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 2)$-L'YS
(#85<|z
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 K7{B!kX4k
QAo/d4
原始数据 g<^A(zM
B9
?58v&
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 %{V7|Azt
4DL2
A;T
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 2PeMt^
bxO/FrwTj{
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 1VG]|6f
d+]= l+&
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 Y%TY%"<
|XNw&X1VF
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 jd5kkX8=
Q qj9o2
工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产.两班制 x7gd6"10^
:nl,Ac
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 yeIS} O
?A .ah
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 z"QtP[_m
L|s\IM1g
原始数据 Pq{p\Qkj
@\oZ2sB
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 mv,a>Cvs[
up8d3
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 y.8nzlkE{
aYc<C$:NC"
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 hHDLrr
a!u5}[{
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 WLVkrTvX
>PQ?|Uk
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 g;[t1~oF
hc0 $mit
工作.运输带速度允许误差为 5%。 c8Q2H
f2Xn !]o
机械设计课程设计计算 69:-c@L0
Xj30bt
说明书 .tHc*Eh
}?6;;d#
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 SfY9PNck\
tGXH)=K
目录 Vom,^`}
!:esdJH
1. 设计任务书....................................3 z_KCG2=5
1BEc"
2. 系统传动方案分析与设计........................4 cZoj|=3a
=;I+:K
3. 电动机的选择..................................4 't*]6^
ve.P{;;Ky
4. 传动装置总体设计..............................6 %{^|Av1Uz
}1Mf0S
5. 传动零件的设计计算............................7 '?_~{\9<
cAVdH{$"
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 cCx{
")
_.]mES|
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 {wz_ngQ
s!MD8ia
3) 链传动的设计计算........................... ...15 B *6ncj
{
JDD"z
6. 轴系零件的设计计算............................17 ?X\.O-=4X
Cv*K.T
1) 轴一的设计.....................................17 :Zob"*T
/e|qyWs
2) 轴二的设计.....................................23 B` +,
8
G7-k ,P^
3) 轴三的设计.....................................25 RDy&i
BOy&3.h5?
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 <_=O0 t|6
S^EAE]
8. 键联接的强度较核..............................27 61gyx6v
QSM3qke
9. 轴承的强度较核计算............................29 .O#7X
OqF8KJnO;
10. 参考文献......................................35 Sx0{]1J
N@!PhP
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 uKD
}5M?{
BYa#<jXtAT
一、课程设计任务书 GM)q\Hx{
/PR4ILed
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) UH\{:@GjNO
WT1y7+_g(d
图一 yxf#@Je"
EymSrZw
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%。 {7%HK2='
f:~$x
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 Y}Y~?kE>M|
CW/L(RQ
运输链的工作速度(m/s):0.8 tc\ZYCFr
7kT X
运输链节距(mm):60 UM]3MS:[
Zv-1*hhHf
运输链链轮齿数Z:10 mDD96y
o>Dd1
j
二、系统传动方案分析与设计 Y(?SE< 4R
F`{O
1.合理的传动方案,首先要满足工作机的功能要求,例如传递功率的大小、转速和运动形式。其次还要适应工作条件(工作环境、场地、工作制度等),满足工作可靠,传动效率高,结构简单,尺寸紧凑,工艺性和经济性合理,维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后选择较好的传动方案。 `Gl[e4U
Odh r=Hs
2.本传动装置总传动比不是很大,宜采用二级传动。第一级(高速级)采用圆锥-圆柱齿轮减器;第二级(低速级)采用链条链轮机构传动,即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。 2*Pk1vrI
"sY}@Q7
3. 系统总体方案图如图二: q6>}
:7dc;WdM
图二 ]gaeN2
w8J8III\~
设计计算及说明 重要结果 H/;AlN|!
6uUn
三、动力机的选择 qZ@d:u
Eelv i5
1.选择电动机的功率 R?- zJ ;
FS!)KxC/-
标准电动机的容量由额定功率来表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机的容量主要由运行时的发热条件限定,在不变化或变化很小的载荷下长期连续运行的机械,只要其电动机的负载不超过额定值,电动机便不会过热,通常不必效验发热和启动力矩。所需电动机的功率Pd为 5a)$:oO!
$4)L~g|
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; BD86t[${W
DUF$-'A
Pw→工作机需要的输入功率,kW; u!F\`Gfm_
bz~aj}"`
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 lB_X mI1t
pQC|_T#u
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; v'^}zO
8IBr#+0
滚动轴承效率η2=0.98; 9nFWJn
~
L>M-D4o
链传动效率η3=0.96; :2C
<;o
Tm7LaM
圆锥齿轮效率η4=0.98; Y>
}\'$\b
unbIfl=
圆柱齿轮效率η5=0.99; Y"yrc0'&T
Ck"db30.
