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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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    离线450351686
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    只看该作者 10楼 发表于: 2008-11-20
    我也要啊 +{r~-Rn3  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com t+l{D#?a  
    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  l3Wh&*0  
    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 O/lu0acI  
    U>a~V"5,u  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 dRXdV7-!  
    otJHcGv  
    原始数据 Rqun}v}  
    B0ZLGB  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 C''[[sw'K  
    &h?8yV4B  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 ($s%B  
    =f=,YcRn+  
    运输链的工作速度(m/s)     1.00     0.8     0.9     0.95     0.84     0.78     0.9     0.8     0.95     0.85 sXR}#*8p  
    -3Auo0  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 "kg?Or.  
    b-)3MR:4  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 #W[C;f|,  
    c3|/8  
      工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 ufXU  
    F1b~S;lm  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 5dEek7wnf  
    TuMD+^x  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 m^Rf6O^  
    I#GsEhi  
    原始数据 d>jRw  
    V>B*_J,z.  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 ZO!)G   
    R\>=}7  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 Jk=d5B  
    Fhbp,CX4p  
    运输带子的工作速度(m/s)     1.20     1.2     1..25     1.3     1.4     1.0     1.2     1.3     1.35     1.4 ?KXgG'!!  
    4e9'yi  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 =y1/V'2E  
    M{M?#Q  
      工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 F(+dX4$  
    z9P;HGuZ  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 DX4"}w  
    XjV,wsZ=  
    机械设计课程设计计算 l@nG?l #  
    \:d|'r8OCM  
    说明书 uY*|bD`6&  
    pk2}]jx"  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 4 n\dh<uY  
    rd4\N2- 6  
    目录 62z"cFN  
    `DcZpd.n  
    1.     设计任务书....................................3 bF{14F$  
    DeL7sU  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 |h75S.UY  
    bx8|_K*^  
    3.     电动机的选择..................................4 <-m?l6  
    w`F4.e  
    4.     传动装置总体设计..............................6 RB `<Zw  
    d!]fou  
    5.     传动零件的设计计算............................7 K/+w6d  
    *O@uF4+!1  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 =#ls<Zo:  
    4'ymPPY  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 iPoDesp  
    jM  DG  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 ; \N${YIn  
    X1{U''$ K  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 >"q~9b A  
    )./'`Mx?  
    1)     轴一的设计.....................................17 nkvkHh  
    X6lR?6u%|  
    2)     轴二的设计.....................................23 .ko}m{  
    6 su^yt  
    3)     轴三的设计.....................................25 60u}iiC@  
    ;wkoQ8FD9  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 auP6\kpMe  
    . |g67PH=  
    8.     键联接的强度较核..............................27 +8etCx  
    ~Q)137u]P  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 zHsWj^m"  
    4 9zOhG |  
    10.     参考文献......................................35 t!"XQ$g'  
    h#iFp9N  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 Z>#MTxU(  
    CH/*MA  
    一、课程设计任务书 &\0V*5tI  
    |:?JSi0  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) v<qiu>sbz}  
    fm%1vM$[J  
                          图一 W~&PGmRI  
    M;i4ss,}!  
    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%。 DlXthRM  
    }4n?k'_s?  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 {} 11U0  
    i+z;tF`  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 ? <.U,  
    TdAHw @(  
    运输链节距(mm):60 yb(zyGe  
    -bHfo%"^TT  
    运输链链轮齿数Z:10 68^5X"OGF  
    ] EzX$T  
    二、系统传动方案分析与设计 JyBsOC3  
    8VwByk8  
    1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 <2Qh5umQ  
    `jur`^S|  
    2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 1JU1XQi  
    nPj+mg  
    3. 系统总体方案图如图二: (HUGgX"=  
    zmxrz[  
                        图二 v<`1z?dch  
    u/% 4WgA  
    设计计算及说明     重要结果 GoGo@5n(Z  
    nFn@Z'T$N  
    三、动力机的选择 3ee?B~Tun  
    I oz rZ  
    1.选择电动机的功率 :X`Bc"  
    xCd9b:jG  
    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 @a1+  
    *Iu .>nw  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; #egP*{F   
    c !ybz{L  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; 7x%0 ^~/n  
    ]byj[Gd  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 "KY9MBzPD  
    7b_Ihv   
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               A|BvRZd  
    J!QzF)$4J  
    滚动轴承效率η2=0.98;  (BgO<  
    wNuS'P_(:T  
      链传动效率η3=0.96; !Z7 ~R sdm  
    a/.O, &3  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; ms8PFu(f  
    NC 0H5  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; SR#%gR_SC  
    >Hr0ScmN@"  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 }{^i*T5rl  
    ;mXr])J  
    因此总效率 h-1eDxK6  
    9Q".166  
    工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得,即 g5)f8k0+ t  
    '\:?FQ C  
    式中F为工作阻力,N;V为工作机的线速度,m/s;ηw为工作机的效率。从而   P]Z}% 8^O  
    `A\ !Gn?   
