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本 科 畢 業(yè) 設 計 題目 小型路面掃雪機的設計 系 別 專 業(yè) 學 生 姓 名 學 號 指 導 教 師 職 稱 摘 要 雪是冬天的象征 瑞雪兆豐年 大雪紛飛 是世間美好而壯觀的景象 最快樂的就 屬孩子們 他們在雪地里打雪仗 堆雪人 玩的不亦樂乎 可是雪對于國家來說 不僅 僅只是美景而已 還是大自然帶來的災害 雪天路面濕滑 行人走在路面時常摔倒 也 有很多車輛因為下雪發(fā)生交通事故 造成人員傷亡 家庭破裂 因此 掃雪機的發(fā)明 對人們的安全起到了至關重要的作用 本設計主題是在分析了國內外各種掃雪機的發(fā)展現狀后提出的 針對我國北方大量 降雪的城市 此設計的運用范圍主要是那些大型路面掃雪車所不能觸及的街道 所以根 據街道路面的寬窄 雪的厚度 硬度等因素 設計一種小型的路面掃雪機 此次設計方案采用吸塵器的設計原理 由柴油機提供動力 風機葉輪在動力機的高 速驅動下 將空氣排出風機 同時 使吸雪口的空氣不斷補充進風機 形成較高的壓強 差 從而將雪吸入箱體 達到除雪效果 關鍵詞 掃雪機 吸塵器 壓力差 Abstract Snow is a symbol of winter snow bumper harvest heavy snow how beautiful is spectacular The most happiness to the children they are in the snow snowball fights a snowman enjoy play But snow for counties also belong to natural disasters Snow road surface is slippery there are a lot of pedestrians on the road trip and so there are a lot of vehicle a accidents causing casualties family apart Therefore the invention of the snow sweeper played a crucial role in the safety of the people This design theme is after analyzing the present development situation of domestic and foreign various snow blowers according to a lot of snow in the north of China city The application range of this design is mainly the large tractor road can t hit the streets So according to the street pavement width factors such as the thickness hardness designing a small road snow blowers The design adopts the design principle of vacuum cleaner powered by diesel engines driven by high speed blower impeller in the engine the air exhaust fan at the same time make the suction fan air is added into the snow form high pressure difference suction box to snow snow removal effect Keywords Snow blower The vacuum cleaner The pressure difference 目 錄 1 緒論 1 1 1 選題的目的與意義 1 1 2 目前主要的除雪方法 1 1 3 目前掃雪機種類及存在問題 1 1 4 掃雪機國內外的發(fā)展現狀 2 1 5 小型路面掃雪機的結構原理 3 2 總體方案設計 4 2 1 雪的物理性質 4 2 2 總體方案的設計 4 2 3 傳動方案的設計 4 3 各系統(tǒng)的設計 6 3 1 原動機的選擇 6 3 2 車體的設計 6 3 3 掃雪機的設計參數 7 4 掃雪機的設計計算與校核 8 4 1 帶傳動的計算 8 4 2 減速器的設計 9 4 2 1 減速器的動力參數設計 9 4 2 2 高速級齒輪傳動的設計 10 4 2 3 低速級齒輪傳動的設計 16 4 3 鏈傳動 1 的設計 21 4 4 變速器的設計計算 22 4 4 1 高檔位的齒輪傳動設計計算 22 4 4 2 低速檔齒輪傳動的設計 28 4 5 鏈傳動 2 的設計 29 4 6 錐齒輪的設計 30 4 7 軸的設計計算 34 4 8 葉片軸的計算校核 36 5 結 論 38 參考文獻 39 致 謝 40 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 1 1 緒論 1 1 選題的目的與意義 在北方的冬天 人們往往是天天盼雪 倘若這個冬天一場雪都沒下 就好像這個冬 天不完整 冬季的早晨 當一覺醒來 看見一片白茫茫 就像詩里寫的那樣 忽如一夜 春風來 千樹萬樹梨花開 這種景象是人間最美不過的畫面 人們通常都喜歡出門玩耍 在雪地里拍照 然而也正是這種美景 給人們帶來了無限的痛苦 大雪過后 道路濕滑 摩擦阻力變小 車輛通行時很容易發(fā)生交通事故 就連行人 也是時常滑倒 造成骨折 然而城市道路的清掃 大多是環(huán)衛(wèi)工人 他們在雪停的那一 瞬間 就扛起鐵鍬 掃帚趕到公路上開始工作 辛辛苦苦一整天卻清掃不了幾條街道 因此 雪越下越厚 道路越來越難通行 導致事故頻繁發(fā)生 人的力量是有限的 且工作效率低 現代社會 機械化代替了人工 解放了勞動力 因此 為了更加方便快捷的清掃雪路 提高工作效率 設計出一種小型路面掃雪機是很 有必要的 機器可以代替人工 不僅工作效率高 且可以長時間持續(xù)工作 這樣路面清 掃速度快 事故發(fā)生也會減少 1 2 目前主要的除雪方法 目前除雪采用的方法主要有 傳統(tǒng)的人工除雪 利用融雪劑來清除 利用各 種除雪機器來除雪 人工除雪工作效率低 浪費人力 作業(yè)成本高 占用路面的時間長且必須在白天工 作 有很多不安全因素 容易發(fā)生交通事故 給來往的車輛 行人帶來不便 融雪劑除雪是一種依靠熱的作用或化學藥劑 使積雪融化的方法 主要用于機場 