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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 /b|sv$BN  
    我的邮箱是zhangxinliang0520@126.com Q'VS]n  
    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 sFK<:ka  
    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
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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 86fK= G:>  
    W#I:j: p  
    1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 V}fKV6 v9  
    Yc`j   
    原始数据 r/hyW6e_  
    &v5.;8u+OV  
    数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20 "%''k~UD 4  
    W^.-C  
    运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500 q|i%)V`)-  
    ^y0C5Bl;  
    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 34wM%@D*c  
    $n Sh[ {  
    运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10 F4E3c4 81  
    }BdVD t  
    运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70 $>"e\L4Kp  
    kgapTv>q  
      工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 D?yE$_3>c  
    RefRoCD1  
    工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 Secq^#]8  
    .um&6Q=2<  
    2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 @ Rx6 >52>  
    0T#xM(q[K  
    原始数据 wp %FM  
    _gm?FxV:  
    数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30 )HX:U0  
    c|}K_~l_  
    运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200 =Y/fF  
    r<X4ER  
    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 Afy .3T @)  
    0GX10*t.  
    卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370 .6ngo0<g   
    mvq7G  
      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 7e c0Xh1  
    AwXt @!(  
    工作.运输带速度允许误差为 5%。 Bug}^t{M  
    z{pC7e5  
    机械设计课程设计计算 Cb{A:\>Q{  
    }\f(qw  
    说明书 ^{*f3m/  
    xshAr J&A  
    设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 ^0~c 7`k`V  
    >bA$SN  
    目录 Yn4)Zhkk  
    aM{@1m Bm  
    1.     设计任务书....................................3 UV']NH h  
    FL`1yD^2  
    2.     系统传动方案分析与设计........................4 w3<"g&n|  
    :'y{dbKp"  
    3.     电动机的选择..................................4 k%]DT.cE  
    &{zwM |Q@?  
    4.     传动装置总体设计..............................6 PW*;Sp  
    L$lo~7<]  
    5.     传动零件的设计计算............................7 J3~hzgY  
    T)(e!Xz  
    1)     圆锥齿轮的设计.................................7 qE0FgqRB  
    1Y=AT!"V  
    2)     圆柱齿轮的设计.................................11 M'umoZmW0  
    F?b'L JS  
    3)     链传动的设计计算........................... ...15 [A"H/Qztk  
    qDRNtFa  
    6.     轴系零件的设计计算............................17 N.0HfYf  
    0R@g(  
    1)     轴一的设计.....................................17 *D?((_+  
    4ZI!,lv*  
    2)     轴二的设计.....................................23 [`.3f'")j  
    .-SF$U_P*a  
    3)     轴三的设计.....................................25 %2Epgh4?  
    lf%b0na?r  
    7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26 -9OMn}w/*  
    k,,!P""  
    8.     键联接的强度较核..............................27 K85_>C%g  
    b/sOfQ  
    9.     轴承的强度较核计算............................29 xH<'GB)  
    wJ+U[a  
    10.     参考文献......................................35 vpm ]9>1[  
    aKv[  
    11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 ^\M dl  
    '7xxCj/*  
    一、课程设计任务书 %K h2E2Pe  
    :be:-b%K  
    1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) 8jy-z"jc  
    -3.UE^W2  
                          图一  3L%WVCB  
    g/IH|Z=A  
    2.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动;使用期限为10年;小批量生产;两班制工作;运输链工作速度允许误差为 5%。 V@vhj R4r\  
    ^|wT_k\  
    3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 f49"pTw7  
    .OmQ'  
    运输链的工作速度(m/s):0.8 NW{y% Z  
    Z)mX,=p  
    运输链节距(mm):60 P*pbwV#|  
    m@ i2#  
    运输链链轮齿数Z:10 M^z=1YrMd  
    =op`fn%  
    二、系统传动方案分析与设计 u4:\UC'  
    Bv^+d\*1  
    1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 p?Ed- S  
    `#u l,%  
    2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。  ispkj'  
    pT4qPta,2  
    3. 系统总体方案图如图二: sN m,Fmuz:  
    CN7 k?JO<  
                        图二  bH*@,EE  
    X Vw-G }5  
    设计计算及说明     重要结果 ^8:VWJM  
    %=V"CJ$|  
    三、动力机的选择 0$tjNy e  
    dCE\^q[{  
    1.选择电动机的功率 7))\'\  
