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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 &x (D%+  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com ^d>m`*px  
    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>pu/EQX_  
    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 <. V*]g/;  
    Xk:_aJ  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 G1SOvdq  
    5hDm[*83  
    原始数据 !#4b#l(e6  
    &'m&'wDt:  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 > =Na,D  
    !^aJS'aq  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 \ 5#eBJ  
    0J .]`kR  
    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 dFk$rr>q  
    b~!Q3o'W  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 .p78 \T  
    dp }zG+  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 }gQnr;lv  
    Xz'o<S  
      工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 G[zVGqk  
    %/r:iD  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 b}ODc]3  
    %\1W0%w  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 QRdh2YH`  
    Ee{Y1W  
    原始数据 =BO>Bi&&  
    1 l-Y)   
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 cE*d(g  
    Md*.q^:  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 V+$fh2t  
    'On%p|s)H  
    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 \[]4rXZN0  
    % 3<7HY]~  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 }u;`k'J@  
    q]Af I(  
      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 tf>"fU\P  
    ( $,qxPOn  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 $g }aH(vf  
    [$`%ve  
    机械设计课程设计计算 L1QDA}6?_Y  
    ufocj1IU  
    说明书 $AdBX}{  
    d*LW32B@  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 !{b4+!@p  
    ;esOe\z jE  
    目录 (J.k\d   
    Pk`3sfz  
    1.     设计任务书....................................3 6P0 2=  
    1P G"IaOb  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 WIw*//nw  
     ^]?ju L  
    3.     电动机的选择..................................4 Fm[3Btn  
    jaQH1^~l/-  
    4.     传动装置总体设计..............................6 T1(*dVU?  
    fN6n2*wr(  
    5.     传动零件的设计计算............................7 [=^Wj`;  
    1YtK+,mz  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 M]SeNYDy  
    ;]W@W1)$  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 =OFx4#6a  
    )D&xyC}  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 6>z,7 [  
    ur[^/lxx0  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 _[/#t|I}  
    (btm g<WT"  
    1)     轴一的设计.....................................17 ;KT5qiqYH  
    yV*4|EkvW  
    2)     轴二的设计.....................................23 KY\=D 2m  
    N t\ZM  
    3)     轴三的设计.....................................25 Y;k iU  
    $4BvDZDk`B  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 #tA/)Jvi  
    @]Lu"h#u=  
    8.     键联接的强度较核..............................27 xL"O~jTS  
    6!wk5#  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 >+):eB L  
    / |isRh|  
    10.     参考文献......................................35 M[(pLYq:  
    )T^xDx  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 -\2hSIXj  
    ^%!#Q].  
    一、课程设计任务书 U_WO<uhC  
    N! I$Qtr,  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) ;3o7>yEv  
    .aR9ulS  
                          图一 Rx?ze(  
    ER0B{b  
    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%。 W:K '2j  
    BAtjYPX'w  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 <LN7+7}  
    P~%+KxwZQ  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 5GGO:  
    YLuf2ja}X  
    运输链节距(mm):60 9*r^1PRc  
    lSc=c-iOv  
    运输链链轮齿数Z:10 l z-I[*bA  
    zE~Xx p  
    二、系统传动方案分析与设计 QQv%>=_`  
    hw(\3h()  
    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。 I5 qrHBJ >  
    Y=5P=wE  
    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。 ;%;||?'v  
    Xt +9z  
    3. 系统总体方案图如图二: GxEShSGOE  
    m=SI *V  
                        图二 +}PN+:yV  
    ` 46z D ?  
    设计计算及说明     重要结果 nv\K!wZI=b  
    7Gy:T47T\@  
    三、动力机的选择 Ov ^##E  
    uqLP$At  
    1.选择电动机的功率 7*"Jx}eM  
    mhy='AQJ  
    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 EX#AJ>?V(  
    X-#&]^d  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; ESYF4-d+  
    >Fs/Wet  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; *ifz@8C }  
    keFH CC  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 [c;#>UQMf  
    FRQ0t!b<M1  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               %D5F7wB  
    A+3SLB  
    滚动轴承效率η2=0.98; kw E2V+2  
    cnI5 G!  
