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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 ,*W~M&n"m  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com bDl#806PL  
    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 +`wr{kB$~  
    很感谢
    离线tian1986
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    只看该作者 15楼 发表于: 2009-06-08
    我也要啊
    离线359974973
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    只看该作者 16楼 发表于: 2009-11-27
    借借用……
    离线zyh_feng
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    只看该作者 17楼 发表于: 2009-12-08
    机械资源里有
    离线liyangcomeon
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    只看该作者 18楼 发表于: 2009-12-29
    回 楼主(waitwuyi) 的帖子
    就是啊,快啊,急,谢谢啊
    离线liyangcomeon
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    只看该作者 19楼 发表于: 2009-12-29
    回 楼主(waitwuyi) 的帖子
    课程设计任务书-设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 2&'uO'K  
    BeRs;^r+  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 8bMw.u=F  
    U[;ECw@  
    原始数据 !-qk1+<h  
    l]DRJ  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 @Z$fEG)9  
    p=[dt  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 H h](n<Bs  
    Z{(Gib~{N  
    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 g-#eMQ%J  
    :, H_ e! X  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 |af<2(d  
    ZHA&gdK@  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 NY?iuWa*g  
    OdyL j  
      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 "o;%em*Bc  
    "e\73?P  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 .w\4Th#  
    y'f-4E<  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 .-s!} P"  
    M[b~5L+S  
    原始数据 u (r T2  
    Jnt r"a-4  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 |OF3J,q  
    .O~rAu*K  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 -,=)O  
    7je1vNs  
    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 YA8/TFu<_  
    Ca"i<[8  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 O{]}{Ss  
    0~<t :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 (#je0ES  
    +f]I7e:qp  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 :1iXBG\  
    %iV\nFal>  
    机械设计课程设计计算 ~c1~) QzZ  
    _;(Q MeR  
    说明书 Z#%77!3  
    jAt6 5a  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 K1<l/ s  
    z9#jXC#OdN  
    目录 [MC}zd'/  
    U_B`SS  
    1.     设计任务书....................................3 NVC$8imip  
    I$i1o #H  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 i3Nt?FSN  
    H<b4B$/  
    3.     电动机的选择..................................4 ^eYJ7&t  
    r:^`005  
    4.     传动装置总体设计..............................6 yNx"Ey dk`  
    MT&q~jx*  
    5.     传动零件的设计计算............................7 >W8PLo+i  
    hi]\M)l&x  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 KRcg  
    J _|>rfW  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 qn\>(&  
    ',RR*{I  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 oWOH#w  
    p@znmn-  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 Sag\wKV8  
    h"nv[0!)  
    1)     轴一的设计.....................................17 QaEXk5>e  
    7@VR:~n}k  
    2)     轴二的设计.....................................23 !C0= h  
    m7mC 7x  
    3)     轴三的设计.....................................25 -3b0;L&4>x  
    z<P#dj x  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 b}G +7B  
    C[$<7Mi|;  
    8.     键联接的强度较核..............................27 V'?nS&,i  
    /L[:C=u  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 C{S6Ri  
    Z=sAR(n}~  
    10.     参考文献......................................35 mKq9mA"(E  
    DFjkp;`1  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 K<_H`k*x  
    L,X6L @Q  
    一、课程设计任务书 -XY]WWlq  
    ,9M \`6  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) pK1(AV'L  
    ?,),%JQ  
                          图一 p-/x Md  
    86} rz  
    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%。 \S2'3SD d/  
    d ly 08 74  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 C"mb-n 7s  
    #QDV_ziE5  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 %r,2ZLZ  
    (}qLxZ/U  
    运输链节距(mm):60 1Q;` <=  
    @',;/j80  
    运输链链轮齿数Z:10 "Ii!)n,  
    (c*Dvpo1  
    二、系统传动方案分析与设计 bKaV]Uy  
    >) :d38M  
    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。 O@Kr}8^,  
    Q Y fS-  
    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。 %E!0,y,:  
    p]g/iLDZ  
    3. 系统总体方案图如图二: bU,& |K/  
    '}Y8a$(;V  
                        图二 |O+binq  
    wb9zJAsc  
    设计计算及说明     重要结果 ! O>mu6:Rf  
    J8D-a!  
