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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 VZr:yE  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com = &pLlG  
    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 tWIJ,_8l  
    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 y7,I10:D  
    f+h\RE=BGt  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 1!<t8,W4  
    0[MYQl`  
    原始数据 "b} mVrFh  
    ]M7FIDg  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 !D#"+&&G8  
    i2,4:M)CV  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 Y[{:?i~9,  
    vd%g'fTy9  
    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 0gd`W{YP  
    \MP~}t}c  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 )}ev;37<C  
     `q?3ux  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 t6DSZ^Zq  
    0bT j/0G?  
      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 tbFAVGcAM  
    P.Z:`P)  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。  LR97FG  
    @J[@Pu O  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 YM}a>o  
    .-d'*$ yJ  
    原始数据 jn<?,UABD  
    5\+*ml  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 FK _ ZE>  
    x4MmBVqp  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 4t, 2H"M  
    a:BW*Hy{\  
    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 Z`Y&cKsn  
    A)f-r  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 VOEV[?>ss  
    u]yy%@U1  
      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 fVbjU1N  
    uo#1^`P  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 wQhNQ(H~\  
    R#T-o,m  
    机械设计课程设计计算 ;b<w'A_1  
    TSB2]uH  
    说明书 ? doI6N0T  
    F.[%0b E  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 yHeL&H  
    TeHJj`rdAU  
    目录 8A>OQR  
    C[J9 =!t  
    1.     设计任务书....................................3 W/Dd7 G#IC  
    GG%b"d-  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 {wqT$( (<  
    Q:A#4Z  
    3.     电动机的选择..................................4 2bt>t[0ad  
    D2$ 9$xeR  
    4.     传动装置总体设计..............................6 ZQ`8RF *v  
    M\]lNQA  
    5.     传动零件的设计计算............................7 Nk'<*;e  
    F s/CW\  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 +kL7"  
    W A/dt2D|  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 3=O [Q:8  
    I\l&'Q^0@  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 :""HyjY!  
    z|#*c5Y9w  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 nBy-/BU&  
    y;b#qUd5a  
    1)     轴一的设计.....................................17 &*`dRIQ]  
    j~q 7v `":  
    2)     轴二的设计.....................................23 "Z.6@ c7  
    m Q2i$ 0u  
    3)     轴三的设计.....................................25 DQG%`-J  
    ]LvP)0=  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 iLy^U*yK  
    20c5U%  
    8.     键联接的强度较核..............................27 |AYii-g  
    v;,W ^#`  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 , $7-SN  
    x-%O1frc  
    10.     参考文献......................................35 x@NfN*?/+i  
    Zbczbnj  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 (0{Dn5MH  
    o,7|=.-b  
    一、课程设计任务书 _Ewh:IM-  
    j7}mh  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) ;4 ;gaf  
    6n9/`D!  
                          图一 9g6$"',H  
    iw)gNQ%z4  
    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%。 2S8;=x}/  
    Ao K9=F}  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 MCE@EFD`\  
    AiHU*dp6  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 KL$.E!d  
    ;\pr05  
    运输链节距(mm):60 ex>7f%\  
    '\bokwsP  
    运输链链轮齿数Z:10 e{x>u(  
    oCT,v0+4O  
    二、系统传动方案分析与设计 a6 Vfd&  
    72l:[5ccR  
    1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 P zJ(Q  
    o/-RGLzAo  
    2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 O=%Ht-kOc  
    mV}bQ^*?Z  
    3. 系统总体方案图如图二: =M1}HF,7>l  
    ; hQ[-  
                        图二 u`v&URM  
    WJ8i=MO67  
    设计计算及说明     重要结果 DOWWG!mx  
    J!Z6$VERy  
    三、动力机的选择 Cu@q*:'  
    !oH{=.w  
    1.选择电动机的功率 |k}<Zz1UM  
    :!Ci#[g  
    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 h,\{s_b  
    6FDj:~  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; lWRl  
    d/  Lz"  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; / &Z8g4vc  
    gP>pb W_  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 =-^A;AO(  
    +3o vO$g  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               lw3H 8[  
    P5my]4|x  
    滚动轴承效率η2=0.98; W3~u J(  
    WN]k+0#  
      链传动效率η3=0.96; %U{6 `m  
    EMnz;/dMt  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; c#x~x  
    0er| QC  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; j&Hui>~  
    C]b:#S${  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 M4Cb(QAVP  
    "E+;O,N-  
    因此总效率 dEYw_qJ2  
    b'pwRKpx  
    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 ?=lb@U  
    g#(+:^3'  
    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   ]s Euh~F  
    4L>8RiiQE;  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 XW aa`q  
     8s22VL  
    2.选择电动机的转速   yr'-;-u  
    'A|c\sy  
    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。 0d2RB^"i  
    OcUj_Zd  
    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 , E^J &?-  
    -aBhN~  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 y)KIz  
    2|7:`e~h  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; 0WzoI2Q  
    $-/-%=  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; ]]y>d!  
