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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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    只看该作者 10楼 发表于: 2008-11-20
    我也要啊 BBuI|lr  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com E#}OIZ\S  
    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 X,xCR]+5S  
    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 YkFAu8b>  
    jlA6~n  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 k;B[wEW@  
    ~N%+ZXh&E  
    原始数据 -{}h6r  
    km*Y#`{  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 5 JlgnxRq  
    * RyU*au  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 >8ryA$  
    A=0{}B#  
    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 BhYvEbt  
    TQu.jC  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 {P_i5V?  
    ufe |I  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 8_E(.]U  
    *u-$$@|y  
      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 DZ @B9<Zz{  
    Oi'y0S~ g  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 ttdY]+Fj  
    Xt:$H6 y  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 n"`V| UTHP  
    gV-*z}`U  
    原始数据 q 'd]  
    SXP(C^?C  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 x|yJCs>  
    Yj'9|4%+|  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 ^.R!sQ  
    &l0K~7)b  
    运输带子的工作速度(m/s)     1.20     1.2     1..25     1.3     1.4     1.0     1.2     1.3     1.35     1.4 O\ _ro.  
    :._Igjj$=  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 "-djA,`  
    ht*(@MCr<  
      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 {Ef.wlZ  
    eM{u>n+`F0  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 2GORGS%  
    7)]boW~Q  
    机械设计课程设计计算 O Bcz'f~  
    Pn^`_  
    说明书 $cK}Tl q  
    P))BS  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 {ZrlbDQX  
    {f\wIZ-K A  
    目录 "T_9_6tH  
    D{s87h  
    1.     设计任务书....................................3 9DJ&J{2W  
    *1Bq>h:  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 A"ATtid  
    v@|<.  
    3.     电动机的选择..................................4 F{;#\Ob  
    R;!@ xy  
    4.     传动装置总体设计..............................6 0uIY6e0E  
    "o+?vx-  
    5.     传动零件的设计计算............................7 %-yzU/`JF  
    lHtywZ@%3  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 J{^md0l  
    :P}3cl_  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 Gn=b_!  
    _\KFMe= PV  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 >#$SaG!  
    J/'Fj?  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 X+ITW#  
    >({qgzV`  
    1)     轴一的设计.....................................17 -'g> i  
    uDie205  
    2)     轴二的设计.....................................23 ttUK~%wSx  
    PkrVQH9^w  
    3)     轴三的设计.....................................25 A!Cby!,  
    nf^?X`g  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 V\Gs&>  
    =4MTb_  
    8.     键联接的强度较核..............................27 )][U6e  
    mA{?E9W  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 5aizWz  
    '";#v.!  
    10.     参考文献......................................35 ?)|}gr  
    r@3-vLI!u  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 `=H*4I-"  
    *sOb I(&  
    一、课程设计任务书 +#MXeUX"  
    p /-du^:2  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) 0TmEa59P  
    w2.] 3QAZ  
                          图一 `s)4F~aVo  
    KE3`5Y!  
    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%。 sNDo@u7  
    |-x-CSN  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 VkFh(Br<{  
    Ob/)f)!!  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 ).^d3Kp  
    -`I|=lBz{H  
    运输链节距(mm):60 @v%Kwe1Q  
    (U.Go/A#wE  
    运输链链轮齿数Z:10 Mpojabsh  
    ^wolY0p  
    二、系统传动方案分析与设计 :|s8v2am  
    )k=KLQ\b  
    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。 xn3 _ ED  
    gS'{JZu2  
    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。 H7X-\K 1w  
    ~pRgTXbz  
    3. 系统总体方案图如图二: f\hMTebma$  
    hN2A%ds*(j  
                        图二 RRt(%Wm*  
    :cC$1zv@  
    设计计算及说明     重要结果 ==[=Da~  
    n{;Q"\*Sg  
    三、动力机的选择 RE;A 0E_3  
    rw'+2\  
    1.选择电动机的功率 F-/z@tM  
    `3F#k[IR  
    标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 - Z,Qj"V  
    45c?0tj  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; 7.h{"xOx{  
    !kE5]<H\  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; rM7qBt  
    !1)aie+p6  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 5?-HQoT)G  