    三、动力机的选择 tr}$82Po  
    V)Xcn'h  
    1.选择电动机的功率 .lnD]Q  
    Te13Af~  
    标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 V!=]a^]:  
    ,J#5Y.  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; 1|89-Ii]  
    Z n!SHj  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; ljCgIfZ_4  
    0nuFWV  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 [6tQv<}^  
    K&h|r`W(  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               O#|E7;  
    m1hf[cg  
    滚动轴承效率η2=0.98; 8| /YxF<  
    Vqr&)i"b$  
      链传动效率η3=0.96; j?(QieBH  
    w$!n8A qs  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; W2k~N X#@  
    f<'C<xnf  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; RPWYm  
    ;vx9xs?6  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 %"6IAt  
    G# C)]4[n  
    因此总效率 StVv"YY  
    s5dh]vNN  
    工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得,即 '37b[~k4  
    koU.`l.  
    式中F为工作阻力,N;V为工作机的线速度,m/s;ηw为工作机的效率。从而   x@ O:  
    \NqC i'&  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 Ww~0k!8,t  
    5W48z%MN  
    2.选择电动机的转速   |+bG~~~%j  
    G!IQ<FuY  
    电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 #Grm-W9E  
    Mg$Z^v|}0  
    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 , A0ToX) |C  
    `4qKQJw  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 9lxT5Wg  
    5  $J  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; d w|0K+-PH  
    ]lY9[~ v  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; ^q` *!B 9@  
    P.:T zk6  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; 9vu8koL  
    11sW$@xs 9  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 QFYy$T+W  
    5PPpX=\  
    所以   |*5nr5c_L  
    7w*&Yg]  
    因此 1^3#3duV  
    2cg z n@  
    3.选择电动机的类型 nz\fN?q  
    ap~Iz  
    选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 O)R0,OPb  
    %K7}yy&9C  
    通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 h~p}08  
    cIp h$@  
    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。 F{ ,O+\  
     P+0xi  
    四、传动装置总体设计 g OM`I+CwT  
    @\?f77Of6  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 3#[I _  
    z sPuLn9G  
    传动装置的传动比要求应为 #Au&2_O  
    N3<Jh  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 d ] ;pG(  
    r `dU (T!  
    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。 ex458^N_  
    1`{ib  
    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。 !%r`'|9y  
    df& |Lc1J  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 C 5 UDez  
    P;&p[[7  
    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。 F.D1;,x  
    ".?{Y(~  
    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 )g _zPt  
    bf/loMtD  
    1)     各轴转速计算如下 Y +54z/{  
    KCE-6T  
    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。 ;r"B?]JO  
    ^;Q pE  
        2)各轴功率 {2^ @jD  
    C:MGi7f  
    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。 +=Wdn)T  
    dy?|Q33Y"  
    3)     各轴转矩 .`N` M9  
    Els=:4  
    电动机轴的输出转矩 Q0\5j<'e  
    UE w3AO  
    五、传动零件的设计计算 |LE++t*X~  
    `r(J6,O  
    1、直齿锥齿轮的设计 |9]K:A  
    lG>e6[Wc  
    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。 z 5+]Z a~  
    PSS/JFZ^  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: z,YUguc|  
    ,D,f9  
    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)。 ilpZ/Rs  
    }tO<_f))  
    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。 ya g  
    v:1Vli.  
        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 ; v=1S  
    }p?V5Qp  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; arVf"3a  
    B-'BJ|*4I  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 6D"`FPC  
    }A/&]1GWk  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; T JS1,3<  
    [Vp2!"  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; bI6wE'h  
    e7qMt[.  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; \'tz|  
    =2]rA  
    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 .t[ZXrd| 0  
    t0d '>  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; )Q/`o,Vm  
    aw%vu  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 *1S.9L  
    42wC."A  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 Tc5OI'-V  
    1"B9Z6jf  
    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 <sYw%9V  
    5>[sCl-  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 %aE7id>v6  
    T^;Jz!e  
    h、     小齿轮分度圆周速度v =k<4mlok^  
    <ZC^H  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; um2s^G  
    )k] !u  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; q=% C (  
    =)1YYJTe9  
      齿间载荷系数取 ; ^ O Xr: P  
    ^npS==Y]!.  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 Iki+5  
    >c\v&k>6.  