    qt.4dTd:_  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; y9mV6.r  
    AyQ5jkIE^{  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 X.{xH D&_  
    W?SAa7+  
    所以   B^9C}QB  
     ,7:GLkj  
    因此 a5Vlfx  
    r1F5'?NZ(0  
    3.选择电动机的类型 I]n X6=j5  
    UG44 oKB  
    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。 : F3UJ[V  
    Z42q}Fhm*R  
    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。 Pg.JI:>2Ku  
    Q.9,W=<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。 0Gj/yra9MO  
    Z:^<NdKe  
    四、传动装置总体设计 `yq) y>_  
    H,<CR9@(5d  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 FS8l}t  
    )0I -N)  
    传动装置的传动比要求应为 #&uajo  
    E`LaO  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 oeKl\cgFx  
    IZdWEbN1  
    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。 aNM*=y`  
    SeZ+&d  
    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。 -hfDf{QN  
    rhzI*nwOT  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 tYMr  
    ~i?Jg/qcxN  
    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。 iLQO .'{U  
    ZuWh gnp  
    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 qPi $kecx  
    f-^*p  
    1)     各轴转速计算如下 "r;cH53  
    Tq* <J~-  
    式中 为电动机满载转速,r/min; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速; 依次为电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动比。 ZwxEcs+UM  
    b"@-9ke5I  
        2)各轴功率 9FC_B+7  
    _ \+0e:Ae  
    式中, 电动机轴的输出功率; 分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴所传递的功率; 依次是电动机与Ⅰ轴,Ⅰ、Ⅱ轴,Ⅱ、Ⅲ轴间的传动效率。 OWfB8*4@  
    sMAH;'`!Eu  
    3)     各轴转矩 x!85P\sm  
    L})fYVX  
    电动机轴的输出转矩 ej7N5~!,s  
    g<F+Ldgj  
    五、传动零件的设计计算 902A,*qq  
    Ts, U T L  
    1、直齿锥齿轮的设计 H[g i`{c  
    >yenuqIKQv  
    1)设计已知:齿数比(传动比)u=2.4;小齿轮转速 输入功率P=3.96k     W;传递的转矩T=26.26N?m。 s%#u)nw19  
    8>|4iT  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: X`Lv}6}xT  
    L#D)[v"  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 Ac*)z#H  
    J#w=Z>oz<  
    对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 u<n['Ur}|  
    R/B/|x  
        在GB13269-90中规定了大端的压力角标准值为 ,齿顶高系数 ,顶隙系数 ; 7"eIZ  
    kSJ;kz,_  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; }>f%8O}  
    dqU)(T=C  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 U/HF6=Wot  
    B}y#AVSA  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; }!*|VdL0  
    Vl(id_~_  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; nJgN2Z  
    '&|%^9O/"  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; Rc@lGq9  
    L`:V]p  
    d、     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 o{2B^@+Vb  
    :[PA.Upi  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; HWL? doM  
    K^/.v<w  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 DDT]A<WUV  
    P$O@G$n  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 MD 0d  
    bLg gh]Fh  
    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 e v7A;;  
    g p9;I*!  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 E9.1~ )  
    't \sXN+1  
    h、     小齿轮分度圆周速度v RLw/~  
    ;]BNc"  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; o9{1_7K  
    )>rYp )  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; 1 j|XC  
    ~2NT Xp  
      齿间载荷系数取 ; za.^vwkBk2  
    &` "uKO]  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 -&y&b-  
    H!y-o'Z  
      故载荷系数 ; dDYor-g>  
    Tz(Dhb,  
    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 ZE/Aj/7Qy  
    $reQdN=~  
    模数     TYxi &;w  
    N9H qFp  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 t/]za4w/  
    Hc0V4NHCaL  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; q~\[P4m  
    LKud'  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; "+&@iL  
    rG B*a8  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 Ys5I qj=mp  
    ZI!;~q  
    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 (WGEX(|  
    2ZxZ2?.uJ  
    载荷系数K=2.742; gi/W3q3c6  
    ]V"B`ip[2  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 ?zXlLud8  
    p AtxEaXh  
    因此,当量齿数 u])MI6LF  
    J B  !Q  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 BQ~\p\  
    Nu; 9  
    应力校正系数   {RH)&k&%  
    jdD`C`w|,  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: fqm6Pd{:(  
    ]"vpCL  
    结果显示大齿轮的数值要大些; J s,.$t  
    ][T>052v  
    e、设计计算 )]JQlm:H  
    4=;`\-7!  
