件的设计计算 Jybx'vZj  
    R1Jj 3k  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 kWs"v6B  
    z7X[$T$V  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: 0#f;/ c0i  
    wmh[yYWc  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: 3#7D g't  
    cl s-x@ Kd  
    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 L7i^?40  
    g:bw;6^ u  
    径向力       _:|/4.]`_  
    ^DZ(T+q,  
    其方向如图五所示。 dQ+{Dv3A  
    {J-kcD!bz`  
      (3)初步确定轴的最小直径 lTOO`g  
    ts rcX  
    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 sG{hUsPa  
    @ m14x}H  
    查[2]表15-3取45钢的 ~$7fU  
    ptXCM[Z+  
    那么       yj!4L&A  
    S`ms[^-q*  
    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。 #SiOx/  
    'Dl31w%:  
      (4)轴的结构设计 $7%e|0jC  
     w+<`>  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 G5~ Jp#uA  
    `8$gaA*  
                    图三 !o A,^4(  
    Gb]t%\  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1muB* O  
    G?\\k[#,&  
        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 。 &sJZSrk|  
    !9+xKr99  
        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 6`$HBX%.K  
    [43:E*\$  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; sYlA{Z"  
    k`H#u,&  
    c、取安装齿轮处轴段的直径 ;齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm,为使套筒端面可靠的压紧齿轮,该轴段长度应略短于齿轮宽度,故取 ;齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度 ,取 ,则轴肩处的直径 ;轴环宽度 ,故取 。 Zi$v-b*<  
    U2  0@B`<  
    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)。  +c@s  
    uH'n.d"WG  
                    图四 f>d aK9$(  
    1^<R2x  
    e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm,锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm(参看图一),考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知深沟球轴承的宽度B=25mm,大锥齿轮轮长 ,那么 O=c^Ak   
    7;H!F!K]  
    ③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 Nrp0z:  
    RtZK2  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 ~4HS 2\  
    s>8;At-  
    根据轴端直径,参考[2]表15-2取轴端倒角为 ;各轴肩未注圆角半径为R1.6,如轴结构与装配图四。 dD _(MbTt  
    WJ)( *1  
    (5)求轴上的载荷 a`XXz  
    LIM cZh;  
    根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁,轴的支承跨度 , 58FjzW  
    ,A`.u\f(:  
    ; ; Un{hI`3]  
    !F3Y7R  
    图五 `Oxo@G*@}W  
    *m_B#~4  
    从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: 3R!?r^h  
    |L XYF$  
                    表一 N;4tvWI  
    pa1.+~)  
    载荷     水平面H     垂直面V D@5Ud)_  
    7aAT  
    支反力F       wBr$3:  
    SM3Q29XIw  
    弯矩M       V-Ebi^gz5W  
    pF~[  
    总弯矩       3 K Y-+ k  
    NYS |fa  
    扭矩T     T=146.8Nm Y/\y"a  
    &p>VTD  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: 7s#,.(s  
    dW hU o\>=  
    根据[2]中公式15-5,即 :q6j{C(  
    di^E8egR$  
    取 ,并计算抗弯截面系数 H^UuT  
    e !_+TyI  
    因此轴的计算应力 ~";GH20  
    G$b*N4yR  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 @f<q&K%FJ  
    [T8BQn!  
    ,故安全。 &DnX6%2  
    =7&2-'(@  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 1=fP68n  
    =pQ'wx|>|  
    ①、判断危险截面 ~N{ 7  
    D[d+lq#p  
    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。 &j4 1<A  
    >fCz,.L  
    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。 N_AAhD  
    AcF6p)@_  
    ②、截面2左侧: i vy+e-)  
    ANuIPF4NxP  
    抗弯截面系数     $LxfdSa  
    qo2/?]  
    抗扭截面系数     07L >@Gf  
    QFn .<@  
    截面2左侧的弯矩为 .c#G0t<i[  
    XE/K|o^Hp  
    扭矩为         DEmU},<S  
    {*EA5;  
    截面上的弯曲应力   ZbS* zKEW  
    ko-:) z  
    扭转切应力为     E_t ^osY&  
    :Taequk  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; (_2;}eg  
    Yo`#G-]  
    r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 mGf@J6wGz  
    0FL PZaRP  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 ^SdorPOq&  
    !'E{D`A9  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 Dwvd  
    <+0TN]?  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; Q]9g  
    G5JZpB#o  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; 4g^nhJP$  
    9rO,h|L   
    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     e!+_U C  
    IF"-{@  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 FQc8j:'  
    /eZ UAxq  
    ③、截面2右侧: s@Q, wa(  
    )ad-p.Hus  
    抗弯截面系数     Ebmd[A&&  
    C7|z DJ_  
    抗扭截面系数     5.1 c#rL  
    !nPwRK>  
    截面2右侧的弯矩为 Rh%c<</`0s  
    "oZ$/ap\  
    扭矩为         @"B"*z-d  
    3bMQ[G  
    截面上的弯曲应力   }3{ x G+,  
    v/\in'H~  
    扭转切应力为     *)+K+J  
    U9uy (KOW  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 v61'fQ1Qg!  
    az5 $.  
    表面质量系数 ; +W{ELdup%q  
    &W'X3!Te  
    故综合影响系数为 znNJ?