    M- ^I!C  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               ]W5*R07  
    2$Mnwxfk  
    滚动轴承效率η2=0.98; V\Cl""`XN  
    (!nkv^]  
      链传动效率η3=0.96; ~*Y#Y{  
    %)lp]Y33  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; [7@ g*!+d  
    ^o3,YH  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; bCw{9El!K4  
    ~*iF`T6  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 Bg~]u+c*  
    ^ #:;6^Su  
    因此总效率 +Y 7M7  
    C^ )Imr  
    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 z)3TB&;  
    9[.HWe,  
    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   /w?e(v<  
    {zb'Z Yz  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 E'LI0fr  
    Q>{$Aqc,e  
    2.选择电动机的转速   [{7#IZL  
    uos8Mav{E  
    电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 E`fG9:6l]  
    ~~/,2^   
    按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , [inlxJD  
    ^@^8iZ  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 ws0qwv#  
     vywB{%p  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; s/"bH3Ob9v  
    U<j5s\Y,  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; z0}j7ns]  
    P)Adb~r  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; 0<m7:D Gd  
    7h 54j  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 J8:s=#5  
    layxtECP(  
    所以   ?Q]&;5o  
    v?`R8  
    因此 (K[{X0T  
    Jh\KVmfXN  
    3.选择电动机的类型 pQa51nc  
    +VUkV-kP  
    选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 rbd0`J9fq  
    X/4CXtX^  
    通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 JQM_96\  
    %ztZ#h~g  
    查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 R{@saa5I(>  
    &ivU4rEG  
    四、传动装置总体设计 | 1B0  
    -N' (2'  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 N'2?Zb  
    *u$aItx  
    传动装置的传动比要求应为 ` i[26Qb  
    2y!n c%  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 ?IGp?R^j"  
    #&|"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。 Dge#e  
    .V;,6Vq  
    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。 e1Db +QBV  
    I1 ]YT  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 d'_q9uf'  
    +~"IF+T RH  
    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。 ,Q"'q0hM=  
    ( >}1t!1  
    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 L0![SE>  
    d*6f,z2=  
    1)     各轴转速计算如下 ,buX|  
    8-G )lyfj  
    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。 gN/!w:  
     P@O_MT  
        2)各轴功率 2c Xae  
    o CCtjr  
    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。 #eJfwc1JY  
    J`5VE$2M  
    3)     各轴转矩 ika*w  
    a?-Jj\q  
    电动机轴的输出转矩 29:2Xu i  
    |Y"XxM9  
    五、传动零件的设计计算 wiI@DJ>E  
    g V]4R"/  
    1、直齿锥齿轮的设计 EP38Ho=[  
    @ 51!3jeu  
    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。 $j- Fm:ZIA  
    T.#_v# oM  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: %/2 ` u  
    s $(%]~P  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 gNr4oOR{  
    6@|!m'  
    对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 2[Bbdg[O  
    ~;(\a@ _  
        在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; xiW}P% bf  
    7O)ATb#up  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; :awa  
    }P2*MrkcHB  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 Q^{TcL8  
    @C-dCC?  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; Dml?.-Uv<  
    /,:cbpHsu  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; pRfKlTU\  
    ZvuY] =^3  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; ky !Z JR  
    I 6WHC*  
    d、     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 bN?*p($/  
    !wAnsK  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; yMW3mx301j  
    A#$l;M.3R  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 86%k2~L  
    @%g:'^/  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 8+!G /p  
    v0r:qku  
    f、     取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 , JH*l:7  
    ]oix))'n  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 GGHMpQ   
    ~a=]w#-KD  
    h、     小齿轮分度圆周速度v tDAX pi(  
    o<b  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; nILUo2e~  
    f$ /C.E  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; ]@SEOc@ j  
    U-?r>K2  
      齿间载荷系数取 ; '1!%yKc0  
    G} [$M"}  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 #d8]cm=  
    ;Qd'G7+  
      故载荷系数 ; 0Wd5s{S  
    b0f6?s  
    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 #5;4O{  
    7<jr0)  
    模数     \(Dm\7Q.  