    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 Or()AzwE@  
    IkLcL8P^  
    大齿轮齿数   ; }4*~*NoQ  
    ^+dL7g?+  
    5) 其他几何尺寸的计算 `[4{]jX+<  
    T!H }^v  
    分度圆直径   s9?H#^Y5u  
    A@G%*\UZ  
    锥距       <(o) * Zmo  
    K&iU+  
    分度圆锥角   9C1\?)"D^e  
    S? (/~Vb%  
    齿顶圆直径   H[iR8<rhQ  
    !o`h*G-x  
    齿根圆直径   k`,>52  
    NFb<fD[C  
    齿顶角       O ;B[ZMV  
    &o)eRcwH`  
    齿根角     E"Y[k8-:2/  
    09HqiROw  
    当量齿数     p w`YMk  
    -IG@v0_w  
    分度圆齿厚   +@yTcz  
    <SNu`,/I  
    齿宽       $[*<e~?  
    kCU (Hi`Q  
    6) 结构设计及零件图的绘制 #; >v,Jo  
    ~fF;GtP  
    小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. 69{q*qCW  
    n]P,5  
    零件图见附图二. IdWFG?b3  
    p#AQXIF0  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 !&vPG>V  
    V5HK6-T  
        1)设计已知:齿数比u=2.5;小齿轮转速 ;输入功率 ;传递的转矩 ; ,CQg6- [  
    &\M<>>IB  
    2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 rW0-XLbL5H  
    &qae+p?  
        3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 GUqBnRA8j  
    ^1,VvLA+  
        4)材料及精度等级的选择 |]x>|Z?/u  
    xIa8Ac  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 OOj }CZ6  
    pu6@X7W"  
    由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 59M\uVWR  
    !"QvV6Lq\  
    5)     压力角和齿数的选择 (<xl _L:*.  
    /}$D&KwYg  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 4:Id8r zz  
    $~<]G)*Z  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? y` 6!Vj l  
    F>s5<pKAX  
    取 。 jq12,R2+)  
    C{U"Nsu+1  
    6)     按齿面接触强度设计 % *Lv  
    xh9Os <  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 ZA6)@Mn  
    *t,1(Gw|7q  
    a.     试选载荷系数 ; o0:RsODl  
    SK;c D>)  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : w>h\643  
    gX!-s*{E  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; F!&$Z .  
    YGf<!  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; bOS; 1~~  
    T43Jgk,  
    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 。 Av_JcH  
    B 42t  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 {>n\B~*,"C  
    GX ;~K  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; h3t);}Y}D9  
    /m CE=  
    h.     计算接触疲劳许用应力: jPa"|9A  
    |!E: [UH  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 Wg!JQRHtT  
    %+HZ4M+hV  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, 1j?+rs+o-  
    aGq1 YOD[$  
    j.     计算圆周速度 2$s2u;  
    Bw25+l Px  
    k.     计算齿宽b 2v?fbrC5c  
    4Be'w`Q {  
    l.     计算齿宽与齿高之比 L(+I  
    FE,BvNBZ  
    模数     !N'HL-oT  
    Bvsxn5z+:  
    齿高     2rPmu  
    &hu>yH>j  
    所以      HvzXAd  
    k{ ~0BK  
    m.     计算载荷系数 &OsO _F  
    WJj5dqatV  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; T:I34E[  
    @A'@%Zv-  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; ,8 G6q_ud  
    #gsJ tT9  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; ^xm%~   
    RG_.0'5=hc  
    又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数     xtO#reL"q?  