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 ^Slwg|t*~P  
    B 0%kq7>g  
    2.选择电动机的转速   :8;8-c  
    Pl=X<Bp  
    电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 ChLU(IPo6  
    Q:]F* p2  
    按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , !U$ %Jz  
    63QSYn,t  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 xA nAW  
    K \}xb2s  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; 5Mb1==/R  
    %Gn(b 1X  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; %ma1LN[  
    {y|y68y0+  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; EIl _QV6  
    O{rgZ/4Au  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 apUV6h-v  
    5:f}bW*  
    所以   l\5}\9yS  
    d]h[]Su/?  
    因此 -t % .I=|  
    WK#lE&V3  
    3.选择电动机的类型 H7)(<6b,z  
    vKDPg p<j  
    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。 io:?JnQSA  
    ?x]T &S{  
    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。 Z{RgpVt  
    ;W#G<M&n'  
    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。 +bd/*^  
    J6Mm=bO5  
    四、传动装置总体设计 * Yov>lO  
    ltHC+8 aZ  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 ?S!lX[#v  
    D?]aYCT  
    传动装置的传动比要求应为 A1\;6W:  
    6R@ v>}  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 ~@R=]l"  
    /NLpk7r[\q  
    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。 9VkuYm,3  
    ,Mc}U9)F  
    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。 eUqsvF}l!  
    av wU)6L  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 +YhTb  
    Oa7`Y`6  
    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。 k$o6~u 2&  
    p=9G)VO  
    该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 Old5E&  
    L<QqQ"`  
    1)     各轴转速计算如下 GS$OrUA  
    j/wNPB/NM  
    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。 Ik=KEOz  
    yYWGM  
        2)各轴功率 s<z{(a  
    Cb.~Dv !  
    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。 :?jOts>uP  
    X"8Jk 4y  
    3)     各轴转矩 u-j$4\'  
    sh}=#eb  
    电动机轴的输出转矩 PWLMux  
    )F]E[sga  
    五、传动零件的设计计算 D4n ~ 2]  
    R$(,~~MH  
    1、直齿锥齿轮的设计 6P?   
    .'+Tnu(5q  
    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。 ) #Y*]  
    5@Ot@o  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: ^7TM.lE  
    y| @[?B  
    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)。 .yQDW]q81G  
    6!Ji-'\"  
    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。 n`0}g_\q  
    -UPdgZ_Vxz  
        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 ; 69r<Z  
    tQz-tQg  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; aQ]C`9k  
    7qgHH p  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 |53Zg"!  
    E;D9S  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ;  ~;il{ym  
    cL<  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; QF'N8Kla  
    LurBqr  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; io$AGi  
    ?J6J#{LRd  
    d、     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 J03yFT,dF  
    0j7\.aaK  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; >=6tfLQ  
    EmVE<kY .  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 kVy%y"/  
    ggJn oL  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ~WehG<p v[  
    z[}[:H8  
    f、     取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 aJOhji<b#L  
    6*GY%~JbD  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 -+#\WB{AI  
    F^3Q0KsT  
    h、     小齿轮分度圆周速度v <i%.bfQ/-  
    .1[K\t)2  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; M7fw/i  
    M{3He)&  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; tO)mKN+ (  
    NK$k9,  
      齿间载荷系数取 ; #fRhG^QKp  
    xWU0Ev)4U  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 nRPy)L{  
    @i$9c)D  
      故载荷系数 ; loLQ@?E  
    +I;b,p  
    j、     按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。根据[2]公式10-10a 1ePZs$  
    b{b2L.  