廣場 停車場 城市道路等 可以起到除雪及防凍的作用 但是 同時也對周圍環(huán)境造 成危害 融雪劑的費用很高 且容易對道路和城市環(huán)境造成污染 損害人的身體健康 而且 當溫度過低時 將失去其原有的作用 也不利于保護車輛的輪胎 所以 這種除 雪方法的使用范圍有一定的限制 機械掃雪是通過機械直接對雪進行鏟除或清掃 主要分為犁式掃雪機和螺旋轉子掃 雪機兩大類 現如今 傳統(tǒng)人工清雪法和融雪劑清雪法已經不能滿足需要 所以需要性 能良好 自動化程度高的機械設備來替代 但目前掃雪機種類并不是很多 且設備還不 完善 存在著許多不足之處 1 3 目前掃雪機種類及存在問題 目前市場上的掃雪機按其工作原理分為以下幾種 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 2 一是推移式掃雪機 在大型車輛上 如推土機 安裝推雪鏟刀 掃雪犁等裝置 將 雪推走 留出人們行走的通道 然后再利用其它車輛將雪拉走 這種形式的掃雪機 清 理效率低 容易劃傷地面 且耗費時間 由于借助大型車輛 所以在路面的選擇上有一 定的局限性 二是拋雪式掃雪機 市面上大多數掃雪機多為拋雪式 先利用攪龍收集積雪 再利 用拋雪泵將雪拋出 這種掃雪機清掃效率高 速度快 是使用最廣泛的一種 三是吹雪式掃雪機 利用航空發(fā)動機來產生強大空氣流 再由噴口吹出來 從而清 除地面積雪 這種掃雪機運行速度高 生產效率高 但同時成本也高 只能在機場 高 速路等寬曠地區(qū)使用 不適合小型產品的生產 這幾種掃雪機大都是大型的設備 只適用于空曠無人的地區(qū)或者較寬的路面 在城 市的交通道路上并不適用 且這幾種掃雪機采用的是鏟刀或者攪龍 容易劃傷路面 且 對于凹凸不平的地面 起不到很好地清理效果 1 4 掃雪機國內外的發(fā)展現狀 據了解 國外掃雪機發(fā)展已有很長的歷史 近幾十年來 發(fā)展尤為迅速 種類也逐 漸增多 各生產商在采用新技術的同時 還不斷提高產品的作業(yè)性能和操作性能 以便 適應冬季掃雪的各種要求 最早的掃雪機是利用推土機 后來逐漸發(fā)展為犁式掃雪機 早在 1943 年 日本就開始把 V 型犁式掃雪器裝載在卡車上 用來掃雪 經過多年發(fā)展 國外的犁式掃雪機已有較高的技術水平 在國內 掃雪機的研究較少 據資料顯示 國內對掃雪機的真正研究和開發(fā)是在上 世紀 80 年代以后 隨著改革開放的發(fā)展 開始不斷新建道路 各種機動車層出不窮 掃 雪機也隨著時代發(fā)展的需求而出現 主要研究工作是在東北地區(qū) 那里下雪量大 需求 高 通過深入研究 國內也生產出了幾種機器 在除雪作業(yè)中 起到一定的作用 但是 工作效率低 成本高 對地面的保護能力差 90 年代初 我國的沈大高速公路上引進了德國產的 烏尼莫克道路綜合養(yǎng)護車 輔 助機械備有犁式除雪器 國內犁式除雪機的研究也取得一定的成績 先后研制了一些成 功的產品 如西安公路研究所所研制的 L9280 型掃雪機 吉林交通科學研究所研制的 CL 3 6 CL 3 5 型系列掃雪機 以及哈爾濱林業(yè)機械研究所研制的 CBX 216 綜合破冰機等 犁式掃雪機只對沒凍的積雪清理效果好 并不能解決積雪久的路面 旋轉式掃雪機的出現 使清理路面積雪變得簡單 旋轉式掃雪機一般具有切削 集 中 推移和拋投的功能 具有結構復雜 功能多的特點 德國和日本是生產此類掃雪機 的主要國家 技術成熟 產品性能居世界領先水平 在除雪工作中 掃雪機機身的大小和掃雪速度是影響交通的重要因素 機體過大 會導致占道影響 速度過低 會影響車流量 造成交通堵塞 而適應于企業(yè)單位 城市 干道和環(huán)衛(wèi)工人的小型掃雪機幾乎不常見 且發(fā)展緩慢 所以小型掃雪機的設計對于國 內機械行業(yè)的發(fā)展起到一定作用 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 3 1 5 小型路面掃雪機的結構原理 掃雪機由車體和安裝在它上面的柴油機 動力機 變速箱 傳動裝置 吸雪器以及 清雪裝置組成 此次設計方案 采用吸塵器的原理 利用動力機的高速旋轉 帶動風機 葉輪的轉動 將葉輪中的空氣高速排出風機 同時外界空氣從吸雪口不斷地補充進風機 這樣箱體內部與外界會形成較高的壓差 從而將雪吸入箱體 收集到箱體后 再由拋雪裝置將雪拋出 拋雪葉輪利用高速旋轉產生的離心率將雪 拋出箱體 這樣在原動機的帶動下 掃雪車不斷前進 就能實現掃雪的功能 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 4 2 總體方案設計 2 1 雪的物理性質 由于溫度的改變 下雪時間的長短 雪的密度 硬度均不同 且由于路面有車輛行 駛 導致積雪的摩擦系數發(fā)生改變 所以在設計掃雪機之前 要先對道路上的積雪進行 研究了解 經過多次調查取樣 新下的雪的密度在 0 1 0 15g 不同道路 雪的性質不同 3 所以雪的密度 厚度是設計計算的重要參數 2 2 總體方案的設計 方案一 利用摩托車 在車體前面安裝滾刀片 通過刀片軸的高速旋轉 碾壓積雪 破除積雪 并在車體后接掃帚 將破除積雪掃到道路兩旁 由于是利用刀片來除雪 所 以對地面會有一定的損傷性 且遇凹凸不平的地面 不能很好地清理 方案二 利用傳統(tǒng)掃雪裝置 在車身前面安裝攪龍或鏟刀 將積雪收集到集雪箱內 再通過車體內的毛刷輪將收集的積雪散落到車體兩旁 從而清除出一條人行走的道路 這種方案只會清理出一條很窄的道路 且清理的積雪需要環(huán)衛(wèi)工人再進行整體清理 工 作效率低 方案三 利用手推車的方式 采用吸塵器的原理 利用葉片輪高速旋轉產生的壓力 差 積雪會隨吸入的空氣一同吸入箱體 并隨排除空氣一同排出機體 拋到道路兩側的 綠化帶內 這種方案利用的是手推車 體積小 成本低 行走方便 適用于道路較窄的 地方 大雪過后 及時清理積雪 會減少很多事故 所以本次設計主要是針對新鮮積雪 所以掃雪機要求輕便 快捷 工作效率高 可以在積雪凍住或碾壓結實之前清理干凈 根據對掃雪機的要求 還有公路保護的考慮 選擇第三種方案 2 3 傳動方案的設計 發(fā)動機提供動力 通過帶傳動帶動中間軸的旋轉 從而帶動錐齒輪的轉動 錐齒輪 連接葉片輪 使葉片輪高速旋轉 將箱體內的空氣高速排出風機 與外界形成壓力差 吸雪口處的雪會隨空氣一同進入箱體 進而再隨排出空氣一同排出機體 行走裝置主要是由發(fā)動機提供動力 通過帶傳動連接減速器減速 從減速器出來 通過鏈傳動連接變速器 改變行走速度 再通過鏈傳動帶動車輪軸 從而實現行走 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 5 主要傳動結構如下 帶傳動 錐齒輪 錐齒輪 