    %yiD~&  
    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 8;TAb.r  
     ]nUR;8  
    式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; ##H;Yb  
    k({2yc#RD&  
    Pw→工作机需要的输入功率,kW; eUt=n)*`  
    +UzXN$73  
    η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 4E2yH6l  
    YMT8p\ #rp  
    查[1]表1-7得:   联轴器效率η0=0.99;               t9.,/o,  
    #+9rjq:v#]  
    滚动轴承效率η2=0.98; %JQ~!3  
    lW p~t  
      链传动效率η3=0.96; wf?u (3/%  
    9 ~~qAoD  
    圆锥齿轮效率η4=0.98; eJ)1K  
    .`,F  
    圆柱齿轮效率η5=0.99; GM](=|F  
    6 }!Z"  
    圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 s2%V4yy%  
    U;g S[8,p  
    因此总效率 Okpwh kPL5  
    p%F8'2)}  
    工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算求得,即 7rcA[)<'  
    _#!U"hkH  
    式中F为工作阻力,N;V为工作机的线速度,m/s;ηw为工作机的效率。从而   PL@~Ys0  
    (? \?it-  
    故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 ?q _^Rj$  
    }X]\VSF{  
    2.选择电动机的转速   j$Nf%V 6Y  
    .s2$al  
    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。 H?tUCbw  
    (s s3A9tG  
    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 , }B0sC%cm  
    .n`( X#,*l  
    其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 Sh&iQ_vq  
    nL+p~Hi  
    查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; CbOCk:,g5  
    yHNuU)Ft  
    圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; O$qtq(Q%  
    jH>8bXQqZ  
    圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; H\E7o" m  
    t0Zk-/s  
    工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 537?9  
    (WRMaI72(  
    所以   qZ*f%L(  
    YLOwQj'  
    因此 R)oB!$k  
    nO{ x^b <  
    3.选择电动机的类型 E1  |<Pt  
    uvnI>gv  
    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。 bb;(gK;F  
    6)}B"Qd  
    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。 Z/<#n\>t0>  
    h/2/vBs  
    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。 9 |.Ao  
    T#EFXHPr  
    四、传动装置总体设计 r\2vl8X~  
    "uKFOV?j&  
    1.计算总传动比及分配各级传动比 @g-G =Ba  
    2-dh;[4  
    传动装置的传动比要求应为 +C+<BzR~A.  
    "R[l ZJ@  
    式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 c.%.\al8oW  
    icgJ;Q 5  
    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。 aD9q^EoEs  
    ^m!_ 2_q  
    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。 sw;|'N$:<  
    *k [J6  
    2.计算传动装置的运动和动力参数 =']3(6*  
    `Ye8 Q5v"]  
    设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 :Q_3hK  
    %}3qR~;  
    该传动装置从电动机到工作机共有三根轴,分别记为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,则 ; s|w{.<:  
    [AS}RV  
    1)     各轴转速计算如下 8Pmdk1 ~  
    ]~0}=,H$N  
    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。 XNehPZYS  
    -Z0+oU(?YE  
        2)各轴功率 n~.*1. P  
    J?&l*_m;t  
    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。 i"r!w|j  
    ,.tfWN%t\  
    3)     各轴转矩 )Si2 u5  
    ,"\@fwy{  
    电动机轴的输出转矩 R>/ NE!q  
    3j Z6kfj  
    五、传动零件的设计计算 mr:CuqJ  
    W!T"m)S  
    1、直齿锥齿轮的设计 M.q=p[  
    xSMt*]=9  
    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。 k; ZxY"^  
    Y?d9l  
    2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: .}B(&*9,v  
    lDxc`S  
    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)。 ;# uZhd  
    j%IF2p2  
    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。 T-_"|-k}P%  
    W-efv  
        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 ; *L4`$@l8  
    |7k_N|E  
    初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; >&:NFq-  
    uXjP`/R|  
    3)     按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 "Gb1K9A im  
    eHiy,IN  
    a、     试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; `=lc<T^  
    IZ/m4~  
    b、     小齿轮传递的转矩 ; nkfZiyx  
    m908jI_So  
    c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; )wvHGecp*  
    v\tEVhm  
    d、     由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 "A$!, PX6  
    LJ)5W  
    ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; -G7TEq)  
    vw,rF`LjZ  
    e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数 |yEa5rd?W  
    T~0k"uTE  
      由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 }7E^ZZ]f  
    gKYfQ+  
    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 z`UhB%-?  