    3Mh_ &%!O  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 D{]w +  
    ,DKW_F|  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; CNiJuj`  
    I2{zy|&  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; ADP[KZO$ 4  
    )$Fw<;4  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 _58&^:/^  
    `5t~ Vlp  
    b)     去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 <y-2ovw*  
    %|}7YH41  
    载荷系数K=2.742; MMRO@MdfV  
    p<a~L~xH6  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 Z _<Wr7D  
    Y0'~u+KS`5  
    因此,当量齿数 eF 8um$t9  
    bxz6 >>  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 arPqVMVr  
    !Je!;mEvI  
    应力校正系数   XK l3B=h  
    9&c *%mm  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: imS&N.*3m  
    %]DJ-7 xE  
    结果显示大齿轮的数值要大些; 53 ^1;  
    wd:SBU~f5*  
    e、设计计算 [aC2ktI  
    ">I50#bT  
    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 D2Kh+~l  
    (P:.@P~  
    大齿轮齿数   ; VN4H+9E  
    fl9J  
    5) 其他几何尺寸的计算 1K$8F ~%Z  
    9/GC8*+  
    分度圆直径   ! F&{I  
    u|8V7*)3  
    锥距       bO{wQ1)Z_  
    F[|aDj@q e  
    分度圆锥角   CI?M2\<g  
    W^nG\"T^  
    齿顶圆直径   2ap0/l[  
    nIP*yb}5  
    齿根圆直径   ZYW=#df R  
    | \JB/x  
    齿顶角       G5x%:,n  
    XAr YmO  
    齿根角     k!,&L$sG  
    *$ 7c||J7  
    当量齿数      #`2*V  
    [318Q%W&  
    分度圆齿厚   4~{q=-]V  
    g*#.yC1/  
    齿宽       A0Hsd  
    A[oxG;9xi  
    6) 结构设计及零件图的绘制 5AT[1@H(_  
    j1,ir  
    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. cz9T,  
    HTCn=MZm ?  
    零件图见附图二. -i?-Xj#%  
    Go_~8w0<  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 J4ltHk.|  
    &P{[22dQ  
        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 ; {o[ *S%Z"  
    13P8Zmco  
    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。 B[O1^jdO  
    h{cJ S9e}  
        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。 ;HeUD5Nt6F  
    H6XlSj  
        4)材料及精度等级的选择 t|aBe7t7  
    wg=ge]E5  
    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)。 ceR zHq=  
    B@Q Ate7   
    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。 v [ 4J0  
    w+~s}ta2^  
    5)     压力角和齿数的选择 /_P5U E(  
    0Y9\,y_  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 2 -uL  
    =)3tVH&  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? eZm,K'/!  
    O?9&6x   
    取 。 =q( ;g]e  
    \]W*0t>s  
    6)     按齿面接触强度设计 *s9 +  
    >I3#ALF  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 vo[Zuv?<h  
    y#Ao6Od6  
    a.     试选载荷系数 ; _s Z9p4]  
    nDS mr  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : [s4lSGh  
    A-&C.g  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; mRw &^7r  
    Z`23z( +  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; Uzb~L_\Rmt  
    mh"&KX86W  
    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 。 9 BPucXK  
    "Fu*F/KW  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 ^6 F-H(  
    !K#Q[Ee  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; Ax4nx!W,   
    eEkF Zx  
    h.     计算接触疲劳许用应力: k"V| f&  
    Tt.wY=,K  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 fYR*B0tu  
    A7|!&fi  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, p*8LS7UT  
    aCe<*;b@  
    j.     计算圆周速度 CxC&+';  
    :e 5)Q=lX  
    k.     计算齿宽b Cyg\FHs  
    .AOf-a  
    l.     计算齿宽与齿高之比 4 e1=b,  
    18pi3i[  
    模数     %:2<'s2Si  
    K%ltB&  
    齿高     b/='M`D}#G  
    UW*[)yw]  
    所以     7yLO<o?9w  
    8S[`(] )  
    m.     计算载荷系数 j()<.h;'  
    't:|>;Wx  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; ,c#=qb8""  
    p=vu<xXtD  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; qh!2dj  
    IP K.  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; 1H{M0e  
    <J4|FOz!=  
    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     gf()NfUvRH  
    ^T83E}  
    代入数据计算得   y| *X  
    !N--  
    又 , ,查[2]图10-13得 w~A{]s{ 4  
    I6d4<#Q@L  
    故载荷系数 E(F<shT#  
    a%a_sR\)  
    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 -NW7ncB|  
    3VZeUOxY\W  
    o、计算模数m c`94a SnV  
    F3$@6J8<[z  
    7) 按齿面弯曲强度设计 3[plwe  
    4viP lO  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 O`_!G`E  
    7/nnl0u8  
    由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; 8.4 1EKr2  
    dGf:0xE"  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 ##~";j  
    4<b=;8  
    c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 AsyJDt'i  
    9~8 A>  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K ns|)VX   
    I^>m-M.  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 gPs%v`y)*D  
    +cS%b}O`$  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 ?}4 =A&][  
    \8v{9Yb  
    小齿轮   v0762w  
    es}j6A1  
    大齿轮 (\^| @  
    =SJwCT0;  
        结果是大齿轮的数值要大; +L(0R&C  
    VhdMKq~`  
      g.设计计算 Ml`tDt|;  
    q3a`Y)aVB  
    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。 %Q9 iR5?  