葉片輪 發(fā)動機 帶傳動 減速器 鏈傳動 1 變速器 鏈傳動 2 車 輪 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 6 3 各系統(tǒng)的設計 3 1 原動機的選擇 由于在戶外作業(yè) 電動機儲電量有限 所以選擇汽油機或柴油機來充當發(fā)動機 但 因為汽油價格昂貴 考慮到成本問題 因此采用柴油機 其油損少 連續(xù)工作時間長 更能適應對掃雪機性能的要求 經考慮機體的整體性能和使用壽命 這里選用 F 系列常 柴 186F 型單缸柴油機 其性能尺寸見表 3 1 表 3 1 常柴 186F 型單缸柴油機 型式 單缸 四沖程 風冷 立式 燃燒室型式 直噴 缸徑 mm 86 行程 mm 70 排量 L 0 406 標定功率 轉速 kw r min 6 3 3600 標定點燃油耗 g kw h 280 怠速 r min 1300 壓縮比 19 啟動方式 反沖式手拉起動或電起動 凈重 kg 47 外形尺寸 mm 420 440 495 3 2 車體的設計 車體是固定連接機械部件 且具備行走功能 主要采用低碳鋼焊接而成 包括車架 箱體等 車體前段為集雪器 中間為傳動裝置 后邊是柴油機座 各部分設計應考慮如 何滿足簡單 實用 美觀 操作方便等要求 且車體的寬度不能超過集雪器的寬度 此 外 還要考慮實際生活 應注意避免劃傷路面 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 7 集雪器采用低碳鋼焊接制成 拋雪口與集雪器相連 位于集雪器擋板的中間 風機 葉輪在電動機高速旋轉的帶動下轉動 將集雪器內空氣從拋雪口排出 因此箱體內與外 界形成較高壓差 外界空氣會從吸雪口進入箱體 中和壓強 由于主要清掃新鮮的積雪 雪比較松軟 無需安裝螺旋滾輪粉碎 積雪進入箱體后 會隨高速排出的空氣一同排出 3 3 掃雪機的設計參數 根據任務要求 掃雪機每小時掃雪量為 1000 積雪密度為 150 積雪厚度為 2 3 0 1m 因此每小時的掃雪量為 1000 0 1m 150 1 5 kg 2 3 104 利用拋雪葉輪拋雪 拋出的距離為 2m 雪拋出的速度為 3m s 所以拋雪消耗的功率 為 公式 1 1 5 104 10 2 3600 83 成年人行走平均速度為 5 7km h 所以車輪的轉速為 88r min 124r min 變速器的 輸出速度為 264r min 372r min 減速器的輸出速度為 744r min 車體的大概尺寸為 1402mm 900mm 1317mm 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 8 4 掃雪機的設計計算與校核 4 1 帶傳動的計算 確定計算功率 由表 3 1 可知 發(fā)動機功率 P 6 3KW 轉速 設每天工作 8 小時 那 1 3600 么查得工作情況系數 故 1 1 公式 2 1 1 6 3 6 93 選擇 V 帶的帶型 根據 選擇 A 型帶 1 確定帶輪的基準直徑 并驗算帶速 v 初選小帶輪的基準直徑 由表查得 取小帶輪的基準直徑 1 1 90 驗算帶速 v 公式 3 1 160 1000 90 360060 1000 16 96 因為 5m s v120 計算帶的根數 z 計算單根 V 帶的額定功率 由 和 查表得 1 90 1 3600 0 1 64 根據 和 A 型帶 查表得 1 3600 1 5 0 0 26 查表得 于是 0 98 0 89 公式 7 0 0 1 64 0 26 0 98 0 89 1 66 計算 V 帶的根數 z 6 931 66 4 2 取 4 根 計算單根 V 帶的初拉力 0 由表得 Z 型帶的單位長度質量 q 0 105kg m 所以 0 500 2 5 2 500 2 5 0 98 6 930 98 4 16 96 0 105 16 962 109 計算壓軸力 公式 8 2 0sin 12 2 4 109 sin86 870 主要設計結論 選用 A 型普通 V 帶 4 根 帶基準長度 990mm 帶輪基準直徑 1 90 中心距控制在 單根帶初拉力 2 132 305 15 349 7 0 109 4 2 減速器的設計 4 2 1 減速器的動力參數設計 采用二級圓柱直齒輪減速器 減速器的輸入軸速度 輸出軸速度 1 2400 總傳動比 3 1116 減 1 3 24001116 2 15 分配各級傳動比 取兩級齒輪減速器高速級的傳動比 1 1 35 減 1 35 2 15 1 7 則低速級的傳動比 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 10 2 減 1 2 151 7 1 26 傳動裝置的運動和動力參數計算 皮帶的傳動效率 齒輪嚙合效率 滾動軸承效 帶 0 95 齒 0 97 齒輪 精度 為 8級 率 承 0 99 減速器高速軸 1 0 帶 6 3 0 95 5 985 1 0 帶 36001 5 2400 1 9 55 1 1 9 55 5 985 1032400 23 8 減速器中間軸 2 1 齒 承 5 985 0 97 0 99 5 75 2 1 1 24001 7 1412 2 9 55 2 2 9 55 5 75 1031412 38 89 減速器低速軸 3 2 齒 承 5 75 0 97 0 99 5 52 3 2 2 14121 26 1121 3 9 55 3 3 9 55 5 52 1031121 47 4 2 2 高速級齒輪傳動的設計 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數 按傳動方案 選用直齒圓柱齒輪傳動 壓力角取為 20 變速器為一般工作機器 選用 8 級精度 材料選擇 選擇小齒輪材料為 40Cr 調質 齒面硬度 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調質 齒面硬度 240HBS 選小齒輪齒數 大齒輪齒數 取 1 24 2 1 1 7 24 40 8 2 41 按齒面接觸疲勞強度設計 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 11 1 由公式 試算小齒輪分度圓的直徑 1 32 1 1 2 試選 1 3 計算小齒輪傳遞的轉矩 1 9 55 106 1 9 55 106 5 9852400 2 38 104 查表選取齒寬系數 區(qū)域系數 材料的彈性影響系數 189 8MPa 1 2 5 計算接觸疲勞強度用重合度系數 1 cos 1cos 1 2 cos 24 cos20 24 2 1 29 841 2 cos 2cos 2 2 cos 41 cos20 41 2 