    模数     !WR(H&uBr\  
    iLws;3UX;x  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 506B =  
    F(Pe@ #)A  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; #78p# E  
    K;sH0*  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; cX> a>U  
    V; Yl:*  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 9.!6wd4mw  
    _b&Mrd  
    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 nz3j";d  
    }f+If{  
    载荷系数K=2.742; |-e*^|  
    &<_*yl p  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 <_dyUiT$J  
    4askQV &hj  
    因此,当量齿数 D}>pl8ke~g  
    1j`-lD  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 SsIy;l  
    E!8FZv8  
    应力校正系数   =!*e; L  
    C},;M @xV  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: +?w 7Nm`  
    &BY%<h0c  
    结果显示大齿轮的数值要大些; rr>QG<i;G  
    X};m\Bz  
    e、设计计算 X|TEeE c[L  
    pEuZsQ  
    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 ms{:=L2$$  
    L'BDS*  
    大齿轮齿数   ; yM}}mypS  
    GbFLu`Iu  
    5) 其他几何尺寸的计算 W2D^%;mw  
    +iz5%Qe<f  
    分度圆直径   gPSUxE `O.  
    ?l! L )!2  
    锥距       y>Zvose  
    I= G%r/3  
    分度圆锥角   Dd-;;Y1C  
    Nwr.mtvh  
    齿顶圆直径   m2E$[g  
    |NJe4lw+?  
    齿根圆直径   SpPG  
    >@KQ )p' `  
    齿顶角       *Z>Yv37P  
    ]( V+ qj  
    齿根角     M#LQz~E  
    WPygmti}Be  
    当量齿数     ,d(F|5 M:  
    (~:k70V5  
    分度圆齿厚   rlT[tOVAY  
    l=8)_z;~D  
    齿宽       "u~l+aW0  
    QZB2yK3]h  
    6) 结构设计及零件图的绘制 (# Z2  
    QWH1xId  
    小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. '(mJ*Eb  
    Fh9%5-t:J  
    零件图见附图二. c9-$t d&  
    e4p:Zb:  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 )8kcOBG^L  
    ]:i :QiYD  
        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 ; ,Xs%Cg_Ig  
    )f1<-a"D|  
    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。 _QbLg"O  
    ; Xrx>( n  
        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。 !8yw!hA  
    |:$D[=  
        4)材料及精度等级的选择 vpcHJ^19  
    cTu7U=%  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 R$' 4 d  
    S8*VjG?T\  
    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。 ,B%M P<Rz1  
    5tT-[mQ*  
    5)     压力角和齿数的选择 F@Y)yi?z  
    :*gYzk8  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 k@JDG]R<{  
    qg#TE-Y`  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? }M'h 5x  
    5W"nn  
    取 。 b }S}OW2  
    .yE!,^j.gB  
    6)     按齿面接触强度设计 j2# nCU54Z  
    L@2%a'  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 FL% GW:  
    >8Wvz.Nq/  
    a.     试选载荷系数 ; }$!bD  
    Oe4 l` =2  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : p.^mOkpt  
    ^ j;HYs_  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; Gc>bli<-  
    :VP4|H#SP  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; Yr5A,-s  
    /tl/%:U*.  
    e.     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限  ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 fN~kd m.  
    jK/2n}q&]  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 s|rlpd4y  
    e `zEsLs@  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; }1]/dCv  
    !|_b}/  
    h.     计算接触疲劳许用应力: .w/#S-at  
    >C y  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 r`XIn#o  
    9)0AwLlv  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, s^ rO I~  
    <$wh@$PK  
    j.     计算圆周速度 UMwB.*  
    7)$U>|=  
    k.     计算齿宽b 0cZyO$.  
