畢業設計-刮板輸送機-資料下載頁

　　

【正文】 ： 大端齒根高： 小圓錐齒輪齒根角： 大圓錐齒輪齒根角： (2) 級直齒圓柱齒輪設計計算 ①選擇齒輪材料，確定許用應力 由《機械設計》 選擇齒輪材料，確定許用應力 由《機械設計》 小圓柱齒輪 20Cr 表面淬火 大圓柱齒輪 40Cr 表面淬火 許用接觸應力，由《機械設計》式6—6，得 () 接觸疲勞極限查圖6—4得 小圓柱齒輪： 大圓錐齒輪： 接觸強度壽命系數，應力循環次數N,由式6—7，得 () 式中：—小圓柱齒輪的轉速，=536； —齒輪每轉一周時同一齒面的嚙合齒數，=1； —齒輪的工作壽命為12年，每年平均工作300天，每 天平均工作16小時 則： 查圖6—5得，.07 接觸強度最小安全系數，有推薦值=1~，本設計中取== 所以許用接觸應力為 所以 許用彎曲應力，由式6—12，得 ()式中：—彎曲強度計算的壽命系數，由圖6—8得 —彎曲強度計算的尺寸系數，查圖6—9（設模數不大于15mm）得 —試驗齒輪的彎曲疲勞強度極限，查圖6—7得（雙向轉動 ）： 小圓柱齒輪： 大圓柱齒輪：； —彎曲強度計算安全系數，有推薦值=~3，=， =； ，得 ②按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，估計圓周轉速為= ≈13， 查《機械設計》、 小圓柱齒輪的分度圓直徑：由《機械設計》式6—5得 ()式中：—齒寬系數，（按齒輪相對軸承的位置對稱布置）取=； —小齒輪齒數，在推薦值=20~40中選，取=33； —大齒輪齒數，==，圓整取=81； —齒數比，,傳動比誤差 =＜，滿足設計要求； —小齒輪轉矩， — 滿載系數， —使用系數，=； —動載系數，由推薦值=~，取=； —齒間載荷分配系數，~，取=； —齒向載荷分布系數，由推薦值=1~，取=； 所以 —材料彈性系數，=； —節點區域系數，查圖6—3（，==0)得，=； —重合度系數，~=。 ，得 齒輪模數：==10mm 小圓柱齒輪分度圓直徑： 圓周速度的計算 在估計的范圍之內，所以滿足要求 標準中心距： 齒寬：，圓整取=231mm 大圓柱齒輪： 小圓柱齒輪： ③按齒根彎曲疲勞強度校核計算 由《機械設計》式6—10，得 ()式中：—齒形系數，小圓錐齒輪：=，大圓柱齒 輪：=； —應力修正系數，小圓柱齒輪：=，大圓 錐齒輪：=； —重合度系數 重合度 式中：—壓力角，=； —小圓柱齒輪嚙合角， —大圓柱齒輪嚙合角， 故重合度為 所以重合度系數 所以 所以滿足齒根彎曲強度 ④齒輪其他主要尺寸 由國家標準12369—1990得=3=，=13。 大圓柱齒輪的分度圓直徑：齒根圓直徑：小圓柱齒輪：大圓柱齒輪：頂圓直徑：小圓柱齒輪：大圓柱齒輪：⑶級行星齒輪傳動設計計算 ①行星齒輪系的介紹 該輪系廣泛地用于動力及輔助傳動中，工作制度不限，可用為減速、增速和差速裝置，本設計用于減速裝置。軸的尺寸小便于串聯成多級傳動、工藝性好、結構緊湊、體積小、重量輕、傳動比范圍大、傳動效率高和可以實現傳動的分流等優點。 ②行星輪系的傳動比的選擇由《齒輪設計手冊》可知行星齒輪的傳動共有三種方式，即 ()式中：—表示內齒輪固定b，太陽輪a對行星架X的傳動比； —表示太陽輪a固定，內齒輪b對行星架X的傳動比； —表示行星架X固定，太陽輪a對內齒輪的傳動比； —太陽輪齒數； —行星輪齒數； —內齒輪齒數。 由上面三種情況可見，同一套行星輪齒輪機構，當固定不同的部件時，可以得到不同的傳動比。在本設計中，傳輸系統為可控起動傳輸系統，剛起動時，太陽輪a固定，內齒輪b轉動,此時傳動比為；當液壓缸慢慢加壓，即刮板輸送機開始工作時，內齒輪b的轉速逐漸降低，當刮板輸送機完全工作時，內齒輪b固定，此時傳動比，在整體設計時，按傳動比為的傳動方式設計。 ③行星齒輪傳動參數確定和滿足條件由《齒輪設計手冊》可知，在行星輪傳動設計時，行星齒輪應同時滿足傳動比、通信條件、連接條件、裝配條件以及其他條件（小齒輪最小齒數和大齒輪最大齒數等，這些條件關系到行星齒輪傳動機構能否運動，能否裝配等）。 Ⅰ傳動條件 行星齒輪各齒數設計時應滿足：，其中、。 Ⅱ同心條件 三個基本構件的旋轉軸線必須重合于主軸線，即由中心輪和行星輪組成的所有嚙合副實際中心距必須相等（），： 同心和鄰接條件 由《齒輪設計手冊》得行星齒輪非變位、高變位或等嚙合角變位應該滿足： 即 式表明，為了保證同心條件，兩中心輪齒數和必須同時為偶數或奇數，否則行星齒輪不可能為整數。 角變位行星齒輪應滿足： 式中：、為不同嚙合的端面嚙合角，為中心輪a與行星輪c的嚙合角；為內齒輪b與行星輪c的嚙合角。由《齒輪設計手冊》可知：設計時，外嚙合宜用大嚙合角，通常取嚙合角=~；內嚙合角由于接觸齒面當量曲率半徑較大，且嚙合角根據彎曲強度較好，故嚙合角可降低一些，通常取=~。 Ⅲ鄰接條件 由于多個行星輪c均勻對稱地布置在太陽輪a和內齒輪b之間的行星傳動，設計時，必須保證相鄰兩個行星輪齒頂之間不得相互碰撞。由《齒輪設計手冊》。所以鄰接條件應該滿足： 即 ()式中：—行星輪個數，本設計取=3； —為a—c嚙合副的中心距； —行星輪頂圓直徑。 Ⅳ裝配條件 在行星輪系傳動中，幾個行星輪能均勻裝配并保證與中心輪正確嚙合應具備的齒數關系和切齒要求，稱為裝配條件。設計行星輪系時，其行星輪的數目和各齒輪的齒數必須選正確，否則就裝配不起來。因為當第一個行星輪裝配好后，則太陽輪和內齒輪的相對位置便確定了。又因為均勻分布的行星輪的中心位置也是確定的，所以在一般情況下，其余行星輪的齒有可能不能同時插入內齒輪和太陽輪的齒槽中，即無法裝配。根據《齒輪設計手冊》查得裝備條件為 Ⅴ其他裝配條件 由《齒輪設計手冊》得 小齒輪最小齒數： 當齒面硬度時，推薦，當時。 小齒輪最大值： 在保證齒輪有足夠彎曲強度條件下選取。 ④行星輪的配齒方法 行星輪有比例法和系列設計配齒數法，后者又可以分為已知條件配齒、公式配齒、查表配齒。本設計采用系列設計配齒數法的公式配齒和查表配齒法相結合。 Ⅰ配齒公式 () Ⅱ由 式 整數，檢查裝配條件，并根據齒輪變位方法確定是奇數還是偶數。 ⑤行星輪機構的設計 Ⅰ各齒輪材料及熱處理工藝的選定由《機械手冊》《工程材料工藝與成形》構件名稱材料熱處理方法齒面硬度太陽輪a30滲碳淬火62行星輪c20滲碳淬火58內齒輪b40調質265 由《機械設計》圖6—4查得齒面疲勞強度極限： 太陽輪a: 行星輪c: 內齒輪b： 由《機械設計》圖6—4查得齒面接觸疲勞強度極限： 太陽輪a： 行星輪c： 內齒輪b： 太陽輪、行星輪、內齒輪均采用齒形為漸開線直齒，由《機械設計》《機械精度》可知，太陽輪和行星輪采用磨齒加工，精度等級為6級；內齒輪采用插齒加工，精度等級為7級。 Ⅱ行星輪系的主要參數的確定 傳動比的確定 有前面的傳動比分配可知 行星輪數目的確定 由前面設計可知本設計中行星輪的數目=3 行星輪各構件齒數的確定 根據《齒輪設計手冊》中的小齒最小齒數的條件（當齒面硬度＞350時≥12）和配齒條件可取=28 內齒輪齒數：= 行星輪齒數： 檢驗各齒輪齒數是否滿足裝配要求 所以滿足裝配條件 Ⅲ齒輪模數的初算按《現代傳動手冊》——39的各公式和各系數經化簡推導出中心距的計算公式 ()式中：—齒數比； —綜合系數，=； —太陽輪單個齒傳遞的扭矩。式中為第 三軸上的傳動功率，由前面可知=786，為第三軸的轉速， 由前面可知=221，為載荷不均勻系數，由《齒輪 設計手冊》查得=，所以 ； —齒齒寬系數，由《齒輪設計手冊》得=； —太陽輪接觸疲勞極限，由前面可知 =1480。 ，得 所以模數： ，按《機械設計》則標準中心距： ，取 Ⅳ計算變位系數 a—c傳動 由《機械原理》 (）式中：—標準中心距，mm，由前面可知=315mm； —嚙合角； —非標準中心距，由前面可知=320mm； —分度圓上的壓力角，； ，得 所以 變為系數和： () 由《機械原理》可知 （） ，得 中心距變動系數y： 齒頂降低系數： 分配變位系數 因為和，由《齒輪設計手冊》圖14—13的圖線a、b取=== c—b傳動 由《機械原理》 （）式中：—標準中心距，mm，由前面可知=315mm； —嚙合角； —非標準中心距，由前面可知=320mm； —分度圓上的壓力角，； ，得 所以 變為系數和： （） 由《機械原理》可知 (） ，得 中心距變動系數y： 齒頂降低系數： 分配變位系數 由前面計算可知，所以=+=. Ⅴ幾何尺寸計算 分度圓直徑： 齒根圓直徑： 齒根圓直徑： 基圓直徑： 由《齒輪設計手冊》得 太陽輪、行星輪中=1，內齒輪 把已知數據代入上組計算得 太陽輪a： 行星輪c： 內齒輪b： ，取工作的時候的嚙合齒寬—（5~10） =185mm。 Ⅵ嚙合要素驗算 a—c傳動端面重合度： 頂圓齒形曲徑： () 太陽輪a： 行星輪c： 端面節圓長度： () 式中為端面節圓嚙合角，直齒==，則 端面重合度 c—b端面重合度： 頂圓齒形曲徑： () 行星輪由前面計算得= 內齒輪b： Ⅶ端面節圓長度： () 式中為端面節圓嚙合角，直齒==，則 Ⅷ端面重合度 ⑥齒輪強度驗算 Ⅰ按齒面接觸疲勞強度計算 彎曲疲勞極限，查圖6—7得， 太陽輪a： 行星輪c： 內齒輪b： 彎曲強度最小安全系數，~3，取= 彎曲強度壽命系數，查圖6—8得 彎曲強度尺寸系數，查圖6—9得， 把已知數據代入6—12式，則有 太陽輪a： 行星輪c： 內齒輪b： Ⅱ按齒根彎曲強度校核計算 由《機械設計》式6—10 () 式中：—齒形系數，=，=，=； —應力修正系數，=，=，=； —重合度系數 ，有公式=+得