1 26 365 公 1 tan 1 tan 2 tan 2 tan 2 式 9 24 tan29 841 tan20 41 tan26 365 tan20 2 1 66 4 3 4 1 663 0 883 計算接觸疲勞許用應力 查圖表得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 1 600 2 550 計算應力循環(huán)次數 1 60 1 60 2400 1 8 300 15 5 184 109 公式 10 2 1 5 184 10 91 7 3 049 109 查取接觸疲勞壽命系數 1 0 9 2 0 95 取失效概率為 1 安全系數 S 1 由公式得 公式 1 1 1 0 9 6001 540 11 2 2 2 0 95 5501 523 取 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力 即 1和 2 2 523 試算小齒輪分度圓直徑 1 32 1 1 2 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 12 公式 12 32 1 3 2 38 1041 1 7 11 7 2 5 189 8 0 883523 2 39 805 2 調整小齒輪分度圓直徑 計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度 v 1 160 1000 39 805 240060 1000 5 齒寬 b 1 1 39 805 39 805 計算實際載荷系數 由表查得使用系數 1 根據 v 5m s 8 級精度 查得動載系數 1 18 齒輪的圓周力 公式 13 1 2 1 1 2 2 38 10 439 805 1 1958 103 1 1 1 1958 10339 805 30 04 100 查表得齒間載荷分配系數 1 2 用插值法查得 8 級精度 小齒輪相對支承非對稱布置時 得齒向載荷分布系數 由此 得出實際載荷系數 1 450 公式 1 1 18 1 2 1 450 2 053 14 按實際載荷系數算得的分度圓直徑 公式 1 1 3 39 805 32 0531 3 46 354 15 及相應的齒輪模數 1 1 46 35424 1 931 按齒根彎曲疲勞強度設計 1 試算模數 即 公式 16 32 1 12 確定公式中的各參數值 試選 1 3 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 13 計算彎曲疲勞強度用重合度數 0 25 0 75 0 25 0 751 66 0 7 計算 查圖表得齒形系數 應力修正系數 1 2 65 2 2 40 1 1 58 2 1 68 小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 彎曲疲 1 500 2 380 勞壽命系數 取彎曲疲勞安全系數 S 1 4 由公式得 1 0 85 2 0 88 公式 17 1 1 1 0 85 5001 4 303 57 2 2 2 0 88 3801 4 238 86 1 1 1 2 65 1 58303 57 0 0138 2 2 2 2 4 1 68238 86 0 0169 因為大齒輪的 大于小齒輪 所以取 2 2 2 0 0169 試算模數 32 1 12 32 1 3 2 38 104 0 6881 242 0 0169 1 077 2 調整齒輪模數 計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度 v 1 1 1 077 24 25 848 1 160 1000 25 848 240060 1000 3 25 齒寬 b 1 1 25 848 25 848 寬高比 2 2 1 0 25 1 077 2 423 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 14 25 8482 423 10 67 計算實際載荷系數 根據 v 3 25m s 8 級精度 查得動載系數 1 15 由 1 2 1 1 2 2 38 10425 848 1 842 103 1 1 1 842 10 325 848 71 26 100 查表得齒間載荷分配系數 1 2 用插值法查得 結合 查得 1 443 10 67 1 36 則載荷系數為 公式 18 1 1 15 1 2 1 36 1 88 按實際載荷系數算得的齒輪模數 公式 19 3 1 212 31 881 3 1 44 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的 模數 由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力 而齒面接觸 疲勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關 可取由彎曲疲勞強度算得的模數 1 44mm 并就近圓整為標準值 m 1 5mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數 1 46 354 1 1 46 3541 5 30 9 取 則大齒輪齒數 取 互為質數 1 31 2 1 1 7 31 52 7 2 53 1與 2 這樣設計出的齒輪傳動 既滿足了齒面接觸疲勞強度 又滿足了齒根彎曲疲勞強度 并做到結構緊湊 避免浪費 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑 1 1 31 1 5 46 5 2 2 53 1 5 79 5 計算中心距 1 2 2 46 5 79 5 2 63 計算齒輪寬度 1 1 46 5 46 5 考慮不可避免的安裝誤差 為了保證設計齒寬 b 和節(jié)省材料 一般將小齒輪略微加 寬 5 10 mm 即 1 5 10 46 5 5 10 51 5 56 5 取 而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬 即 1 53 2 46 5 圓整中心距后的強度校核 上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計制造 為此 可以通過調整傳動比 改 變齒數或變位法進行圓整 采用變位法將中心距就近圓整至 a 65mm 齒輪變位后 齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化 應重新校核齒輪強度 以明確齒輪的工作 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 