      故载荷系数 ; ;@YF}%!+W  
    K-k.=6mS  
    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 })Mv9~&S  
    fQTA@WAr  
    模数     &G|jzXE  
    o7a6 )2JK  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 cU5"c)$'  
    *5_ 8\7d  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; -1r & s  
    |od4kt  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; Ed0>R<jR9  
    K!D!b'|bb  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 pM'IQ3N  
    #[0\=B -  
    b)     去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 [g h[F  
    NuS|X   
    载荷系数K=2.742; <AAZ8#^  
    -=t3O#  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 )\D40,p  
    [T[9*6Kt  
    因此,当量齿数 w]Ko/;;^2  
    Y^ZBA\D2,k  
    根据[2]表10-5查得齿形系数  2H K  
    uJ/?+5TU  
    应力校正系数   +`s&i%{1>  
    ZH$sMh<xg  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: jle%|8m&@  
    Gz[ym j)5  
    结果显示大齿轮的数值要大些;  kulQR>u  
    U_}A{bFG  
    e、设计计算 \abAPo  
    Ad`[Rt']kI  
    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 _]D#)-uv}C  
    Vyt~OTI\  
    大齿轮齿数   ; Msa6yD#  
    ? __aVQ7  
    5) 其他几何尺寸的计算 DYT -#Ht  
    I~]Q55  
    分度圆直径   7tfivIj)e  
    3gI[]4lRH  
    锥距       ]zvVY:v  
    9"HmHy&:E  
    分度圆锥角   #[U 9(44,  
    T$8@2[  
    齿顶圆直径   }$0xt'q&  
    @( n^S?(  
    齿根圆直径   s*)41\V0  
    >: W-C{%  
    齿顶角       C7jc6(> m  
    aZawBU.:  
    齿根角     r}y[r}vk  
    L'\/)!cEd  
    当量齿数     GIRSoRVsh  
    :<N6i/  
    分度圆齿厚   <nb3~z1  
    KYkS6|A  
    齿宽       M)`HK .  
    aucZJjH  
    6) 结构设计及零件图的绘制 Xb<DpBrk  
    W<rTq0~$?  
    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. ?}=-eJ(7e  
    #j^('K|  
    零件图见附图二. %l8*t$8  
    MS st  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 |ilv|UV  
    tIyuzc~U  
        1)设计已知:齿数比u=2.5;小齿轮转速 ;输入功率 ;传递的转矩 ; TDAWI_83-  
    up3?$hUc.  
    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。 J+}+ "h~.  
    ol$2sI=.s  
        3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 p |\%:#  
    8:P*z  
        4)材料及精度等级的选择 H:q)^$s  
    N ;Z`%&  
    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)。 Q5p+W  
    aE7u5 PM  
    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。 C5PmLiOHY>  
    <2)s<S.;  
    5)     压力角和齿数的选择 uq!;  
    _e?q4>B)c  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 "K|)<6J  
    4#^'lKIx  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? 4pmTicA~  
    hncS_ZA  
    取 。 Qy=HrL]x  
    6o=qJ`m[?  
    6)     按齿面接触强度设计 N+CXOI=6x  
    W NwJM  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 )%iRZ\`f  
    0W T#6D  
    a.     试选载荷系数 ; )\T@W  
    -ajM5S=d*  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : V&Xi> X8  
    On{~St'V  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; KqM!!  
    w`c0a&7  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; 7$!`p,@we/  
    \C]i|]tl  
    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 。 @gt)P4yE  
    eecw]P_?  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 _4P;+Y  
    .UM<a Ik  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; 8G0  
    u.Mqj"o\  
    h.     计算接触疲劳许用应力: _Kc 1  
    .A3DFm3t  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 X^zYQ6t  
    UF@IBb}0  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, aB6Ye/Io  
    #/ OUGeJ  
    j.     计算圆周速度 z 0~j  
    ;yF[2P ;  
    k.     计算齿宽b CJzm}'NY  
    ETU-]R3  
    l.     计算齿宽与齿高之比 BG'6;64kx6  
    jja{*PZ6H  
    模数     ZlthYuJ  
    SHMl%mw  
    齿高     IE&_!ce  
    DdBxqkh  
    所以     mfXD1]<.  
    !8.En8Z<D-  
    m.     计算载荷系数 (# JMB)  
    yh S#&)O  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; 7t'(`A 6t/  
    }o-|8P:Y  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; B,3 t`  
    Mv|vRx^b  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; @ru<4`h  
    aK]7vp+  
    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     K!GUv{fp  
    wD`[5~C{  
    代入数据计算得   2 =>*O  
    @4;&hP2Z:  
    又 , ,查[2]图10-13得 +H7y/#e+3  
    E]NY (1  
    故载荷系数 {5>3;.  