      链传动效率η3=0.96; _^NyLI%  
    3bYjW=_hA  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; c+ e~BN  
    gn&Zt}@[  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; @`dlhz  
    ;S '?l0  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 gu+zfvkcY  
    m uy^>2p  
    因此总效率 I7~) q`  
    b $J S|  
    工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得,即 .ESvMK~x  
    WTJ{M$  
    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   X%3?sH  
    .Z  67  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 "r* `*1  
    oQObr  
    2.选择电动机的转速   &K{8- t  
    JO+tY[q  
    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。 _+'!l'`  
    q\~ #g.}  
    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 , W\NC3]  
    23WrJM!2N  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。  ]%FAJ\  
    qz{9ND| )  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; zX4RqI  
    <|jh3Hlp  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; kDMvTVd  
    yDwh]t  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; y<E]; ub  
    zh*D2/ r  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 f!`? _  
    *LU/3H|}  
    所以   w2'q9pB+  
    6]Is"3ca  
    因此 RYjK4xT?Y/  
    ]i@73h YT  
    3.选择电动机的类型 S`U8\KTi  
    M{{kO@P"9  
    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。 W>C?a=r~  
    jr?/wtw  
    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<$Tn60,  
    oDMPYkpTu  
    查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 ^`'\eEa  
    %DYh<U4N  
    四、传动装置总体设计 VMRfDaO9  
    Y=O+d\_W  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 T \uIXL?3  
    abQ.N  
    传动装置的传动比要求应为 zMFTkDY  
     E|"SM A,  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 94BH{9b5  
    suwR`2  
    各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 +w^,!gA&  
    i[IFD]Xy!j  
    综合考虑各项因素,查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3;圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5;圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 ( .cA'f?h  
    %m\:AK[}  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 s@@Km1w  
    :LY.C<8  
    设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 L)J1yw  
    ! 6%?VJB|b  
    该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 QQ.?A(U7  
    p%>sc  
    1)     各轴转速计算如下 FL^ _)`  
    KtL?,zi  
    式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 ;+E]F8G9r  
    t.28IHJ  
        2)各轴功率 /)sP, 2/  
    >X$JeME3  
    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。 cQj`W *  
    J&>@ >47  
    3)     各轴转矩 hhy+bA}  
    >nghFm  
    电动机轴的输出转矩 DJ,LQj  
    at_*Zh(  
    五、传动零件的设计计算 @F<{/|P  
    i"0Bc{cQ  
    1、直齿锥齿轮的设计 E{u6<B*  
    B@&sG 5ES  
    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。 wS*r<zj  
    b?i+nh qI  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: d^aVP  
    o{sv<$  
    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)。 ls^Z"9P  
    "CJ~BJI%  
    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。 %;k Hnl  
    9E2iZt]  
        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 ; 1P!)4W  
    z3+@[I$  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; >9&31wA_  
    DO*U7V02  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 lA5Dag'  
    smf"F\W s  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; V%oZT>T3  
    p"ytt|H  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; A9MM^j V8  
    )RJEOl1  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; ApCU|*r)  
    eIkKsgr>  
    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 =b%}x >>  
    xQu|D>kv87  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; y!#-[K:  
    oFWb.t9<  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 /sA&}kX}E  
    l*1|B3#m!  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 8z#Qp(he  
     z% wh|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 4nsJZo#S/  
    ~5N}P>4 *  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 WA`A/`taT  
     arYq$~U  
    h、     小齿轮分度圆周速度v ljKIxSvCFp  
    qiNVaV\wr|  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; JXB)'d0  
    l[/`kK  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; ~#pATPW@(  
    SGAzeymw  
      齿间载荷系数取 ; *LEy# N  
    *&NP?-E  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 RuPnWx!  
    .e~"+Pe6b  
      故载荷系数 ; L'= \|r  
    4Z)s8sDKW  
    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 $'J3 /C7  
    QKG3>lU  
    模数     ;g|Vt}a&4  
    hYW9a`Ht/  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 3z8i0  
    'C[tPP  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; ^m qEKy<  
    UkL1h7}a\  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; ax&?Z5%a  
    6cH8Jr _  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 <3;p>4gN  
    ;k<dp7^  
    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 1R2IlUlzFr  
    IVR%H_uz  
    载荷系数K=2.742;  1MN!  
