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光行天下 -> 机械设计,制造及其自动化 -> 求链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器的课程设计 [点此返回论坛查看本帖完整版本] [打印本页]

waitwuyi 2007-07-03 12:22

求链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器的课程设计

学校要搞课程设计,求高手帮忙 r8YM#dF  
要求:工作平稳,经常满载,两班制工作,引链容许速度误差为5%,减速器小批生产,使用期限5年. ,$t1LV;o=  
引链拉力:2.2KN,引链工作速度V:1.4M/S,引链链轮齿数Z:8,引链链轮节距P:80MM
shino 2007-07-04 09:41
我也需要`````
zxjzbd 2007-07-05 12:15
我也需要
jixisheji 2007-07-07 13:56
ytfughghu
315171719 2007-07-08 10:39
有了说一声 a:*N0  
我也是这个题目
499429368 2007-07-11 12:47
我 可真想要
bleachkyo 2007-12-14 17:04
我也想 要啊 DW,ERQ^  
哪位高手帮帮忙
465726310 2007-12-16 12:53
我现在急需要,哪位高手帮帮忙啊`!` j{FRD8]V  
小弟不慎感激`!`
iceappel 2007-12-24 19:50
我也是这个题目,苦啊 谁能帮忙发个 iceappel@gmail.cn
opra 2007-12-29 17:59
跟求一个,高手帮忙吧!
450351686 2008-11-20 15:59
我也要啊 ]7,0>  
我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com rvhMu}.  
谢谢啦
b3115321 2008-12-22 13:24
woyexiangyao
hubowen 2008-12-24 16:25
xuyao a  
szh8349845 2009-01-07 22:55
51541651
豆豆瓜皮 2009-05-31 13:37
我也需要啊,675714396@qq.com X/%!p<}:'  
很感谢
tian1986 2009-06-08 11:33
我也要啊
359974973 2009-11-27 13:08
借借用……
zyh_feng 2009-12-08 22:25
机械资源里有
liyangcomeon 2009-12-29 12:44
就是啊,快啊,急,谢谢啊
liyangcomeon 2009-12-29 12:47
课程设计任务书-设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 ~r})&`5  
F` gK6;zp  
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 n[a%*i6x  
1,P2}mYv  
原始数据 W`#E[g?]  
{^:i}4ZRl  
数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 DM)Re~*  
HN;f~EQT  
运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 MnY}U",   
G!F_Q7|-  
运输链的工作速度(m/s)     1.00     0.8     0.9     0.95     0.84     0.78     0.9     0.8     0.95     0.85 ?6\A$?  
? R[GSS1  
运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 0LHge7482  
Ba%b]vp  
运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 DoeE=X*`k  
[--] ?Dr  
  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 5C-n"8&C&  
xJ\sm8  
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 ZQ\O| n8  
^D {v L  
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 ;,KT+!H$  
7bM H  
原始数据 \rbvlO?}  
)Y1+F,C  
数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 M~saYJio  
sPX~>8}|VP  
运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 kQ6YQsJ.*  
t<p4H^  
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 tD,~i"0;  
SV1;[  
卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 `Go oSX  
_(@ezX.p  
  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 7c'OIY].,  
~05(92bK  
工作.运输带速度允许误差为 5%。 ,f~8:LHq  
mL s>RR#b  
机械设计课程设计计算 F B&l|#e  
Pz'Z n  
说明书 Eo <N  
6bpO#&T  
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 4Z{ r  
+\B.3%\-  
目录 ALR`z~1  
Eds{-x|10  
1.     设计任务书....................................3 XXW.Uios  
Oimq P  
2.     系统传动方案分析与设计........................4 d[e;Fj!  