    ;l> xXSB7$  
    l.     计算齿宽与齿高之比 $fhrGe  
    Dww]D|M  
    模数     @;kw6f:{d  
    7Ipt~K}  
    齿高     3xef>Xv=  
    C\Q3vG  
    所以     H `y.jSNi  
    2 P+RfE`o  
    m.     计算载荷系数 ;Q&38qI  
    u8qL?Aj^  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; O-Hu:KuIf  
    {9U<!  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; /Y5I0Ko Uw  
    E0[!jZ:c  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; ;'l Hw]}O*  
    J9S9r ir&  
    又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数     44FK%TmtF  
    jm&?;~>O  
    代入数据计算得   .z&V!2zp  
    E9pKR+P  
    又 , ,查[2]图10-13得 KK4>8zGR  
    (q`Jef  
    故载荷系数 ~r;da9  
    {dvrj<?  
    n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 ^;+lsEW  
    ~K%]9  
    o、计算模数m XRXKO>4q  
    =o\ :@I[  
    7) 按齿面弯曲强度设计 !3U1HS-i62  
    b\NWDH7}  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 J0zudbP  
    yveyAsN`B  
    由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; hPr*<2mp  
    N[X%tf\L]F  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 9qD/q?Hh$  
    hj64ES#x  
    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 aGVzg$  
    >"?HbR9  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K 8+Al+6d|!  
    ;5^ grr@,4  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 `%;n HQ"  
    F7a &-  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 `%AFKmc^;  
     84L!r  
    小齿轮   f^](D'L?D  
    ^y'xcq  
    大齿轮 g! ~&PT)*  
    ;OQ-T+(T  
        结果是大齿轮的数值要大; )|,-l^lC  
    Ht? u{\p@  
      g.设计计算 +4\JY"oi  
    3~6F`G  
    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。 ^k&zX!W  
    s([9 /ED  
          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:w377<}  
    _Ptf^+  
    8)     其他几何尺寸的计算 +JZ<9,4  
    ]_I<-}?;  
    分度圆直径     V\ch0i 1  
    q_>DX,A  
    中心距       ; 7p3 ;b"'  
    AKx\U?ei7  
    齿轮宽度     ; Ek _k_!  
    WIOV  
    9)验算     圆周力 Lv,~Mf1|  
    a<tUpI$  
      10)结构设计及零件图的绘制 F`8A!|cIy  
    S;NChu?8  
        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。  w J!  
    9F0B-aZ  
    3、链传动的设计计算 KQi9qj  
    OH5 kT$  
        1.设计条件 ~c ;7me.  
    efMv1>{  
        减速器输出端传递的功率 %r6LU<;1@  
    %#Wg>6  
        小链轮转速 vq$%Ug/B  
    ,iCd6M{  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 8"wA8l.  
    Gcg`Knr  
        2.选择链轮齿数 ERL(>)  
    y[q W>  
        假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 M<7 <L   
    #:T5_9p  
        3.确定链条链节数 l*_b)&CH  
    L"zOa90ig  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 *-Lnsi^7v  
    gb@Rx  
                  取 (节) R-`{W:S  
    5g F}7D@  
        4.确定链条的节距p [HF)d#A  
    la)f\Nk  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 r-]R4#z>  
    C,]Q/6'>  
        2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 -iBu:WyY$  
    qfC9 {gu  
    齿数系数 'BAe>r_Pn  
    4TG|  
    链长系数       ;}f%bE  
    /qI80KVnN  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 \'E_  
    G2a fHL<  
    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。 @pytHN8( $  
    7bsW7;C  
        5.确定链长L及中心距a XIBw&mWf  
    ]*i>KR@G  
        链长 Tj0eW(<!s  
    }C" #b\A2  
    由[2]公式9-20得理论中心距 \_x)E]D  
    b% $S6.  
    理论中心距 的减少量 6J%SkuxR  
    68I4MZK>4  
    实际中心距 dUb(C1h  
    6ap,XFRMh  
    可取 =772mm Z|8f7@k{|+  
    BD4.sd+H,  
          6.验算链速V Q2 rZMK  
    = 1}-]ctVn  
    这与原假设相符。 /f%u_ 8pV%  
    apY m,_  
          7.作用在轴上的压轴力 &~E=T3  
    C 2oll-kN  
    有效圆周力 t"0~2R6i  
    v Z]gb$  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 B]*&lRR  
    OPKX&)SE-  
    六、轴系零件的设计计算 r.K4<ly-N  
    n1sH`C[c  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 X]1ep  
    "A/kL@-C  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: zZiB`%  
    {'!D2y.7g  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: "X]u fZ7  
    r<|\4zIo/  
    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 jC\R8_  
    x<ENN>mW1  
    径向力       /$9/,5|EA  
    DdSUB  
    其方向如图五所示。 p{-1%jQ}]  
    ;m`I}h<  
      (3)初步确定轴的最小直径 ]iz5VI@  
    (|6q N  
    选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 (nE$};c<b2  
    zkd#vAY(A  
    查[2]表15-3取45钢的 fmSw%r|pT  
    /(}V!0\?  