    Cr.YSW g)4  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 ){;XI2  
    $YSXE :  
    因此,当量齿数 G|wtl(}3  
    0fsVbC  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 4zoQe>v~  
    NAR6q{c  
    应力校正系数   ~t6q-P  
    5n@YNaoIb  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: 2Rk}ovtD[  
    <tr]bCu}  
    结果显示大齿轮的数值要大些; /(dP)ysc  
    02-ql F@i  
    e、设计计算 i>m%hbAk  
    51|ky-  
    为了既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费,取由弯曲强度算得的模数2.62并查[3]表5-10选择圆整为标准值m=3mm;从而小齿轮齿数 #Bd]M#J17a  
    b($hp%+yJ  
    大齿轮齿数   ; kKX' Y+  
    MGg(d  
    5) 其他几何尺寸的计算 :`bC3Mr  
    aO'#!k*R  
    分度圆直径   }p)K6!J0  
    :{7+[LcH7  
    锥距       s0SzO,Vi  
    DR#" 3  
    分度圆锥角   o<G 9t6~  
    86ao{l6lC  
    齿顶圆直径   {r^_g(.q  
    7N$2N!I(  
    齿根圆直径   (V{/8%mWc  
    U+S=MP }:  
    齿顶角       S6~y!J6Ok4  
    &K^0PzWWof  
    齿根角     ":!$Jnj,  
    RZa/la*  
    当量齿数     1Viz`y)^  
    ~ ld.I4  
    分度圆齿厚   qmrT d G  
    SDnl^a  
    齿宽       3c<aI =$^  
    E>~R P^?Uz  
    6) 结构设计及零件图的绘制 ) c@gRb~  
    hkMeUxS  
    小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. c./\sN@  
    =*\s`ox`  
    零件图见附图二. eM7@!CdA9q  
    r.C6` a  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 \6b~$\~B  
    aKI"<%PNn  
        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 ; NRRJlY S  
     }k^uup*{  
    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。 wi2`5G6|z  
    DX_ mrG  
        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。 e" v%m 'G  
    bZu'5+(@  
        4)材料及精度等级的选择 YI0 wr1N  
    v">?`8V  
    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)。 bC{4a_B  
    cO?*(e1m=  
    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。 I Xc `Ec  
    +H-=`+,  
    5)     压力角和齿数的选择 egoR])2>  
    #6 M] tr  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 w\buQ6pR)  
    _"8n&=+  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? o[C^z7WG0  
    te@m#` p9  
    取 。 hRkCB  
    sI>w#1.m/&  
    6)     按齿面接触强度设计 #xI g(nG  
    rj4@  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 E7uIur=g!  
    >* -I Io  
    a.     试选载荷系数 ; 'Ru(`" 1|  
    1XGg0SC  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : ~k*]Z8Z  
    .:S/x{~  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; :.:^\Q0  
    ]kj^T?&n.  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; +){^HC\7h  
    8Km&3nCv$Q  
    e.     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限  ;大齿轮的接触疲劳强度极限 。 P{Nvt/%  
    G]lGoa}]`u  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 8hGyh#  
    TOG:`FID  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; kWzp*<lWe  
    wE .H:q4&  
    h.     计算接触疲劳许用应力: h:Pfiw]  
    F^dJ{<yX  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 Xaz "!  
    y0%@^^-Ru  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, d4y#n=HnnV  
    :H}iL*  
    j.     计算圆周速度 2?,Jn&i5  
    !6/UwPs  
    k.     计算齿宽b /@Lk H$  
    ,np=m17  
    l.     计算齿宽与齿高之比 AR| 4^  
    Ah2@sp,z  
    模数     %\'=Y/yP  
    fUw:jE xz  
    齿高     `d <`>  
    U9 iI2$  
    所以     j0l{Mc5  
     A 3 V  
    m.     计算载荷系数 k1Y\g'1  
    `>"#d ?,  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; ,%pCcM)  
    l*ltS(?  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; 1RAkqw<E  
    #Xg;E3BM  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; b(K"CL\p  
    p6JTNx D  
    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     yi$CkG}  
    >a"J);p  
    代入数据计算得   @IG's-  
    #`Su3~T=S  
    又 , ,查[2]图10-13得 :WB uU  
    Z`TfS+O6  
    故载荷系数 /^=1]+_!  
    IMM;LC%rD9  
    n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 ,_V V;P  
    @eYpARF  
    o、计算模数m a`wjZ"}'[  
    Xi="gxp$%  
    7) 按齿面弯曲强度设计 9p_?t'&>q  
    p?gm=b#  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 L;V 8c  
    n Bm ]?  