    ).^}AFta  
    g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 G3G#ep~)vC  
    jRSUp E8  
    h、     小齿轮分度圆周速度v ^T"vX  
    *37uy_EpV  
    i、     查[2]表10-2得使用系数 ; l*\y  
    ,I1 RV  
      根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; ZOCDA2e(j  
    T&4qw(\G  
      齿间载荷系数取 ; [Zei0O  
    .sC?7O =  
      由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 /+Lfrt  
    hd),&qoW?  
      故载荷系数 ; +t5U.No  
    ~cTN~<{dq  
    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 if|+EN%  
    6f')6X'x  
    模数     ;r_F[E2z  
    .ZvM^GJb  
    4)     按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 S4=~`$eP  
    -gSUjP  
    a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; C{gyj}5  
    I!e})Y  
    大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; qlL`jWJ  
    =|3fs7  
    由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 &l3iV88  
    T!Hb{Cg*  
    b)     去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 ~0beuK&p  
    d ,4]VE  
    载荷系数K=2.742; &boOtl^  
    _?OW0x4  
    c)     分度圆锥角 ;易求得 `c<;DhNO  
    \,u_7y2 c  
    因此,当量齿数  GB$;n?  
    \"X!2  
    根据[2]表10-5查得齿形系数 gw, UQbnu  
    (h >-&.`&  
    应力校正系数   uc;8 K,[t  
    +=O5YR!{  
    d、计算大小齿轮的 值并比较大小: MyT q  
    8 7D*-Gw  
    结果显示大齿轮的数值要大些; bbrXgQ`s+w  
    -$\+' \  
    e、设计计算 b )B? F  
     o4|M0  
    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 R8ZK]5{o  
    ;kY(<{2  
    大齿轮齿数   ; Ney/[3 A  
    :A/d to  
    5) 其他几何尺寸的计算 Y;?{|  
    S:h{2{  
    分度圆直径   ILGMMA_2  
    ogyTO|V=  
    锥距       zd @m~V  
    \ExMk<y_&  
    分度圆锥角   ,6-:VIHQ  
    WA+iYLx@H  
    齿顶圆直径    R}O_[  
    *MKO I'  
    齿根圆直径   vN`klDJgW[  
    8fl`r~bqZ  
    齿顶角       n*2UnKaJ  
    #ZB~ x6i6  
    齿根角     kqFP)!37  
    >m$1Xx4#GV  
    当量齿数     C{U?0!^  
    }H^+A77v  
    分度圆齿厚    # 1OOU  
    vSEuk}pk  
    齿宽       U~:-roQ(\  
    |olA9mp|]  
    6) 结构设计及零件图的绘制 <0Xf9a8>  
    ;lE%M  
    小齿轮的齿顶圆直径 ,故做成实心结构;大齿轮的齿顶圆直径 ,故做成腹板式结构.其他主要尺寸参见[1]表11-7. ,J+}rPe"sf  
    Zy`m!]G]80  
    零件图见附图二. LY%WD%pL  
    9Z4nAc  
    2、直齿圆柱齿轮的设计 >T^;MS  
    Fld=5B^}  
        1)设计已知:齿数比u=2.5;小齿轮转速 ;输入功率 ;传递的转矩 ; 6 (]Dh;gC  
    A^USBv+9`  
    2)齿轮传动的主要特点是:效率高,结构紧凑,工作可靠,寿命长,传动比稳定,但制造和安装精度要求高。 `sn^ysp  
    '=b/6@&  
        3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 5IE#\FITO|  
    Ayxkv)%:@)  
        4)材料及精度等级的选择 *\ R ]NV  
    pM4 :#%V  
    运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 0XE4<U   
    |-:()yxs  
    由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 k\5c|Wq|g  
    rC5 p-B%  
    5)     压力角和齿数的选择 Kp%2k^U  
    -t!~%_WCv  
    选用标准齿轮的压力角,即 。 m| n  
    <^#,_o,!  