15 能力 1 計算變位系數和 計算嚙合角 齒數和 變位系數和 中心距變動系數和齒頂高降低系數 公式 20 cos cos cos 63 cos20 65 24 356 1 2 31 53 84 1 2 2tan 24 356 20 84 2 tan20 0 005 65 63 1 5 1 3 0 005 1 3 1 295 查圖表可知 當前的變位系數和降低了齒輪強度 但重合度有所提高 2 齒面接觸疲勞強度校核 按前面類似做法 得出計算結果 1 91 1 2 38 10 4 1 1 46 5 1 7 2 36 189 8 12 1 cos 31 cos20 31 2 1 28 025 2 cos 53 cos20 53 2 1 25 107 31 tan28 025 tan20 53 tan25 107 tan20 2 1 713 4 1 7133 0 873 將計算所得結果代入公式 得到 2 1 13 1 2 1 91 2 38 1041 46 53 1 7 11 7 2 36 189 8 0 873 468 467 公式 21 齒面接觸疲勞強度滿足要求 并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降 3 齒根彎曲疲勞強度校核 按前面類似的做法 得出計算結果 1 85 1 2 38 10 4 1 2 54 1 1 63 2 2 34 2 1 71 0 25 0 75 0 7 1 將它們代入公式得到 1 31 1 5 1 2 1 1 1 3 12 2 1 85 2 38 104 2 54 1 63 0 71 1 53 312 79 1 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 16 2 2 1 2 2 3 12 2 1 85 2 38 104 2 34 1 71 0 71 1 53 312 76 2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求 并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪 主要設計結論 齒數 模數 m 1 5mm 壓力角 中心距 a 145mm 齒寬 1 31 2 53 20 小齒輪選用 40Cr 調質 大齒輪選用 45 鋼 調質 齒輪按 1 75 2 68 8 級精度設計 4 2 3 低速級齒輪傳動的設計 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數 根據傳動方案 選用直齒圓柱齒輪傳動 壓力角取為 20 選用 7 級精度 材料選擇 選擇小齒輪材料為 40Cr 調質 齒面硬度 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調質 齒面硬度 240HBS 選小齒輪齒數 大齒輪齒數 取 1 30 2 1 1 26 30 37 8 2 38 按齒面接觸疲勞強度設計 確定計算分度圓直徑中的參數 選 齒寬系數 區(qū)域系數 材料的彈性影響系數 1 3 1 2 5 189 8 12 計算接觸疲勞強度用的重合度系數 1 cos 1cos20 1 2 cos 30 cos20 30 2 1 28 242 2 cos 2cos20 2 2 cos 38 cos20 38 2 1 26 785 1 tan 1 tan 2 tan 2 tan 2 30 tan28 242 tan20 36 tan26 785 tan20 2 1 679 4 3 4 1 6793 0 88 計算接觸疲勞許用應力 查資料得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 1 600 2 550 計算應力循環(huán)次數 公式 22 1 60 1 60 1412 8 300 15 3 05 10 9 2 1 3 05 1091 26 2 42 109 查取接觸疲勞壽命系數 1 0 90 2 0 95 取失效概率為 1 安全系數 S 1 由公式得 1 1 1 0 9 6001 540 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 17 2 2 2 0 95 5501 523 取 和 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力 即 1 2 2 523 小齒輪傳遞的轉矩 1 9 55 106 1 9 55 106 5 751412 3 89 104 試算小齒輪分度圓直徑 公式 23 1 32 1 1 2 32 1 3 3 89 1041 1 26 11 26 2 5 189 8 0 88523 2 48 719 調整小齒輪分度圓直徑 1 計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度 v 1 160 1000 48 719 141260 1000 3 6 齒寬 b 1 1 48 719 48 719 2 計算實際載荷系數 使用系數 根據 v 3 6m s 7 級精度 查得動載系數 1 5 1 1 齒輪的圓周力 1 2 1 1 2 3 89 10448 719 1 597 103 1 1 5 1 597 10348 719 49 17 100 查表得齒間載荷分配系數 1 用插值法查得 結合 查圖得 1 415 13 33 1 4 則載荷系數為 1 5 1 08 1 1 4 2 268 3 按實際載荷系數算得的齒輪模數 3 1 1 32 2681 3 1 32 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的 模數 由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力 而齒面接觸 疲勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關 可取由彎曲疲勞強度算得的模數 1 32mm 并就近圓整為標準值 m 1 5mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數 1 62 992 1 1 62 9921 5 41 995 取 則大齒輪齒數 取 互為質數 1 42 2 1 1 26 42 52 92 2 53 1與 2 這樣設計出的齒輪傳動 既滿足了齒面接觸疲勞強度 又滿足了齒根彎曲疲勞強度 并做到結構緊湊 避免浪費 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑 1 1 42 1 5 63 2 2 