    '<TD6jBs  
    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 7'Lp8  
    }/20%fP  
    o、计算模数m DlDB=N0@S  
    .N5'.3  
    7) 按齿面弯曲强度设计 P*0f~eu  
    Y+FP   
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 C5Xof|#p|  
    ;v_ls)_,-  
    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 ; zt?h^zf}  
    s}wO7Df=+  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 !Q!&CG5l  
    ?FN9rhAC  
    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 iAK/d)bq  
    [eyb7\#   
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K @: Z#E[N H  
    *|oPxQCtK  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 ~x'zX-@rC  
    EJ G2^DSS  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 D ZVXz|g  
    ?1CJf>B>  
    小齿轮   V~85oUc\-  
    )!A 2>  
    大齿轮 D i+4Eb  
    Uj,g]e 8e  
        结果是大齿轮的数值要大; wazP,9W?  
    ]oEQ4  
      g.设计计算 UxeL cUP  
    Je^Y&a~  
    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。 &3I$8v|!?  
    /_q#a h  
          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 ; ;u,rtEMy;  
    I0iY+@^5  
    8)     其他几何尺寸的计算 MI\]IQU  
    `gI~|A4  
    分度圆直径     9\AS@SH{^T  
    X'@'/[?  
    中心距       ; UT4f (Xo  
    =5ug\S  
    齿轮宽度     ; .Vmtx  
    kbhX?; <`  
    9)验算     圆周力 OF8WDo`  
    &$F[/[Ds+  
      10)结构设计及零件图的绘制 6 Uw;C84!  
    Aq"PG}Ic  
        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。 g5}lLKT  
    VHW`NP 5Jl  
    3、链传动的设计计算 $T),DUYO  
    \!<"7=(J{4  
        1.设计条件 aM$=|%9/  
    lUHtjr  
        减速器输出端传递的功率 f*<ps o  
    &dRjqn^&X  
        小链轮转速 ^wJEfac  
    -2 x E#r  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 &2{]hRM  
    $6!i BX@  
        2.选择链轮齿数 b =b :  
    WYLX?x  
        假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 @+&'%1  
    ]RD5Ex!K?  
        3.确定链条链节数 (@q3^)I4  
    C_G1P)k  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 4.Z(:g  
    ~KRnr0  
                  取 (节) #ZlM?Q  
    :tLbFW[  
        4.确定链条的节距p E eB3 }  
    gI{ =0  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 <tuS,.  
    c&*l"  
        2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 .S!-e$EJ  
    K/|  
    齿数系数 &XQZs`41+  
    AS|Rd+ .  
    链长系数       <KLg0L<W  
    a5?A!k\2  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 C3}Aq8$6  
    RZh}:  
    根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 wyw<jH  
    `W"G!X-  
        5.确定链长L及中心距a 8=F%+  
    hVUIBJ/5(-  
        链长 2y kCtRe  
    DA=1KaJ.  
    由[2]公式9-20得理论中心距 {eR9 ;2!  
    lzDdD3Ouc  
    理论中心距 的减少量 =}R~0|^  
    o&$hYy"<.L  
    实际中心距 tD-gc ''H  
    nxQ}&n  
    可取 =772mm _~A~+S}  
    9m8ee&,  
          6.验算链速V M|r8KW~S)  
    0 d4cE10  
    这与原假设相符。 G{o+R]Us  
    j=ihbR^]Tl  
          7.作用在轴上的压轴力 KlU qoJ;"  
    Rla4L`X;  
    有效圆周力 uyT/Xzo3  
    0H[LS  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 >^3zU   
    &fSTR-8ev#  
    六、轴系零件的设计计算 ?@UAL .y  
    #DUh(:E'`  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 V;93).-$  
    H/J<Pd$p  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: ~NNv>5 t5  
    ce'TYkPM  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: TpP8=8_Lh  
    ~G `J r  
    在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 Ei~f`{i  
    ^,V[nfQR  
    径向力        I=[cZ;t  
    5AOfp2O  
    其方向如图五所示。 w^o }E)O  
    4* M@]J "  
      (3)初步确定轴的最小直径 p5<2N  
    ;&,.TC?l  
    选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 m:{tgcE  
    gj+3y9  
    查[2]表15-3取45钢的 *{5>XH{ x  
    c_1/W{  
    那么       R0<< f]  
    AuCWQ~  
    该输出轴的最小直径段直接安装链轮,将运动和力传递给链条。 de YyaV  
    s;{K!L@  
      (4)轴的结构设计 70Ka!  