    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 ; n/9afIN  
    h&4s%:_4  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 a>j}@8[J  
    dIC\U  
    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 ,dRaV</2  
    p]aEC+q  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K o U=vl!\J  
    FC0fe_U(F  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 A-Ba%Fv  
    O84]J:b  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 $PJ==N  
    3?o4  
    小齿轮   M5#wz0  
    9evr!=":  
    大齿轮 ~kW?]/$h  
    v,")XPY  
        结果是大齿轮的数值要大; k9k39`t  
    snaAn?I4  
      g.设计计算 \HGf!zZ  
    rXB;#ypO  
    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。 ~& -h5=3  
    +&.zwniSS  
          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 ; ^s)`UZ<C=  
    KZKE&bTx  
    8)     其他几何尺寸的计算 DI\=udN  
    xsa`R^5/c  
    分度圆直径     '| i?-(f)  
    NQ{(G8x9  
    中心距       ; vF^d40gV  
    /A{ Zf'DI  
    齿轮宽度     ; #E]K*mE'  
    &%OY"Y~bI!  
    9)验算     圆周力 jOGdq;|  
    z0[@O)Sj  
      10)结构设计及零件图的绘制 &=lc]sk  
    `Gio 2gl9  
        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。 $tZ {>!N  
    @7 Ry{,A  
    3、链传动的设计计算 ,AnD%#o  
    8'PZA,CW  
        1.设计条件 T;6MUmyC  
     l<6G Z  
        减速器输出端传递的功率 ceUe*}\cr  
    n&[CTOV  
        小链轮转速 |5 V0_79  
    }n^Rcz6HeO  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 E+]}KX:  
    R'Jrbe|  
        2.选择链轮齿数 3E*|^*  
    x;~:p;]J2F  
        假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 ;1(^H:7T  
    %,\JTN|g|A  
        3.确定链条链节数 9xR5Jm>k  
    &jJu=6 U B  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 "D'e  
    ?X@!jB,Pv  
                  取 (节) `nF SJlr&  
    /2p*uv }IP  
        4.确定链条的节距p !Gmnck&+  
    ?+]=|hN  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 |.k'?!  
    >V6t L;+  
        2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 OjGI !  
    -Q20af-  
    齿数系数 G^.N$wcv  
    D0Q9A]bD;  
    链长系数       $cSUB  
    ,iV%{*p]  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 ?~o`mg  
    yXU.PSG*  
    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。 *qzdt^[ xo  
    3-/|G-4k7  
        5.确定链长L及中心距a x*1wsA  
    L;3%8F\-.  
        链长 t'U=K>7  
    DP{nvsF  
    由[2]公式9-20得理论中心距 -PpcFLZ|  
    O=jLZ2os  
    理论中心距 的减少量 2 5 \S>  
    EJn]C=_(  
    实际中心距 F{x+1hct0  
    8 W  
    可取 =772mm qPPe)IM'Sc  
    Wk[a|>  
          6.验算链速V AX`T ku  
    LhL |ETrJ  
    这与原假设相符。 mG1~rI  
    M/ 64`lcb  
          7.作用在轴上的压轴力 JK2{9#*  
    -lo?16w  
    有效圆周力 -DkD*64wu  
    9'*7 ( j;  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 d]0:r]e  
    E&8Nh J  
    六、轴系零件的设计计算 :SaZhY  
    b<tV>d"Fv  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 VukbvBWPN  
    'J?{/O^  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: ,[;O'g?,g  
    w-Ph-L/  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: %r|sb=(yT  
    Q+Bl1xl  
    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 $9YQ aN%  
    rn-bfzoDS  
    径向力       7Yg1z%%U  
    Bc8&-eZ ,  
    其方向如图五所示。 7n5gXiI"  
    cM%?Ot,mK"  
      (3)初步确定轴的最小直径 9:2Bt <q  
    Ll KO(Q{"  
    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 ?;l@yx  
    *J4!+GD  
    查[2]表15-3取45钢的 M@T{uo  
    FGn"j@m0  
    那么       AGFA;X  
    oL]uY5eZoe  
    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。 X(tx8~z  
    =K:[26  
      (4)轴的结构设计 q|ce7HnK  
    +mrLMbBiD  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 ;n't:yQW  
    fizW\f8ai  
                    图三 Y*BmBRN  