53 1 5 79 5 計算中心距 1 2 2 63 79 5 2 71 25 計算齒輪寬度 1 1 63 63 考慮不可避免的安裝誤差 為了保證設計齒寬 b 和節(jié)省材料 一般將小齒輪略微加 寬 5 10 mm 即 1 5 10 63 5 10 68 73 取 而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬 即 1 70 2 63 圓整中心距后的強度校核 采用變位法將中心距就近圓整至 a 70mm 計算變位系數和 計算嚙合角 齒數和 變位系數和 中心距變動系數和齒頂高降低系數 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 20 cos cos cos 71 25 cos20 70 16 968 1 2 42 53 95 1 2 2tan 16 968 20 95 2 tan20 0 7761 70 71 25 1 5 0 83 0 7761 0 83 0 0539 當前的變位系數和提高了齒輪強度 但重合度有所下降 分配變位系數 1 2 有圖表知 坐標點 47 5 0 388 位于 L6 線和 L7 線之間 按這兩條線 2 2 作射線 再從橫坐標的 處作垂直線 與射線交點的縱坐標分別是 1 2 1 0 38 2 0 4 齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法 給出計算結果 1 91 1 3 89 104 1 1 63 1 26 2 72 189 8 12 0 867 將它們代入公式 得到 2 1 13 1 2 1 91 3 89 1041 633 1 26 11 26 2 27 189 8 0 867 462 齒面接觸疲勞強度滿足要求 并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降 齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法 計算出結果 1 85 1 3 89 104 1 2 4 2 2 33 1 1 68 2 1 72 0 68 1 1 42 1 5 將它們代入公式 得到 1 2 1 1 1 3 12 2 1 85 3 89 104 2 4 1 68 0 681 422 1 53 66 28 1 2 2 1 2 2 3 12 2 1 85 3 89 104 2 33 1 72 0 681 1 53 422 65 88 2 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 21 齒根彎曲疲勞強度滿足要求 并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪 主要設計結論 1 42 2 53 模數 1 5 壓 力角 20 變 位系數 1 0 38 2 0 4 中心距 a 70mm 齒寬 小齒輪選用 40Cr 調質 大齒輪選 1 70 2 63 用 45 鋼 調質 齒輪按 7 級精度設計 4 3 鏈傳動 1 的設計 因為鏈傳動連接減速器與變速器 所以減速器會消耗功率 減速器的輸出功率 P 5 52kw 鏈傳動的傳動比 i 2 選擇鏈輪齒數 取小鏈輪齒數 21 大鏈輪的齒數為 1 2 1 2 21 42 確定計算功率 由表查得工況系數 主動鏈輪齒數系數 單排鏈 則計算功率為 1 0 1 22 1 0 1 22 5 52 6 73 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據 和 單排鏈額定功率 查圖表 可選 6 73 1 1121 10A 由此查表得 鏈條節(jié)距為 p 15 875mm 計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距 取 0 30 50 30 50 15 875 476 25 793 75 相應的鏈長節(jié)數為 0 650 0 2 0 1 22 2 12 2 0 2 65015 875 21 422 42 212 2 15 875650 113 66 取鏈長節(jié)數 114 采用線性插值查表 計算得到中心距計算系數 則鏈傳動的最大中心距 1 0 24917 為 1 2 1 2 0 24917 15 875 2 114 21 42 653 計算鏈速 v 確定潤滑方式 1 1 60 1000 1121 21 15 87560 1000 6 23 由 v 6 23m s 和鏈條型號 10A 查圖表可知采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑 計算壓軸力 有效圓周力為 1000 1000 5 526 23 886 鏈輪水平布置時的壓軸力系數 則壓軸力為 1 15 1 15 886 1018 9 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 22 主要設計結論 鏈條型號為 10A 鏈輪齒數 鏈節(jié)數 中心距 a 650mm 1 21 2 42 114 4 4 變速器的設計計算 通過鏈傳動 變速器的輸入轉速 鏈傳動的機械效率 因此變 1 560 5 鏈 0 9 速器的輸入功率為 鏈 鏈 5 52 0 9 4 968 4 4 1 高檔位的齒輪傳動設計計算 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數 選用直齒圓柱齒輪傳動 壓力角取 20 精度等級為 7 級 小齒輪材料為 40Cr 調質 齒面硬度 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調質 齒 面硬度 240HBS 選小齒輪齒數 大齒輪齒數 取 1 21 2 1 1 2 21 25 2 2 25 按齒面接觸疲勞強度設計 計算小齒輪分度圓直徑 試選 齒寬系數 區(qū)域系數 材料的彈性影響系數 1 3 1 2 5 189 8 12 計算小齒輪傳遞的轉矩 1 9 55 106 1 9 55 106 4 968560 5 8 465 104 計算接觸疲勞強度用重合度系數 1 cos 1cos20 1 2 cos 21 cos20 21 2 1 30 91 2 cos 2cos20 2 2 cos 25 cos20 25 2 1 29 532 1 tan 1 tan20 2 tan 2 tan20 2 21 tan30 91 tan20 25 tan29 532 tan20 2 1 591 4 3 4 1 6263 0 896 計算接觸疲勞許用應力 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 