u,S}4p&l  
3.     电动机的选择..................................4 &K,rNH'R  
RjHKFB2  
4.     传动装置总体设计..............................6 z 2Ao6*%  
J#k.!]r,Y  
5.     传动零件的设计计算............................7 4g/Ly8  
-~=:tn)0  
1)     圆锥齿轮的设计.................................7 }/-TT0*6j<  
9D& 22hL4  
2)     圆柱齿轮的设计.................................11 4,6nk.$yN  
v<S?"# ]F=  
3)     链传动的设计计算........................... ...15 ].*I Z  
BIEeHN4  
6.     轴系零件的设计计算............................17 HNL;s5gq  
x4S0C[k  
1)     轴一的设计.....................................17 kD4J{\  
E1rxuV|9  
2)     轴二的设计.....................................23 l*4_  
v>p~y u+G  
3)     轴三的设计.....................................25 O(44Dy@2  
pS<j>y  
7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 ]`n6H[6O  
#-FfyxQ8ai  
8.     键联接的强度较核..............................27 vEb_z[gd  
2/G`ej!*  
9.     轴承的强度较核计算............................29 zF=E5TL-,4  
)XL}u4X  
10.     参考文献......................................35 Z^vcODeC$  
9iQc\@eGd  
11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 Ft$tL;  
J@ pCF@'  
一、课程设计任务书 K.2l)aRd  
x4bj?=+  
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) 73d7'Fw  
XnI)s^  
                      图一 >Sh"/3%q  
3eS *U`_  
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%。 xs3t~o3y  
niP/i  
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 hiA%Tq?  
qHQ#^jH  
运输链的工作速度(m/s):0.8 )o@-h85";  
:%vD hMHa  
运输链节距(mm):60 q`DilZ]S  
zkRL'-  
运输链链轮齿数Z:10 :raYt5n1,y  
O E56J-*}x  
二、系统传动方案分析与设计 ~$3X>?Q  
DU%j;`3  
1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 8g CQ0w<  
%o9;jX  
2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 D%k]D/  
jI9Kn41  
3. 系统总体方案图如图二: .V:H~  
qdeS*r p\  
                    图二 #4<Rs|K  
F( Iq8DV  
设计计算及说明     重要结果 AmmUoS\  
(qM(~4|`  
三、动力机的选择 #=B~} _  
E _DSf  
1.选择电动机的功率 /*8Ms`  
w;p!~o &  
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 5+[`x ']l  
406.6jmv  
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; WhHnF*I  
'YcoF;&[C  
Pw→工作机需要的输入功率,kW; N6BFs(  
-K K)}I`  
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 hVAP )"5  
KvrcO#-sL  
查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               tzeS D C  
>b.wk3g@>  
滚动轴承效率η2=0.98; \y G//  
IT u6m<V  
  链传动效率η3=0.96; K;wd2/jmJ  
)Ekp <2B:0  
圆锥齿轮效率η4=0.98; ,\BGxGNAmV  
i YJzSVO  
圆柱齿轮效率η5=0.99; .l->O-=  
Q'~2,%3<  
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 IW.~I,!x  
)`ZTu -|  
因此总效率 clZ jb  
Z+< zKn}  
工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得,即 )NwIEk>Tf  
^sNj[%I R  
式中F为工作阻力,N;V为工作机的线速度,m/s;ηw为工作机的效率。从而   9aE!! (E  
|lijnfp  
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。  OBY  
EfR3$sp  
2.选择电动机的转速   iJza zQ  
*@|EaH/  
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。 ]oN:MS4r  
fr1/9E;  
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 , +([ iCL  
q>T7};5m2  
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 :-=,([TJ  
8tM40/U$  
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; 2<*DL 6  
Qifjv0&;u  
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; fBptjt_  
75t\= 6#  
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; mE"?{~XVL  
?=%Q$|]-  
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 Z2]ySyt]  
\B'rWk 33,  
所以   s.E}xv  
HrUQ X4  
因此 eUyQSI4A  
)|88wa(M  
3.选择电动机的类型 jrMY]Ea2`  
TS9=A1J#  
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 |Go?A/'  
%d5;JEgA:g  
通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 0k?ph$  
tH_e?6]  
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。 @?A39G{  
NM0[yh  
四、传动装置总体设计 K +oFu%  
*uAsKU  
1.计算总传动比及分配各级传动比 ,7m Rb-*p  
m]yt6b4  
传动装置的传动比要求应为 .:KZ8'g3}  
edh?I1/  
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 ?NZKu6  
/qW5M4.w  
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。 tdTD!'  