    /odDJxJ k  
    代入数据计算得   YJu~iQ`i  
    ACOn}yH  
    又 , ,查[2]图10-13得 Yhte&,D"  
    ZXl_cq2r  
    故载荷系数 ]p!)8[<  
    B,A,5SuMk  
    n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 oju,2kpH7#  
    we8aqEomr  
    o、计算模数m l}SHR|7<  
    |p.|zH  
    7) 按齿面弯曲强度设计 V:h7}T95  
    Z7XFG&@6  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 1]69S(  
    ZeLed[J^xJ  
    由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; VYjt/\ Z  
    DS=$* Trk  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 L3=5tuQ[5  
    +/ rt'0o  
    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 m~0Kos%^*b  
    7-gT:  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K h:RP/ 0E  
    TJCE6QG  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 f@[qS7ok  
    $*;`$5.x^  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 |j~l%d*<w  
    YPW UncV  
    小齿轮   ?4^ 0xGyE  
    UmR4zGM}  
    大齿轮 F3hG8YX  
    .cm2L,1h  
        结果是大齿轮的数值要大; 9dm oB_G  
    [ ou$*  
      g.设计计算 ?lML+  
    |az2vD6P  
    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。 j#0JD!Vr  
    q=}1ud}1  
          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*/+cT  
    P0pBR_:o  
    8)     其他几何尺寸的计算 WdH/^QvTP  
    bQ(-M:  
    分度圆直径     IVY)pS"pR"  
    L 0oVXmlr  
    中心距       ; mRa\ wEg%  
    s VHk;:e>x  
    齿轮宽度     ; /'VbV8%  
    )+R n[MMp  
    9)验算     圆周力 C~R ?iZ.&U  
    c_8<N7 C  
      10)结构设计及零件图的绘制 )U=]HpuzI  
    T7%!JBg@  
        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。 YZ`SF"Bd(  
    { :1X N  
    3、链传动的设计计算 g(Q1d-L4e  
    <Se9 aD  
        1.设计条件 z$WLx  
    7B)1U_L0H  
        减速器输出端传递的功率 r! HXhl  
    xJ2I@*DN  
        小链轮转速 BM`6<Z"3q  
    $rI 1|;^  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 rlD!%gG2x  
    3H`{ A/r  
        2.选择链轮齿数 a6-.|tt#t  
    /0 4US5En  
        假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 =MMd&  
    A&bj l[s  
        3.确定链条链节数 ~`C _B]3|  
    nQoQNB  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 N -]/MB 8  
    !3Pbu=(cte  
                  取 (节) }Uwji  
    2 U]d 1  
        4.确定链条的节距p y?3.W  
    50j8+xJPV  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 [ r8 ZAS  
    H=Ilum06  
        2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 o$buoGSPc  
    0'fswa)  
    齿数系数 bD{k=jum  
    ~y2zl  
    链长系数       zD79M  
    r]UF<*$  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 \?d3Pn5`  
    2h'Wu qO  
    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。 6oNcj_?7?q  
    GD{L$#i!  
        5.确定链长L及中心距a IF|6iKCE  
    6eB;  
        链长 `om+p?j  
    1XMR7liE  
    由[2]公式9-20得理论中心距 v$W[(  
    ]m b8R:a1  
    理论中心距 的减少量 %)x9u$4W2  
    8~]D!c8;a  
    实际中心距 B-R#?Xn:!I  
    ksOGCd^G7  
    可取 =772mm r8Mx +r  
    IB/3=4n^|  
          6.验算链速V pW(rNAJ!  
    n%s%i-[5B  
    这与原假设相符。 AQlB_ @ b  
    9)ALJd,M  
          7.作用在轴上的压轴力 e~9O#rQI  
    W(`QbNJ  
    有效圆周力 `t&{^ a&Y"  
    #Ub_m@@ 4  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 S{rltT-  
    `za,sRFR  
    六、轴系零件的设计计算 t?W}=%M[  
    8Ojqm#/f  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 s9;6&{@%wO  
    %w*)7@,+-  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: ttzNv>L,  
    K^shTh8k  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: lmvp,BzC  
    f'^uuO#x  
    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 LH8jT  
    [y[d7V9_o  
    径向力       sUZA!sv  
    I6W`yh`I)  
    其方向如图五所示。 B7C3r9wj  
    qd*}d)!  
      (3)初步确定轴的最小直径 -n|bi cP  
    +jGHR& A t  
    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 QF#w $%7  
    Nr~$i%[  
    查[2]表15-3取45钢的 c=oDzAzuV\  
    cz>,sz~i  
    那么       Cbw *? 9d  
    Wwq:\C  
    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。 }02`ve*   
    l_vGp  
      (4)轴的结构设计 >='/%Ad  
    W$rWg>4>  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 0 &zp  
    ~[g(@Xt  
                    图三 +I3jI <  
    0bg"Q4  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 K}~$h,n  
    Ps!MpdcL3  
        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 。 VY0.]t  
    KA5)]UF`l  
        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 J D\tt-  
     zUfq.   