    E*|tOj9`1n  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 VJ{pN~_1  
    HFS+QwHW  
                    图三 =Od>;|]m  
    Dg2uE8k  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 O3%[dR  
    k/lFRi-i  
        a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 _/ Os^>R  
    ~O4|KY  
        b、由于齿轮主要承受径向力,故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组,标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承,其尺寸为 ,故 9Nt3Z >d  
    8#f$rs(}  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; )+Y&4Qu  
    ^ vbWRG~  
    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 。 OD+5q(!"a  
    TnE+[.Qu  
    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)。 uD)-V;}P@;  
    /#t&~E_|  
                    图四 #@Y/{[s|@  
     @Fx@5e  
    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 ;NsO  
    BUC,M:J+H  
    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。 X\sm[_I  
    RJc%, ]:  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 xb$yu.c  
    ._<ii2K'  
    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。 TzM=LvA  
    9 P"iuU  
    (5)求轴上的载荷 PZM42"[&  
    JJf<*j^G  
    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 , Lko`F$5X  
    8tQ|-l *  
    ; ; UR3$B%i  
    LprM;Q_  
    图五 )=H{5&e#u  
    ]\;xN~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: {XnPx? V  
    :vQM>9l7  
                    表一 crn k|o  
    cZ< \  
    载荷     水平面H     垂直面V T *P+Fh"  
    6 = gp:I  
    支反力F       +1@AGJU3  
    Q 4K +*Fi}  
    弯矩M       |:2c$zq  
    C\Ayv)S #2  
    总弯矩       Hj~O49%j&  
    Lq0 4T0  
    扭矩T     T=146.8Nm y/R+$h(%  
    /V^sJ($V$~  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: e@jfIF0=}  
    <abKiXA"  
    根据[2]中公式15-5,即 !N~*EI$  
    E`xU m9F  
    取 ,并计算抗弯截面系数 PDC]wZd/  
    ,")F[%v  
    因此轴的计算应力 nW5K[/1D  
    qrDcL>Hrn  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 V0NVGRQ  
    _01Px a2.  
    ,故安全。 b UvK  
    )zJ=PF  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 2k+16/T  
    Sdc*rpH"(  
    ①、判断危险截面 +X^4; &  
    ;[Tyt[  
    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。 ?,% TU&Yn  
    )iSy@*nY  
    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。 Kbas-</Si  
    kaFnw(xa  
    ②、截面2左侧: ;|30QUYh  
    Z[} $n-V  
    抗弯截面系数     295w.X(J  
    "{( [!  
    抗扭截面系数     Bp3L>AcVu  
    9^zx8MRXd  
    截面2左侧的弯矩为 *Nlu5(z  
    F<r4CHfh;  
    扭矩为         0<&M?^  
    tpU D0Z)  
    截面上的弯曲应力   xIgql}.  
    a8JN19}D  
    扭转切应力为     @^CG[:|  
    :`J>bHE  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; Hsl{rN  
    :qnokrGzB  
    r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 \!wh[qEQ\  
    Yy@g9mi  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 DHzkRCM  
    Wk[)+\WQ?  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 _,Q[2gQ5N  
    xG%*PNM0q  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; e?<D F.Md+  
    ) `I=oB  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; +/q0Y`v  
    /*P7<5n0  
    轴未经过表面强化处理,即 ;根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数     e\.HWV]I  
    F< |c4  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 DV,DB\P$  
    (1 yGg==W.  
    ③、截面2右侧: C1 {ZW~"YI  
    XnY"oDg^>  
    抗弯截面系数     A& =pw#  
    o)!m$Q~v  
    抗扭截面系数     PP-kz;|  
    ;[~^( . f  
    截面2右侧的弯矩为 wlVvxX3%  
    XnA6/^  
    扭矩为         `,Zb2"  
    (nz}J)T&  
    截面上的弯曲应力   CJA+v-  
    (UcFNeo  
    扭转切应力为     )* 3bkKVB  
    yFO)<GLk  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 4:3_ER]J  
    8[HZ@@  
    表面质量系数 ; 9K$]h2  
    %~\  
    故综合影响系数为 4W-"|Z_x