>g%^hjJ  
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。 zDbjWd  
KLI(Rve24  
2.计算传动装置的运动和动力参数 D:9/;9V  
-S]yXZ  
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。 (~~*PT-  
AnV\{A^  
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 oaI|A^v  
mJ=3faM  
1)     各轴转速计算如下 b_&;i4[  
?*}^xXI/  
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。 x/NR_~Rnk  
yJx{6  
    2)各轴功率 oyGO!j  
pu(a&0  
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。 D"WqJcDt  
[E_eaez7#  
3)     各轴转矩 I$K?,   
5cbtMNP  
电动机轴的输出转矩 _zG9.?'b3  
@J~n$^ke  
五、传动零件的设计计算 ""[(e0oA  
cTO\Vhg  
1、直齿锥齿轮的设计 W+[XNIg5   
`C~RA, M  
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。 -2}-;|  
EG<YxNX,  
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: \atztC{-L>  
Vy;f4;I{  
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)。 &uwj&-u?  
6#S}EaWf  
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。 B+G,v:)R6z  
gA)!1V+:  
    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 ; Y6T1_XG  
R;9H`L/>  
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; ?@U7tNI  
yoKl.U"&  
3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 Byf5~OC  
\\80c65-  
a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; -LF0%G  
:DP%>H|  
b、     小齿轮传递的转矩 ; `=A*ei5  
=%, ;=4w  
c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; GzJLG=M  
zGrUl|j  
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 $dAQ'\f7  
C:qb-10|A  
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; dmHpF\P5f  
s; 'XX}Y  
e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 T+z]ztO  
}`g:) g J  
  由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ueO&%  
2Yd0:$a  
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 % AqUVt9}  
Ue:'55  
g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 +NGjDa  
%Z@+K_X9x  
h、     小齿轮分度圆周速度v O>)<w Ms`  
1O bxQ_x  
i、     查[2]表10-2得使用系数 ; ! 8q+W`{  
 _6a+" p  
  根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; I@VhxJh  
'=!@s1;{[;  
  齿间载荷系数取 ; e)dPv:oK3  
yT Pi/=G  
  由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 ^06f\7A  
(lwrk(  
  故载荷系数 ; 8'Dp3x^W>  
k0IW,z%  
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 %c%0pGn8-  
s`* 'JM<  
模数      %Gp%l  
Jx ;" @  
4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 BKDs3?&  
+TW9BU'a^  
a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; -"qw5Y_oF?  
^|^ek  
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; t0_o .S  
y:Xs/RS  
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 rj[2XIO  
m1x7f% _  
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 sS5 ]d8  
aEr<(x !|"  
载荷系数K=2.742; O$jj&  
=a>a A Z  
c)     分度圆锥角 ;易求得 `YTagUq7  
f}q4~NPn-  
因此,当量齿数 (lbF/F>v  
m+p}Qi8i)  
根据[2]表10-5查得齿形系数 s(56aE  
j .Ro(0%  
应力校正系数   =;DmD?nZ  
}X{#=*$GQ  
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: ' uvTOgP,  
O9OD[VZk  
结果显示大齿轮的数值要大些; <V?M~u[7f  
0yW#).D^b  
e、设计计算 w~J 7|8Y  
fE"Q:K6r2  
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 dz fR ^Gv  
V@gweci  
大齿轮齿数   ; ,"?h _NbF  
,KvF:xqA  
5) 其他几何尺寸的计算 x`8rR;N!  
{awv= s  
分度圆直径   0r?975@A  
l`9<mL  
锥距       JmDi{B?  
:V1ttRW}52  
分度圆锥角   ^VsX9  
dQ6:c7hp>D  
齿顶圆直径   q$)$?"  