    那么       TTOd0a  
    U| N`X54  
    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。 6=')*_~/  
    (g4g-"rc  
      (4)轴的结构设计 pt0H*quwI  
    hD$U8~zK  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 8\a)}k~4  
    g|+G(~=e|  
                    图三 M?\)&2f[Z  
    L>L4%?  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 r+lY9 l  
    ol YSr .Q`  
        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?7%q^;E  
    NA3yd^sr  
        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 ?%LD1 <ya  
    C$(t`G  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; !t_,x=  
    O]PfQ  
    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 。 n!N;WL3k  
    UfkRY<H  
    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)。 9m'[52{o  
    ivagS\Q  
                    图四 @O3w4Zs  
    pDKJLa  
    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 E"" /dC:B  
    #m M&CscE  
    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。 _*;cwMne-  
    We4 FR4`  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 q%y_<Fw#E  
    Ke/P [fo  
    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。 &x3"Rq_  
    57j:Lw~   
    (5)求轴上的载荷 '&9 a%  
    DRzpV6s  
    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 , (dT!u8Oe  
    KYl^{F  
    ; ; 3jn@ [ m  
    JRiuU:=J~`  
    图五 0 /kbxpih  
    JZv]tJWq  
    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: 2h:f6=)r/u  
    >3kR~:;  
                    表一 2+P3Sii  
    '^J/aV  
    载荷     水平面H     垂直面V HdLkof2i  
    $e;!nI;z  
    支反力F       U'lD|R,g  
    ?ykZY0{B  
    弯矩M       feopO j6~+  
    E:o:)h?$  
    总弯矩       i&3 0n#  
    ^GAdl}  
    扭矩T     T=146.8Nm SB'YV#--  
    bOFLI#p&  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: E*I]v  
    FEZ6X  
    根据[2]中公式15-5,即 F*w|/-e  
    _Pz3QsV9  
    取 ,并计算抗弯截面系数 '|/_='  
    5]Ra?rF  
    因此轴的计算应力 Dsua13 hF  
    =%u|8Ea*`  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 KALg6DZe:  
    qB39\j  
    ,故安全。 a "DV`jn  
    B5cyX*!?  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 I>3]4mI*a  
    1;xw)65  
    ①、判断危险截面 ]dK]a:S  
    aK&+p#4t  
    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。 B0 I?  
    ]~.J@ 1?  
    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。 55cldo   
    YJ^ lM\/<  
    ②、截面2左侧: =zjUd  5  
    g"&bX4uD)  
    抗弯截面系数     ,SM- Z`'  
    )ra66E  
    抗扭截面系数     (rG1_lUDu  
    j'i42-Lt/p  
    截面2左侧的弯矩为 QO7:iSZJ  
    LJ/qF0L!H  
    扭矩为         ^'fKey`  
    u#M)i30j  
    截面上的弯曲应力   sBb.Y k  
    +.lWck  
    扭转切应力为     4 ufLP DH  
    u,akEvH~a  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; y9L#@   
    uT/B}`md  
    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 D;I`k L  
    T"H )g  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 I PVzV\o  
    8T)zB6ng  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 k2uiu  
    9xQ 8`7  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; =[K)<5,@  
    hu|hOr8  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; ]X~g@O{>_  
    !ix<|F5  
    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     ^B5cNEO  
    uK:-g,;  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 0Mu8ZVI{  
    1mJ_I|98  
    ③、截面2右侧: !NYM(6!(  
    iL_F*iK5  
    抗弯截面系数     2]3HX3  
    n+qVT4o  
    抗扭截面系数     S%X\ ,N  
    5; PXF  
    截面2右侧的弯矩为 WQ}!]$<"y  
    @pG lWw9*  
    扭矩为         -t 6R!ZI  
    jN%p5nZ^EK  
    截面上的弯曲应力   2rCY&8  
    KKjxg7{K  
    扭转切应力为     ^dnz=FB  
    8RAeJ~e  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 o~x39  
    :pDY  
    表面质量系数 ; 6#)Jl  
    MpA;cw]cI/  
    故综合影响系数为 cvUut^CdK