    DU9A3Z  
          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 ; TX7B(JZD  
    NjT#p8d X  
    8)     其他几何尺寸的计算 U40adP? a  
    v0EF?$Wo  
    分度圆直径     M{#  
    2$8#ePyq*  
    中心距       ; >iefEv\  
    "vVL52HwB  
    齿轮宽度     ; 7O6VnKl  
    ~ KNdV  
    9)验算     圆周力 %YjZF[P  
    q:A{@kFq_  
      10)结构设计及零件图的绘制 "YLH]9"=  
    E[N5vG<  
        由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。 r,^}/<*  
    HF@K$RPK  
    3、链传动的设计计算 {oIv%U9  
    iwb]mJUA  
        1.设计条件 -oGJPl{r  
    '^Kmfc  
        减速器输出端传递的功率 -~z]ut<Z  
    /9/svPc]  
        小链轮转速 vwZd@%BO  
    hVQ TW[  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 OE,uw2uaT  
    a|B^%  
        2.选择链轮齿数 CRsgR)  
    UO-<~DgH  
        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 。 nsChNwPX  
    =X6+}YQ"  
        3.确定链条链节数 Zkn$D:  
    (GnwK1f  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 -OLXRc=  
    z?C;z7eT  
                  取 (节) **I9Nw!IH  
    :v/6k  
        4.确定链条的节距p k:(i sKIA  
    ^Pc>/lY$Q%  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 l@}BWSx&ms  
    =6#tJgg8  
        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 !X 3/2KRP7  
    9T*%CI  
    齿数系数 F+e J9  
    ~<0!sE&y  
    链长系数       ~;/\l=Xl  
    3HsjF5?W  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 j[/'`1tOe  
    QC:/xP  
    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。 B7Um G)C  
    a$p2I+lX  
        5.确定链长L及中心距a &JoMrcEZ  
    ^'8T9N@U  
        链长 A@/DGrZX  
    U:]b&I  
    由[2]公式9-20得理论中心距 jjgY4<n  
    "i$uV3d  
    理论中心距 的减少量 ^ K8JE,  
    [kqxC  
    实际中心距 UXB[3SP  
    qlUYu"`i  
    可取 =772mm tK&.0)*=  
    LkFXUt?  
          6.验算链速V fTi,S)F'  
    `~( P  
    这与原假设相符。 ?v2OoNQ   
    |Iy55~hK`  
          7.作用在轴上的压轴力 fM]McZ9)D  
    FAu G`zu  
    有效圆周力 :)nn/[>fC  
    6l#1E#]|  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 t#|E.G:=  
    lv}U-vK  
    六、轴系零件的设计计算 ?r@euZ&  
    o a,Ju  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 v>Il #  
    9/w'4bd  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: MBCA%3z08  
    %+$P<Rw7  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: [d!C6FT  
    &sL5 Pt_  
    在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 {xt<`_R  
    XKp%7;  
    径向力       jG{} b6  
    ( DwIAO/S  
    其方向如图五所示。 ^ j@Q2>&?  
    mM~!68lR  
      (3)初步确定轴的最小直径 XzQ=8r>l  
    /#$bb4  
    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 fRT:@lV  
    `<t{NJ&f  
    查[2]表15-3取45钢的 l3}n.ODA  
    S$]:3  
    那么       w0~iGr}P  
    6f=/vRAh$  
    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。 1L'[DKb'  
    U6X~]|o  
      (4)轴的结构设计 nx=#QLi  
    oKt<s+r  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 d^ !3bv*h  
    *cp|lW!ag  
                    图三 G"MpA[a_  
    N(&FATZUW  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 *ILS/`mdav  
    o;Zoj}  
        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 。 fokT)nf~^8  
    O( he  
        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 OJ UM Y<5  
    ^yK94U;<Gy  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; #2ZXYH}  
    }(E6:h;}~  
    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 。 { r&M  
    w^|,[G ^}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)。 CX':nai  
    LEhku4U.  