    选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? ~vm%6CABM  
    OP[  @k  
    取 。 +r2+X:#~T  
    f6hnTbJ  
    6)     按齿面接触强度设计 +$ 'Zf0U  
    hOjk3 k  
    由[2]设计计算公式10-9a,即 y0L_"e/  
    (7wc*#}  
    a.     试选载荷系数 ; b RFLcM  
    DX#Nf""Pw  
    b.     计算小齿轮传递的转矩 : 0CnOL!3.I  
    , qMzWa  
    c.     由[2]表10-7选取齿宽系数 ; +}Dw3;W}m  
    ?WGA?J %2  
    d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; n(1l}TJy  
    0q()|y?}  
    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 。 j'Fpjt"&=  
    PxvyN_B#>  
    f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 "q3ZWNS'w  
     dm\F  
    g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ; ha]VWt%}  
    zu_8># i-  
    h.     计算接触疲劳许用应力: o_izl \  
    3#3n!(  
    取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 G|bT9f$  
    *7uH-u"5d  
    i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, rD*jp6Cl  
    Ytn9B}%o  
    j.     计算圆周速度 >^u2cAi3[  
    `KZm0d{H  
    k.     计算齿宽b d[iQ` YW5  
    b6,iZ+]  
    l.     计算齿宽与齿高之比 Ouk ^O}W6  
    uy>q7C  
    模数     `+]Qz =}  
    ?>7[7(|  
    齿高     ; 5*&xz  
    Ogqj?]2QC  
    所以     j*|VctM  
    $o+j El>  
    m.     计算载荷系数 <$D`Z-6  
    L^1NY3=$  
    根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; aC]$k'71  
    OAgniLv  
    直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; Cwv9 a^  
    'p^t^=dQ  
    由[2]表10-2查得使用系数 ; y6g&Y.:o  
    xK>*yV  
    又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数     /J]5H  
    nGC/R&  
    代入数据计算得    on4HKeO  
    |Tv#4st  
    又 , ,查[2]图10-13得 ld[I}88$  
    xVw9v6@`h  
    故载荷系数 lov!o: dJ  
    $zUP?Gq!  
    n、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由[2]公式10-10a得 &sl0W-;0  
    f[]dfLS"W  
    o、计算模数m Sh/08+@+L:  
    lt/1f{v[:  
    7) 按齿面弯曲强度设计 #NQMy:JHD)  
    (^ J I%>  
    根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 Pd8![Z3  
    S;Fi?M  
    由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; l5~os>  
    4VHn  \  
    b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 u2tfF  
    EfqX y>W  
    c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 rjK%t|aV^  
    T;4NRC  
    d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K &j;wCvE4+  
    Q 3 ea{!r  
    e.查[2]表10-5得齿形系数 (O\ )_#-D  
    <;lkUU(WT2  
    f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 Q1Kfi8h}'  
    \<bx [,?  
    小齿轮   ]>!K3kB  
    xH ]Ct~ md  
    大齿轮 pd?M f=>#  
    !M(xG%M-V  
        结果是大齿轮的数值要大; :'Vf g[Uq  
    T9=I$@/  
      g.设计计算 <NMEGit  
    7P } W *  
    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。 5%"V[lDx@  
    ?d*z8w  
          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 ; IW5,7.  
    ibcRU y0%  
    8)     其他几何尺寸的计算 Y/F6\oh  
    =F|{# F  
    分度圆直径     fuW\bo3  
    }PlRx6r@  
    中心距       ; Z{*\S0^ST  
    RbB.q p  
    齿轮宽度     ; /PVk{3  
    &$+AXzn  
    9)验算     圆周力 }{Pp]*I<A  
    soxc0OlN  
      10)结构设计及零件图的绘制 G/E+L-N#`  
    }J}-//[A  
        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。 +|3@=.V  
    A`%k:@  
    3、链传动的设计计算 w7L{_aom  
    )$2QZ qX  
        1.设计条件 -_g0C^:<,  
    \doUTr R  
        减速器输出端传递的功率 '@v\{ l  
    #~]zhHI  
        小链轮转速 Fe*R  
    !)f\%lb  
        链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 `7E;VL^Y1  
    ZvM(Q=^  
        2.选择链轮齿数 [(i  
    ]h`&&Bqt  
        假定链速V=0.6-3m/s,查[2]表9-8选取小链轮齿数Z1=17,则大链轮(从动链轮)齿数 。 6q\bB  
    dFxIF;C>/  
        3.确定链条链节数 l:~/<`o  
    k=$TGqQY?  