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 C+5X8
WXDo`_{R
因此总效率 ;fN^MW@&[
{d0-.
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 d~h;|Bl[
iDhC_F|
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 n4}e!
ZU+_nWnl
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 g#7Q-n3^
v9S=$Aj
2.选择电动机的转速 u4m8^fj+T
>kmgYWG
电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 uGqeT#dP
!"Q%I#8uh
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , )& Oxp&x
.]JIo&>5
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 NJ-Ji> w
B'`25u_e<
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; W3\E;C-g0
j|N<6GSke
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; BGwD{6`U
re}PpXRC
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; bqp^\yu-E
{&B_b|g*fW
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 ~/z%yg
3]9Rmx
所以 H{S+^'5Y.
%N`_g' r!
因此 k.o8!aCm
YhfQpe
3.选择电动机的类型 4#]g852
ZZTf/s*
选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性,有无冲击、过载情况,调速范围,启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。现场一般采用三相交流电源,如无特殊要求均应采用三相交流电动机。其中,以三相异步电动机应用最多。 2/uZ2N|S
%iEdU V\$
通过功率及转速的估计计算,选择型号为Y112M——4系列三相异步电动机。 0chpC)#Q3;
B, H9EX
查[1]表12-1,其额定功率为4kW;满载转速为1440r/min;额定转矩T=2.2;最大转矩为2.3;质量M=43Kg;电动机安装代号是B6。 udBIEW,`
yg*
#~,
四、传动装置总体设计 bj6Yz,g F
jWi~Q o+
1.计算总传动比及分配各级传动比 |O oczYf
x|dP-E41\
传动装置的传动比要求应为 (FaYagD
?CC.xE
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 r Dlu&
g}gGm[1SUo
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 7Hgn/b[?b
C<I?4WM
综合考虑各项因素,查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3;圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5;圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 R9#ar{
Dykh|"
2.计算传动装置的运动和动力参数 !k*B-@F
|uw48*t
设计计算传动件时,需要知道各轴的转速、转矩或功率,因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 F --b,,
5p S$rf
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 M<*Tp^Y'
]sL.+.P
1) 各轴转速计算如下 v~T)g"_|
"c]9Q%
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。 K\XQE50
E QU@';~8
2)各轴功率 <jF&+[*iT
9lR6:}L7
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。 HR8YPU5
a3\~AO H%
3) 各轴转矩 Us'JMZ~
"5
~{
电动机轴的输出转矩 ]BbV\#
n_RZ:<Gr
五、传动零件的设计计算 Y9<[n)>+
FK~wr;[
1、直齿锥齿轮的设计 9< 07# 8c.
Y$n+\K
1)设计已知:齿数比(传动比)u=2.4;小齿轮转速 输入功率P=3.96k W;传递的转矩T=26.26N?m。 )xa)$u
3ej237~F,L
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: 7z1@XO<D
p}1gac_c
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)。 ('C)S)98C
~K3Lbd|
r
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。 V*Fy@
0|tyKP|J
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 ; Kb<c||2Nh5
h'=)dFw7
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; o4EY2
d$bO.t5CLh
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 mhhc}dS(H
(Z?f eUxp
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; vnQFq
;7?oJH;
b、 小齿轮传递的转矩 ; SH =S>
@YH>|{S&
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; Ji9o0Y R
H7&y79mB
d、 由[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 E=,5%>C0#%
OF']-
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; 3MHpP5C
zx=eqN@!@
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 a]V8F&)g#
<_|@~^u
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 >h#juO"
k# Ho7rS&
f、 取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 m]MR\E5]By
h;+O96V4.
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 ri59LY y=
2SD
Z
h、 小齿轮分度圆周速度v 5~DKx7P!Z
!w%c=V]tV
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; db_?da;!`
xPUukmG:B
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; t855|
'R+^+urq^
齿间载荷系数取 ; fDB.r$|d
%pOz%v~
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 YB4
ZI
P(7el
故载荷系数 ; &(,&mE
\{ QH^
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 i>h3UIx\
UF5_be,D
模数 TK'
5NM+4
3-:^mRPJ
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 I
F!xZ6X8
<>n|_6'$90
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; 44P [P{y
5 cQ]vb
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; }[PwA[k'
gE@Pb
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 )hO%W|
a-,*iK{_u
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 3Q62H+MC
H9TeMY
载荷系数K=2.742; !]uB4
V(ww
F
c) 分度圆锥角 ;易求得 YiuV\al
]Bf1p
因此,当量齿数 $=E4pb4Y
x2)WiO/As
根据[2]表10-5查得齿形系数 Gd\/n*j
8h|} Q _
应力校正系数 ^znUf4N1
Wq}6RdY$ZA
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: vD9.X}l]
!L9|iC:8
结果显示大齿轮的数值要大些; iY@}Q "
p.(+L^-=
e、设计计算 `&fW<5-
:EHk]Hkz
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 RXAE
jzf
|-{ Hy(9
大齿轮齿数 ; [Fag\/Y+
tk'&-v'h
5) 其他几何尺寸的计算 `g1?Q4h
RF2I_4
分度圆直径 '*Dp2Y{7
Fng
锥距 ke W7pN?