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; xM*_1+<dT$  
    v= 55{  
    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 。 *'< AwG&  
    ?+yr7_f3*  
    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)。 _pvB$&  
    Mt[yY|Ec|  
                    图四 7L{1S v  
    h0GoF A<  
    e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm,锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm(参看图一),考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知深沟球轴承的宽度B=25mm,大锥齿轮轮长 ,那么 X'Ss#s>g  
    rf.pT+g.P  
    ③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 i"2OsGT  
    R'Sd'pSDN  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 IC`3%^  
    /WrB>w  
    根据轴端直径,参考[2]表15-2取轴端倒角为 ;各轴肩未注圆角半径为R1.6,如轴结构与装配图四。 L:R4&|E/t  
    NB-dlv1  
    (5)求轴上的载荷 sVLvnX,  
    @T'^V0!-q:  
    根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁,轴的支承跨度 , '0<d9OlJ}  
    aAo|3KCs  
    ; ; ~wvt:E,f C  
    *;7y5ZJ  
    图五 ( ;FxKm<P@  
    CWj_K2=d  
    从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: i]JTKL{\q  
    zTz}H*U  
                    表一 /x<g$!`X  
    o-,."|6  
    载荷     水平面H     垂直面V vCzZjGBY  
    C"hN2Z!CD|  
    支反力F       615Ya<3f8  
    ( xs'D4  
    弯矩M       TBj2(Z  
    7#V7D6j1  
    总弯矩       h<9s& p  
    pu-HEv}]a|  
    扭矩T     T=146.8Nm 1'kO{Ge*p:  
    4>JSZ6i#n  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: vgfC{]v<W]  
    >p_W(u@ z$  
    根据[2]中公式15-5,即 H;Wrcf2  
    ?w3RqF@}  
    取 ,并计算抗弯截面系数 peQwH  
    L\:|95Yq  
    因此轴的计算应力 /<LZt<K  
    J2mHPV A3  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 5{ c;I<0  
    cc@W 6W  
    ,故安全。 |;ztK[(  
    TCr4-"`r-{  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 +;N]34>S7  
    ] l,BUf-O  
    ①、判断危险截面 SSK}'LQ  
    yx-{Pj X   
    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。 7v: XAU  
    #M,&g{  
    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。 GkGiQf4hh  
    S?J!.(  
    ②、截面2左侧:  |/Nh#  
    _~kw^!p>Kr  
    抗弯截面系数     CM6% g f3  
    C@(@n!o:!  
    抗扭截面系数     {)YbksrJ{  
    !_QI<=X  
    截面2左侧的弯矩为 `Os=cMR  
    l;?:}\sI=  
    扭矩为         u]^ s2v  
    5ggyk0  
    截面上的弯曲应力   ZmA}i`  
    ,Qj G|P  
    扭转切应力为     ``MO5${  
    oD)x\ )t8  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; UXm_-/&b9  
    -y`Pm8  
    r/d=1.6/45=0.034;D/d=50/45=1.11;查[2]附表3-2得该截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 b<h((]Q>^  
    Z@~gN5@,M  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 FP@_V-  
    -@v^. @[Z&  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 !:{Qbv&T  
    ak(s@@k  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; )CGQ}  
    tUu ' gs|  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; [2:d@=%.  
    #S>N}<>  
    轴未经过表面强化处理,即 ;根据[2]公式3-12及3-12a得综合影响系数     *zrT;j G  
    xUJ(tG3  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 .K C* (}-  
    _i =*0Q  
    ③、截面2右侧: 0s n$QmW:  
    FFT)m^4p.  
    抗弯截面系数     lrrTeE*  
    fu7x,b0p  
    抗扭截面系数     xP8/1wd.  
    Z+xkN  
    截面2右侧的弯矩为 <ZC .9  
    y?s z&*:  
    扭矩为         H_xHoCLI  
    CD1Ma8I8  
    截面上的弯曲应力   r=j?0k '}]  
    ;qmnG3;Q  
    扭转切应力为     x[ A|@\Z  
    9Po>laT 5  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 s_^`t+5  
    :zW? O#aL-  
    表面质量系数 ; :Drf]D(sMX  
    vJE=H9E  
    故综合影响系数为 \kE0h\