                    图四 @+1E|4L1vf  
    Q77qrx3  
    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 8fM}UZI  
    6xL=JSi~  
    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。 ?%Y?z ]L#  
    ? |8&!F  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 bwVv#Z\r  
    #]lUJ &M}e  
    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。 iZMsN*9[  
    +ZRsa`'^  
    (5)求轴上的载荷 {'DP/]nK  
    puqLXDjA/  
    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 , +crAkb}i  
    Nr`nL_DQ  
    ; ; a m<R!(  
    Qmn5umd=?\  
    图五 Y sr{1!K  
    Km,tfM5j  
    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: v9inBBC q  
    h*MR5qa  
                    表一 _9z/>e  
    S OK2{xCG  
    载荷     水平面H     垂直面V ]`. d%Vx  
    MT6kJDyLu  
    支反力F       !'{j"tv  
    p1?}"bHk  
    弯矩M       xh-[]Jz(  
    }2NH>qvY  
    总弯矩       w:Lu  
    E<\\'VF  
    扭矩T     T=146.8Nm ]Rj"/(X,  
    EPa3Yb?BGb  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: k oHY AF  
    `|/|ej]$P  
    根据[2]中公式15-5,即 VBH[aIW  
    ("lcL2Bq  
    取 ,并计算抗弯截面系数 Q?"[zX1  
    8PEOi  
    因此轴的计算应力 p9s~WD/K  
    Iyc')\W&  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 !8L Ql}  
    5t<]|-i!  
    ,故安全。 XS!ZTb>[  
    F}AbA pTv  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 ;etQ  
    d|o"QYX  
    ①、判断危险截面 /GXO2zO  
    v PGuEfz  
    截面4,5,D,6,7,8只受扭矩作用,虽然键槽,轴肩,及过度配合所引起的应力集中会影响轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,故这些截面无需再做较核。 'D/AL\1{p(  
    )I>rC%2P  
    截面C处虽然所受载荷最大,即应力最大,但应力集中并不大,因为过盈配合及键槽引起的应力均在两端;截面2和3处都有因过盈配合,键槽及轴肩引起的应力集中,但截面2比截面3直径要小,故该轴只需校核截面2左右两侧即可。 &(rd{j/*  
    Hug{9Hr3.  
    ②、截面2左侧: Z~c7r n  
    h7y*2:l6  
    抗弯截面系数     b?Jm)  
    O#EBR<CuK  
    抗扭截面系数     :5*<QJuI#A  
    ZH}NlEn  
    截面2左侧的弯矩为 v'>Yc#VJ  
    u!-eP7;7  
    扭矩为         !6%G%ZG@3-  
    UF%5/SiVX  
    截面上的弯曲应力   <=-\so(  
    r{TNPa6!  
    扭转切应力为     1(?J>{-lw  
    *Qf }4a0  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; {+[gf:Ev  
    lET)<V(Y  
    r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 +|H'I j$  
    < 5PeI  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 :$tW9*\KY  
    ^0&] .m  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 m2! 7M%]GC  
    Sy'>JHx  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; {DK:"ep  
    2)A D'  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; KCT8Q!\  
    I;v`o{  
    轴未经过表面强化处理,即 ;根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数     D1n2Z :9  
    3a qmK.`H  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 PGKXzp'  
    !kcg#+s91  
    ③、截面2右侧: 10J*S[n1  
    Za6oYM_z  
    抗弯截面系数     (=/F=,w   
    8<kme"% s  
    抗扭截面系数     vf =  
    1IV 0a  
    截面2右侧的弯矩为 +i^s\c!3;  
    w!}1oy  
    扭矩为         9CNHjs+-}s  
    l(5-Cr  
    截面上的弯曲应力   JqUVGEg  
    v'!Nt k  
    扭转切应力为     /pU6trIM  
    nnG2z@$-  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 ^kr)U8  
    p*0Ve21i,  
    表面质量系数 ; j''Iai_  
    +29\'w,  
    故综合影响系数为 0 MIMs#