1 600 2 550 計算應力循環(huán)次數 1 60 1 60 560 5 1 8 300 15 1 21 109 2 1 1 21 1091 2 1 008 109 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 23 查取接觸疲勞壽命系數 1 0 9 2 0 95 取失效概率為 1 安全系數 S 1 有公式得 1 1 1 0 90 6001 540 2 2 2 0 95 5501 523 取 中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力 即 1和 2 2 523 試算小齒輪分度圓直徑 1 32 1 1 2 32 1 3 8 465 1041 1 2 11 2 2 5 189 8 0 896523 2 64 325 調整小齒輪分度圓直徑 1 計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度 v 1 160 1000 64 325 560 560 1000 1 888 齒寬 b 1 1 64 325 64 325 2 計算實際載荷系數 查表得使用系數 根據 v 1 888m s 7 級精度 查得動載系數 1 1 02 齒輪的圓周力 1 2 1 1 2 8 465 10464 325 2 632 103 1 1 2 632 10364 325 40 917 100 查得齒間載荷分配系數 1 0 用插值法查得 結合 查圖得 1 417 9 34 1 35 則載荷系數為 1 1 02 1 0 1 35 1 377 3 按實際載荷系數算得的齒輪模數 3 1 85 31 3771 3 1 89 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的 模數 由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力 而齒面接觸 疲勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關 可取由彎曲疲勞強度算得的模數 1 89mm 并就近圓整為標準值 m 2mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數 1 70 876 1 1 70 8762 35 438 取 則大齒輪齒數 互為質數 1 35 2 1 1 2 35 42 1與 2 這樣設計出的齒輪傳動 既滿足了齒面接觸疲勞強度 又滿足了齒根彎曲疲勞強度 并做到結構緊湊 避免浪費 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑 1 1 35 2 70 2 2 42 2 84 計算中心距 1 2 2 70 84 2 77 計算齒輪寬度 1 1 70 70 考慮不可避免的安裝誤差 為了保證設計齒寬 b 和節(jié)省材料 一般將小齒輪略微加 寬 5 10 mm 即 1 5 10 70 5 10 75 80 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 26 取 而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬 即 1 77 2 70 圓整中心距后的強度校核 采用變位法將中心距就近圓整至 a 80mm 計算變位系數和 計算嚙合角 齒數和 變位系數和 中心距變動系數和齒頂高降低系數 cos cos cos 77 cos20 80 25 25 1 2 35 42 77 1 2 2tan 25 25 20 77 2 tan20 1 76 80 77 2 1 5 1 76 1 5 0 26 當前的變位系數和提高了齒輪強度 但重合度有所下降 分配變位系數 1 2 坐標點 38 5 0 88 位于 L17 和 L18 之間 按這兩條線作射線 再 2 2 從橫坐標的 處作垂直線 與射線交點的縱坐標分別是 1 2 1 0 82 2 1 0 齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法 計算出各參數結果 1 91 1 8 465 104 1 1 70 1 2 2 16 189 8 12 0 874 將它們代入公式 得 2 1 13 1 2 1 91 8 465 1041 703 1 2 11 2 2 16 189 8 0 874 471 齒面接觸疲勞強度滿足要求 并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降 齒根彎曲疲勞強度校核 按前面類似做法 計算出各參數值 1 85 1 8 465 104 1 2 46 2 2 4 1 1 65 2 1 68 0 69 1 1 35 2 將它們代入公式得 1 2 1 1 1 3 12 2 1 85 8 465 104 2 46 1 65 0 691 23 352 90 1 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 27 2 2 1 2 2 3 12 2 1 85 8 465 104 2 4 1 68 0 691 23 352 89 2 齒根彎曲疲勞強度滿足要求 并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪 主要設計結論 齒數 模數 m 2mm 壓力角 變位系數 1 35 2 42 20 1 0 82 2 1 0 中心距 a 80mm 齒寬 小齒輪選用 40Cr 調質 大齒輪選用 1 77 2 70 45 鋼 調質 齒輪按 7 級精度設計 4 4 2 低速檔齒輪傳動的設計 因為大齒輪與高速檔的大齒輪為一個齒輪 即低速擋的大齒輪 則小齒輪齒數 2 42 取小齒輪齒數為 互為質數 1 2 421 7 24 7 1 25 1與 2 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑 已知大齒輪分度圓直徑 計算模數 2 84 2 2 8442 2 小齒輪分度圓直徑 1 1 25 2 50 計算中心距 1 2 2 50 84 2 67 計算齒輪寬度 1 1 50 50 考慮不可避免的安裝誤差 為了保證設計齒寬 b 和節(jié)省材料 一般將小齒輪略微加 寬 mm 即5 10 1 5 10 50 5 10 55 60 取 1 60 圓整中心距后的強度校核 采用變位法將中心距就近圓整至 a 70mm 計算變位系數和 計算嚙合角 齒數和 變位系數和 中心距變動系數和齒頂高降低系數 cos cos cos 67 cos20 70 25 