    E+Bc>xl@ m  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1i#y>fUj  
    |Y Lja87  
        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 。 My>q%lF=fw  
    9JdJn>  
        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 ;87PP7~  
    x{;{fMN1  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; Bv7FZK3  
    L]MWdD  
    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 。 gs1yWnSv5  
    G/JGb2I/7|  
    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)。 $T K*w8@:  
    ;?{^LiD+F  
                    图四 a &tWMxBr  
    L ,R}l0kc  
    e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm,锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm(参看图一),考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知深沟球轴承的宽度B=25mm,大锥齿轮轮长 ,那么 ?jR#txR  
    wnC-~&+6  
    ③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 UnDCC_ud  
    pJFn 8&!J  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 T8m]f<  
    1{M?_~g 4  
    根据轴端直径,参考[2]表15-2取轴端倒角为 ;各轴肩未注圆角半径为R1.6,如轴结构与装配图四。 IN/$b^Um  
    ] !*K|?VL  
    (5)求轴上的载荷 pT=^o  
    f2c <-}wR  
    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 , A _TaXl(  
    s O#cJAfuu  
    ; ; U LS>v  
    {- I+  
    图五 <6;M\:Y*T  
    C]Fw*t   
    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: oU )(/  
    G$a@}9V  
                    表一 ; s(bd#Q  
    v9H t~\>  
    载荷     水平面H     垂直面V A!GvfmzqIn  
    9iT9ZfaW  
    支反力F       }-:B`:K&  
    (LsVd2AbR  
    弯矩M       4Yvz-aSyO  
    9U;  
    总弯矩       .=YV  
    zx<t{e7  
    扭矩T     T=146.8Nm T%.Y so{  
    =p@2[Uo  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: jS]Saqd  
    %!iqJ)*~  
    根据[2]中公式15-5,即 !Fs$W  
    5@l5exuG*m  
    取 ,并计算抗弯截面系数 -Y+pLvG*  
    ~ ?nn(Q-  
    因此轴的计算应力  pF6u3]  
    _f 2rz+  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 d s`YVXKH  
    vFHeGq70j  
    ,故安全。 }o]}R#|  
    &wU"6E  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 _886>^b@  
     #NyO'  
    ①、判断危险截面 Z?S?O#FED  
    bCP2_h3*  
    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。 ,>#\aO1n  
    o,j_eheAM  
    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。 ;m] nl_vg  
    6v{&,q  
    ②、截面2左侧: hfJ&o7Dt  
    PJ:!O?KVq  
    抗弯截面系数     M5RN Z%  
    )j'Qi^;(D  
    抗扭截面系数     .qe+"$K'n  
    8Mtd}{Fw*  
    截面2左侧的弯矩为 %wl:>9]  
    #3ZAMV  
    扭矩为         w)J-e gc  
    RCa1S^.  
    截面上的弯曲应力   gWjYS#D  
    fqbWD)L]  
    扭转切应力为     X`<z5W] !  
    ir}*E=*  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; _=x*yDPG}  
    O*+HK1q7  
    r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 % dFz[b  
    bkR~>F]FAu  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 LV9R ]  
    ({Yfsf,  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 A/9<} m  
    Hwd^C 2v  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; cl#XiyK>  
    Lm!]m\LRZD  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; _Cf:\Xs m  
    k"7ZA>5jk  
    轴未经过表面强化处理,即 ;根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数     c{`!$Z'k<  
    kqZRg>1A  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 UazK0{t<f  
    8 |= c3Z  
    ③、截面2右侧: IW@xT@  
    C3.]dsv:  
    抗弯截面系数     XRM/d5  
    V4u4{wU]  
    抗扭截面系数     '%_K"rb  
    (' %Y3z;  
    截面2右侧的弯矩为 xc'uC bH  
    <Ed;tq  
    扭矩为         _&G_SNa  
    _)LXD,LA  
    截面上的弯曲应力   k 5% )  
    dj5|t~&  
    扭转切应力为     0gOca +&  
    \N0wf-qa=  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 _UP 9b@Z"  
    Z;u3G4XlF  
    表面质量系数 ; .|DrXJ \c  
    Q<szH1-  
    故综合影响系数为 WJ8osWdLu