2E~WcB  
齿根圆直径   D<}z7W-  
&YQ  
齿顶角        pME17 af  
tL0<xGI5^  
齿根角     <a/TDW  
\_?A8F  
当量齿数     #/fh_S'Z  
6*`KC)a  
分度圆齿厚   ~B!O X  
d-e6hI4b  
齿宽       *?|LE C  
*a_U2}N  
6) 结构设计及零件图的绘制 $4K( AEt[  
>B)&mC$$S  
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. e~ #;ux  
\)Sa!XLfT  
零件图见附图二. eF]`?AeWQ  
}SL&Y`Y]  
2、直齿圆柱齿轮的设计 S/ YT V  
g)7~vm2/,  
    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 ; qYD$_a  
 lJaR,,  
2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 HUF],[N  
m80e^  
    3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 %@/"BF;r  
YyOPgF] M  
    4)材料及精度等级的选择 I'&#pOB  
NfG<!  
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 *&$J.KM  
H CKD0xx  
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。 eVL #3|=  
8<BYAHY^  
5)     压力角和齿数的选择 WZz8VF  
0=N,y  
选用标准齿轮的压力角,即 。 3r{3HaN(^'  
Hh^EMQk  
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? =MQpYX  
+NIq}fZn9  
取 。 ZL!,s#  
Z) nB  
6)     按齿面接触强度设计 pq8XCOllXx  
_5<d'fBd  
由[2]设计计算公式10-9a,即 $~x#Q?-y  
;bz|)[4/  
a.     试选载荷系数 ; ZJL8"(/R  
,4kly_$BH  
b.     计算小齿轮传递的转矩 : >Z0F n  
Y"Y%JJ.J  
c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; _=,\uIrk  
F"p7&e\W|l  
d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; )OjTn"  
?D 8<}~Do  
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 。 JmMB=} <  
b02V#m;Z  
f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 2x PkQOj3  
0r<?Ve  
g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; X<:B"rPuK  
?= G+L0t  
h.     计算接触疲劳许用应力: -cDS+ *[  
z1dSZ0NoA  
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 h%4aL38  
w&c6iFMd0  
i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, VO"/cG;]*  
KGM9 b  
j.     计算圆周速度 |nOqy&B  
/l.:GH36f  
k.     计算齿宽b '3%JhG)#  
DIsK+1  
l.     计算齿宽与齿高之比 { XI0KiE  
}j+Af["W?  
模数     r4YiXss  
|uUGvIsXn  
齿高     d_v]mfUF  
6XP>qI,AJ  
所以     w\V1pu^6@  
e0s*  
m.     计算载荷系数 H1bHQB  
ON(OYXj  
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; t`M4@1S"'  
GGM|B}U p  
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; uez"{_I  
XA b%V'  
由[2]表10-2查得使用系数 ; jF$bCbAUce  
DB~3(r?K  
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数     >-&B#Z^,  
V8w7U:K  
代入数据计算得   5taR[ukM  
R"wBDWs  
又 , ,查[2]图10-13得 uOQ!av2"Rf  
bA_/ 6r)u  
故载荷系数 kC,=E9)O  
J# >)+  
n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 <USK6!-G  
lr*p\vH  
o、计算模数m vU,V[1^a  
=l)D$l  
7) 按齿面弯曲强度设计 -(dtAo6  
tG7F!um(  
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 c;X%Ar  
]KQv ]'  
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 ; opXxtYC@  
lGlh/B%  
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 k~0#Iy_{M  
_2-fH  
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 Z5j\ M  
7"_m?c8  
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K A`B>fI  
Af" p:;^z  
e.查[2]表10-5得齿形系数 =ea'G>;[H  
{xD\w^  
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 a Xn:hn~O  
k/Z]zZC  
小齿轮   }WA =  
[+F6C  
大齿轮 }6'%p Bd  
{e+}jZ[L  
    结果是大齿轮的数值要大; :@RX}rKG  
WaPuJ 5;e  
  g.设计计算 Z<jC,r  
Y|l&mK?  
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。 <.Dg3RH  
7;I;(iY  
      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 ; "X(9.6$_  
!b"2]Qv  
8)     其他几何尺寸的计算 yMz dM&a!*  
b$eN]L   
分度圆直径     ^, &'  
aBd>.]l?  