        初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 c^xIm'eob  
    !/b>sN}  
                  取 (节) BKCiIfkZ  
    b#%hY{$j  
        4.确定链条的节距p [\e eDa  
    ;+R&}[9,A)  
        1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 +HpA:]#Y  
    5{WE~8$  
        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 ^oz3F]4,g  
    QE+g j8  
    齿数系数 `,(4]tlL  
    bSlF=jT[S  
    链长系数       +.PxzL3?  
    d'gfQlDny  
    由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 HVCe;eI  
    C[AqFo  
    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。 ! I:%0D  
    9<?M8_  
        5.确定链长L及中心距a oH?b}T=9jz  
    bHnT6Icom  
        链长 $99n&t$Y  
    ]jQutlg|  
    由[2]公式9-20得理论中心距 qBQ?HLK-  
    3pROf#M  
    理论中心距 的减少量 &m7]v,&  
    i^&~?2  
    实际中心距 Y5Bo|*b  
    H2 {+)  
    可取 =772mm ?p{Nwl#  
    s\(k<Ks  
          6.验算链速V  _"yh.N&  
    &t@jl\ND  
    这与原假设相符。 |Zpfq63W  
    4Z=_,#h4.  
          7.作用在轴上的压轴力 Rok7n1gW  
    [S%_In   
    有效圆周力 ?3,:-"(@p  
    | j`@eF/"  
    按水平布置取压轴力系数 ,那么 uAq~=)F>,  
    -0 a/$h  
    六、轴系零件的设计计算 YlQ=5u^+  
    {4}yKjW%z  
    1、轴三(减速器输出轴)的设计 6'57  
    IMFDM."s  
      (1)轴的转速及传递的功率和转矩: bo>*fNqAIy  
    oulVg];  
        (2)求作用在轴齿轮上的力: LmrfN?5  
    y2dCEmhY  
    在齿轮的设计中已知低速级大齿轮的分度圆直径d=160mm;因此齿轮上的圆周力 2;`1h[,-^  
    =:Fc;n>c<K  
    径向力       3S@7]Pg  
    6<SAa#@ey  
    其方向如图五所示。 xh,qNnGGi  
    [PM 2\#K  
      (3)初步确定轴的最小直径 ,4e:I.b  
    "Yv_B3p   
    选轴的材料为45钢,调质处理,以使轴有足够的韧度和强度。根据[2]公式15-2估算轴的最小直径,即 IqHV)A  
    ^ogt+6c  
    查[2]表15-3取45钢的 Gr'  CtO  
    zT.7  
    那么       D,*3w'X!K  
    85$m[+md  
    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。 `pa!~|p  
    L.2^`mZs  
      (4)轴的结构设计 .t-4o<7 3  
    Oc#syfO  
        ①、拟订轴上零件的装配方案,如图三所示。 !u[9a;Sa#  
    $y&E(J  
                    图三 +F` S>U  
    #aJ(m&  
        ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 faX#**r  
    .Iw AK/QS  
        a、考虑轴要与滚子链链轮配合使用,根据链条节距和链轮齿数,查[2]表9-4得链轮孔最大许用直径 参照(3)中计算的轴的最小直径,在中间取合适的直径值 ;链轮的周向定位采用平键联接,按d7-8查[1]表4-1得平键截面 ;键槽用键铣刀加工,长可查手册在长度系列中选取L=28mm;由此,再考虑加工与装配,取 为了满足链轮的轴向定位要求,6-7段需制 一个轴肩,因此可取 。 DB|Y  
    *b}HNX|  
        b、由于齿轮主要承受径向力,故选用单列深沟球轴承。并根据 初步选取0基本游隙组,标准精度级。查[1]表6-1选取6309号轴承,其尺寸为 ,故 Jy:Qlx`  
    YeL#jtC  
    ;坐端滚动轴承采用轴肩定位,6309型轴承的安装尺寸 ,故取 ; AaOu L,l  
    *uf'zQ<9  
    c、取安装齿轮处轴段的直径 ;齿轮左端与轴承之间用套筒定位。在齿轮的设计中已知齿轮宽度为64mm,为使套筒端面可靠的压紧齿轮,该轴段长度应略短于齿轮宽度,故取 ;齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度 ,取 ,则轴肩处的直径 ;轴环宽度 ,故取 。 Q7\w+ANf0  
    wLH>:yKUU  
    d、轴承端盖的总宽度为20mm。考虑轴承端盖的拆装及便于给轴承添加润滑剂的要求,取右边端盖右端面到该轴段末的距离为20mm,则 (参看图四)。 A*2jENgci  
    ]EBxl=C}D  
                    图四 )JLdO*H  
    Y@vTaE^w3  