918 1 2 25 42 67 1 2 2tan 1 722 70 67 2 1 5 1 722 1 5 0 222 分配變位系數 1 2 坐標點 33 5 0 861 位于 L17 和 L18 線之間 按這兩條線作射線 2 2 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 28 再從橫坐標的 處作垂直線 與射線交點的縱坐標分別是 1 2 1 0 78 2 1 0 主要設計結論 齒數 模數 m 2mm 壓力角 變位系數 1 25 2 42 20 1 0 78 2 1 0 中心距 a 70mm 齒寬 小齒輪選用 40Cr 調質 大齒輪選用 1 60 2 70 45 鋼 調質 齒輪按 7 級精度設計 4 5 鏈傳動 2 的設計 變速器的輸出功率 轉速 變 齒 承 4 968 0 97 0 99 4 77 傳動比 i 1 2 傳動平穩(wěn) 1 330 選擇鏈輪齒數 取小鏈輪齒數 大鏈輪的齒數為 1 22 2 1 1 2 22 26 4 26 確定計算功率 工況系數 主動鏈輪齒數系數 單排鏈 則計算功率為 1 0 1 18 1 0 1 18 4 77 5 63 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據 可選 16A 型帶 鏈條節(jié)距為 5 63 1 330 和 p 25 4mm 計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距 取 0 30 50 30 50 25 4 762 1270 0 770 相應的鏈長節(jié)數為 0 2 0 1 22 2 12 2 0 2 77025 4 22 262 26 222 2 25 4770 84 64 取鏈長節(jié)數 85 采用線性插值 計算得到中心距計算系數 則鏈傳動的最大中心距為 1 0 25034 1 2 1 2 0 25034 25 4 2 85 22 26 776 計算鏈速 v 確定潤滑方式 1 1 60 1000 330 22 25 460 1000 3 07 由 v 3 07m s 和鏈號 16A 可知采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑 計算壓軸力 有效圓周力為 1000 1000 4 773 07 1554 鏈輪水平布置時的壓軸力系數 則壓軸力為 1 15 1 15 1554 1787 主要設計結論 鏈條型號 16A 鏈輪齒數 鏈節(jié)數 中心距 a 776mm 1 22 2 26 85 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 29 4 6 錐齒輪的設計 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數 選用標準直齒錐齒輪齒輪傳動 壓力角取為 20 選用 7 級精度 材料與直齒圓柱 齒輪傳動材料相同 選小齒輪齒數 大齒輪齒數 取 1 24 2 1 1 7 24 40 8 2 41 按齒面接觸疲勞強度設計 確定計算參數 試選 齒寬系數 區(qū)域系數 材料的彈性影響系數 1 3 0 3 2 5 189 8 12 小齒輪傳遞的轉矩 1 9 55 106 1 9 55 106 5 9852400 23815 3 計算接觸疲勞許用應力 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 1 600 2 550 計算應力循環(huán)次數 1 60 1 60 2400 1 8 300 15 5 184 109 2 1 5 184 1091 7 3 049 109 查取接觸疲勞壽命系數 1 0 90 2 0 95 取失效概率為 1 安全系數 S 1 由公式得 1 1 1 0 9 6001 540 2 2 2 0 95 5501 523 取 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力 即 1和 2 2 523 計算小齒輪分度圓直徑 1 3 4 1 1 0 5 2 2 3 4 1 3 23815 30 3 1 0 5 0 3 2 1 7 2 5 189 8523 2 65 16 調整小齒輪分度圓直徑 1 計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度 v 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 30 1 1 1 0 5 65 16 1 0 5 0 3 55 386 1 160 1000 55 386 240060 1000 6 96 當量齒輪的齒寬系數 1 2 12 0 3 65 16 1 72 12 19 277 1 19 27755 386 0 348 2 計算實際載荷系數 查表得使用系數 1 根據 8 級精度 降低了一級精度 查得動載系數 6 96 1 2 直齒錐齒輪精度較低 取齒間載荷分配系數 1 用插值法查得 7 級精度 小齒輪懸臂時 得齒向載荷分布系數 1 157 由此 得到實際載荷系數 1 1 2 1 1 157 1 388 3 按實際載荷系數算得的分度圓直徑為 1 1 3 65 16 31 3881 3 66 594 及相應的齒輪模數 1 1 66 59424 2 775 按齒根彎曲疲勞強度設計 計算公式中的參數值 試選 1 3 計算 由分錐角 1 tan 1 tan 2441 30 328 和 2 90 30 328 59 672 可得當量齒數 1 1cos 1 240 86315 27 81 2 2cos 2 41cos59 672 81 2 查得齒形系數 應力修正系數 小 1 2 58 2 2 23 1 1 62 2 1 77 齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 取彎曲疲 1 500 2 380 勞壽命系數 取彎曲疲勞安全系數 S 1 7 由公式得 1 0 85 2 0 88 1 1 1 0 85 5001 7 250 2 2 2 0 88 3801 7 197 中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計 31 1 1 1 2 58 1 62250 0 0167 2 2 2 2 23 1 77197 0 02 因為大齒輪的 大于小齒輪 所以取 2 2 2 0 02 試算模數 3 1 1 0 5 2 12 2 1 3 1 3 23815 30 3 1 0 5 0 3 2 242 4124 2 1 0 02 2 5 調整齒輪模數 1 計算實際載荷系數前的