中心距       ; O[|_~v:^  
i*]$_\yl"  
齿轮宽度     ; x MFo  
N;HG@B!m  
9)验算     圆周力 { .j030Q  
6J]8BHJn+  
  10)结构设计及零件图的绘制 o?g9Grk  
aKFY&zN?  
    由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。 rw$ =!iyO  
czLY+I;V3  
3、链传动的设计计算 a)8;P7  
v@d]*TG  
    1.设计条件 35H.ZXQp-  
Qp;FVUw9  
    减速器输出端传递的功率 K]'t>:G @  
kxLWk%V  
    小链轮转速 |\U5m6q  
)zydD=,bu  
    链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 8Sk$o.Gy  
-uN M_|MO  
    2.选择链轮齿数 d3]<'B:nb  
=p[a Cb i  
    假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 c 'rn8Jo}  
7lx]`u>  
    3.确定链条链节数 tH(g;flO)  
]P96-x  
    初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 48,uO !  
2BO&OX|X  
              取 (节) 9DmFa5E  
U/A [al  
    4.确定链条的节距p n}dLfg *  
i~LY  
    1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 cR=o!2O  
`|<? sjY  
    2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 1pz-jo,2'  
&bigLe  
齿数系数 "vfpG7CG  
N<O<wtXIj  
链长系数       cEIs9;  
)S`=y-L$  
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 }J`cRDO  
A`* l+M^z  
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。 /bF>cpM  
G8.nKoHv7x  
    5.确定链长L及中心距a WFTwFm6  
tC5>K9Ed  
    链长 l(HxZlHr  
r&_e3#]*  
由[2]公式9-20得理论中心距 Fd#Zu.Np  
pV`/6 }  
理论中心距 的减少量 ovZ!}  
,hWuAu6.L  
实际中心距 8H,k0~D  
?1**@E0  
可取 =772mm A@eR~Kp ^  
+(Jh$b_  
      6.验算链速V y@<&A~Cl^  
xkQT#K=i  
这与原假设相符。 X6j:TF  
QabLMq@n`  
      7.作用在轴上的压轴力 x2f=o|]D'  
?KWo1  
有效圆周力 qYQ vjp  
MS]Q\g}U  
按水平布置取压轴力系数 ,那么 rN,T}M= 2  
 7gx?LI_e  
六、轴系零件的设计计算 [{: l?  
qC B{dp/  
1、轴三(减速器输出轴)的设计 +p$lVnAt  
e|q~t {=9S  
  (1)轴的转速及传递的功率和转矩: *-S?bv,T'  
CaVVlL  
    (2)求作用在轴齿轮上的力: 6Fc*&7Z+  
aMGyV"6(-6  
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 i v.G  
^v+p@k  
径向力       G_M8? G0  
?g:sAR'  
其方向如图五所示。 ">5$;{;2r  
5}b) W>3@`  
  (3)初步确定轴的最小直径 xz~Y %Y|Z  
=mSu^q(l  
选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 \uO^w J}  
#N;&^El  
查[2]表15-3取45钢的 LQR^lD+_=  
z6P~HF+&h  
那么       h"[:$~/UJ  
r`pf%9k  
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。 yb>R(y  
c7.M\f P  
  (4)轴的结构设计 Gzs$0Ki=  
7* [  
    ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 L2wX?NA  
nTD4^'  
                图三 yMC6 Gvp  
T=RabKVYP  
    ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 S~R[*Gk_uT  
5#y_EpL"  
    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 。 B*9?mcP\  
%m|1LI(  
    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 >x6)AH.  
@>8 {J6%\  
;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; /,~g"y.;,  
6J">@+  
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 。 LB[?kpy  
~,Yd.?.TI  
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)。 nPDoK!r'  
]re}EB\Rs  
                图四 +DO<M1uE  
dn:\V?9  
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 c|Z6p{)V  
7#SfuZ0@  
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。 KzJJ@D*4M]  
JcMl*k  
④、确定轴上圆角和倒角尺寸 GDb V y)&  
KT7R0v  
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。 *_P'>V#p  
^ 8YBW<9  
(5)求轴上的载荷 Vol}wc  
.8GXpt^U(  
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 , ru~!;xT  
=LgMG^@mu  
; ; '4,IGxIq  
OmK4 \_.  