    e、取直齿轮距箱体内壁之间的距离a=14mm,锥齿轮与直齿圆柱齿轮间的距离c=20mm(参看图一),考虑箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时,应距箱体内壁一段距离s=8mm;已知深沟球轴承的宽度B=25mm,大锥齿轮轮长 ,那么 "Mn6U-  
    mt{nm[D!Xp  
    ③、直齿圆柱齿轮的周向定位采用平键联接,根据 由[1]表4-1查得平键截面 ,键槽长度为50mm。 oy=js -  
    .CABH,Po:  
    ④、确定轴上圆角和倒角尺寸 ?k&Vy  
    cWsNr'MS*  
    根据轴端直径,参考[2]表15-2取轴端倒角为 ;各轴肩未注圆角半径为R1.6,如轴结构与装配图四。 g`' !HGY  
    F=e8IUr  
    (5)求轴上的载荷 O!#g<`r{K  
    b\kdKVh&  
    根据轴的结构图作出轴的计算简图如图五所示。将轴简化为简支梁,轴的支承跨度 , jyUjlYAAv`  
    3>AMII  
    ; ; s}9S8@#  
    :Zbg9`d*  
    图五 m@2QnA[ 4  
    gnOt+W8  
    从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是该轴的危险截面。该截面上的载荷分布列于下表一中: wPd3F.<$  
    L^2%1GfE{  
                    表一 Lv;^My  
    4{U T!WIi  
    载荷     水平面H     垂直面V 'Ym9;~(@R  
    D9=KXo^  
    支反力F       @s;;O\  
    q460iL7yF}  
    弯矩M       x.!V^HQSN  
    XK3tgaH  
    总弯矩       DS(}<HK{  
    {j?FNOJn  
    扭矩T     T=146.8Nm $oID(P  
    wx= $2N6  
    (6)按弯扭组合校核轴的强度: yy^q2P  
    qpP=K $  
    根据[2]中公式15-5,即 p Z|V 3  
    M#4p E_G  
    取 ,并计算抗弯截面系数 i(%W_d!  
    #uG%j  
    因此轴的计算应力 :841qCW  
    ? r "{}%  
    由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力 ,显然 UT~4x|b:O  
    WdH$JTk1  
    ,故安全。 eCU:Q  
    ifMRryN4  
      (7)精确校核轴的疲劳强度 S"bg9o  
    o4F2%0gJ  
    ①、判断危险截面 &ZlVWK~v  
    l|JE#  
    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。 NqazpB*  
    u^ +7hkk  
    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。 58tARLDr  
    Ha0M)0Anv  
    ②、截面2左侧: S}m)OmrmA  
    taHJ ub  
    抗弯截面系数     %op**@4/t\  
    }I+E\ <  
    抗扭截面系数     ;40/yl3r3[  
    Ct<udO  
    截面2左侧的弯矩为 zx"s*:O  
    )np:lL$$  
    扭矩为         c \J:![x  
    #?U}&Bd  
    截面上的弯曲应力   sQHv%]s 0  
    F4-$~ v@  
    扭转切应力为     8?#/o c  
     L2[($l  
    轴材料是45钢,调质处理。由[2]表15-1查得 ; YNyk1cE  
    Uou1mZz/  
    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 <SAzxo:I  
    g#pr yYz  
    又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为 oQ/E}Zk@  
    93 )sk/j  
    故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得 5FPM`hLT  
    F`9xVnK=  
    由[2]附图3-2得尺寸系数 ;由[2]附图3-3得扭转尺寸系数 ; :\`o8`  
    #>("CAB02T  
    如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数 ; 6xx<Y2@  
    iJI }TVep#  
    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     lV3x*4O=  
    \g&,@'uh  
    故该轴在截面2左侧的强度是足够的。 !OhC/f(GBZ  
    d=$Mim  
    ③、截面2右侧: ^qvZXb  
    $lfn(b,  
    抗弯截面系数     $D~0~gn~  
    >W=,j)MA  
    抗扭截面系数     [x=s(:qy  
    Fo (fWvz  
    截面2右侧的弯矩为 [: n'k  
    t9GR69v:?  
    扭矩为         xA2YG|RU=b  
    kr^P6}'  
    截面上的弯曲应力   B-Ll{k^  
    .O5Z8 p  
    扭转切应力为     *2>&"B09`  
    7J D' )  
    过盈配合处的 值可由[2]附表3-8用插入法求出,取 ;于是得 WH#1 zv  
    8?B!2  
    表面质量系数 ; ihhDOmUto  
    Hp|kQJ[LE  
    故综合影响系数为 g>E LGG |Q