图五 -f1lu*3\  
LOr(HgyC  
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: B79~-,Yh  
m&z(2yb1  
                表一 ~N7;. 3 7  
0F.S[!I  
载荷     水平面H     垂直面V sZ7~AJ  
;*ni%|K  
支反力F       k8l7.e*  
6'.)z ,ts  
弯矩M       Rf2mBjJ(z  
d+6q% U  
总弯矩       (_6JQn  
id" l"  
扭矩T     T=146.8Nm ~ Nf|,{[(5  
JT=ax/%Mo  
(6)按弯扭组合校核轴的强度: Z[B:6\oQ  
rq Uk_|Xa  
根据[2]中公式15-5,即 2E`mbT,v&  
7%[ YX  
取 ,并计算抗弯截面系数 kP5G}Bp  
 cV_-Bcb  
因此轴的计算应力 C\vOxBAB  
g \ou+M#  
由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 ZHlHnUo  
mahNQ5W*)  
,故安全。 MmePhHf  
SoHaGQox  
  (7)精确校核轴的疲劳强度 2@@evQ  
z@V9%xF-3  
①、判断危险截面 YpRhl(|  
#K/JU{"  
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。 ledr[)  
_ n1:v~  
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。 4tx6h<L#s  
CS5[E-%}T=  
②、截面2左侧: ;>;it5 l=  
@K}h4Yok  
抗弯截面系数     EJQT\c  
ZU;jz[}  
抗扭截面系数     L GVy4D  
pU[yr'D.r  
截面2左侧的弯矩为 )qOcx I  
0IP0z il  
扭矩为         x8~*+ j  
-YmIRocx  
截面上的弯曲应力   {,Rlq  
[1ClZ~f  
扭转切应力为     &\Lu}t7Ru  
!IB}&m  
轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; q)KOI` A  
}$r]\v  
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 4HX;9HPHE<  
ry@p  
又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 kHhku!CH  
rLA-q||  
故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 N:S2X+}(  
N 7Y X  
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:";JSl"Y  
q">}3`k  
如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; bd% M.,  
+c, ^KHW  
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     _-^mxC|M  
9zrTf%m F  
故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 q^n LC6q  
n2Mpo\2  
③、截面2右侧: <RY!Mc  
6A}tA$*s7  
抗弯截面系数     g jzWW0C  
u47`&\  
抗扭截面系数     Kv<mDA!  
~l{Qz0&  
截面2右侧的弯矩为 i~R+ g3oi  
m\bmBK"I  
扭矩为         m_BpY9c]5  
jp@X,HES  
截面上的弯曲应力   csxn" Dz\  
</?ef&  
扭转切应力为     |W@Ko%om  
6d2e WS  
过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 F:[[@~z  
81(\8#./  
表面质量系数 ; lA;^c)  
vv<\LN0  
故综合影响系数为 8Q{9AoQ3'  
yunv 2009-12-30 21:41
sdfsfsd fsdfsdf
hi.dingding 2009-12-30 22:51
貌似要找到一样的很难呀。。。。。。。。。
0753120301 2010-01-08 17:17
zylxbyy 2010-04-23 12:04
哪位大哥有啊  全套的给发个   zylxbyy@163.com     xiexie le
gzhjaylove 2010-07-20 10:00
太苦了,,我也是这个,,唉,兄弟 有的话 给我也发一份282168579@qq.com,,,感激不尽啊,,,给你充话费也行啊
gt1989 2011-06-09 15:41
有没有结果呀,我也想要
msxing 2011-12-21 11:04
我也想要啊
747544643 2011-12-22 09:25
怎么弄啊
我怀念的 2011-12-25 20:24
我也要啊
浮云 2012-01-04 22:18
求高手帮帮忙。755253103@qq.com有了帮发一下
小豪通讯公社 2012-05-15 13:46
大家都需要啊
j天束之光j 2012-12-09 14:03
我要一分,挺好的
袁汉龙 2012-12-17 16:46
我我想奥
angelhq 2013-01-04 16:49
非常感谢
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