]-#/wC[$l=
分度圆锥角 sXPva@8_
lj&\F|-i
齿顶圆直径 |;Jt*
_
kkHK~(>G
齿根圆直径 6 A]a@,PC
Sb2_&5
齿顶角 ;t9_*)[
Px?"5g#+
齿根角 >+i+_^]
K9&Q@3V
当量齿数 f&5S`}C
Q-R?y+| x
分度圆齿厚 Vtj*O'0
CL5^>.}
齿宽 Gb[J3:.
FYC]^D
6) 结构设计及零件图的绘制 q*4@d)_&
7vPGb:y
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. NF |[j=?
%|JL=E}%|
零件图见附图二. 7],y(:[=v
e&ZTRgYdi
2、直齿圆柱齿轮的设计 jc:=Pe!E
A-myY30
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 ; kl1Q:
o\it]B
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。 W4nn)qBrh
M"K $.m@t
3)失效分析:此处属于闭式齿轮传动,由于链式运输机为一般工作机械,速度不是很高,中等载荷,硬度在350HBS以下,齿轮的失效形式主要是点蚀。因此,设计时主要以保证齿面接触疲劳强度为主。 o%lxEd r
!JDuVqW
4)材料及精度等级的选择 PK&&Vu2M
UjJ&P)
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 #!TlalV
UL~~J[1r
由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 w-km
qh
FR'Nzi$
5) 压力角和齿数的选择 UHfE.mTjM
ZK2&l8
选用标准齿轮的压力角,即 。 [Ax:gj
w0sy@OF
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? O<>+l*bk
nHXPEbq-g
取 。 ,:-^O#
{uZ|Oog(p
6) 按齿面接触强度设计 !]mo.zDSW5
IJPyCi)
由[2]设计计算公式10-9a,即 v1 ?G
;&?ITV
a. 试选载荷系数 ; 3_
E}XQd
!_c6 `oW
b. 计算小齿轮传递的转矩 : ?0z/i^I
{~g7&+9x*
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; k{Y\YG%b
9~K>c
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; hlc g[Qdo*
ib]<;t
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 。 rniL+/-uU
w}07u5
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 _q@lP|
T2|<YJ=
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; WoSKN7*
F$:mGyl5_
h. 计算接触疲劳许用应力: w+\RSqz/
9/&1lFKJ
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 l:#'i`;
U&$I!80.
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, .OW5R*
\j
we
j. 计算圆周速度 kY4h-oZ
GV9pet89yu
k. 计算齿宽b RdpOj >fT
.rDao]K
l. 计算齿宽与齿高之比 )kKeA
j6 _w2
模数 rg%m
dj 6Lf
齿高 P=9sP:[f6
K TE*Du
所以 4dSAGLpp
\IR$~
m. 计算载荷系数 lL'K1%{+
\
aH500
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; t3Iij0b~
zFwO(
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; sJg3WN
IeIv k55
由[2]表10-2查得使用系数 ; "(+aWvb
!) d
又由[2]表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,齿向载荷分配系数 7:.!R^5H
Z3Xgi~c
代入数据计算得 G6"4JTWO
9<Th: t|w
又 , ,查[2]图10-13得 p1ER<_fp
itO1ROmu
故载荷系数 VOmS>'$
KZ [:o,jp>
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 yN}<l%
=G rg
o、计算模数m xtXK3[s
z7*mT}Q
7) 按齿面弯曲强度设计 D6FG$SV
WMoRosL74
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 <|a9r: [
m{6*ae
由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; 6y@o[=m
BUsAEwM
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 lWU? R
X=JAyxY
c.取弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]公式10-12计算弯曲疲劳许用应力 Fi+,omB&
3SOrM
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K [rhK2fr:i
??P>HVx
e.查[2]表10-5得齿形系数 LFQPysC
}GGH:v
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 T!5g:;~y >
q +c~Bd
小齿轮 )|S!k\^A
7I6&*I
大齿轮 !z?:Y#P3
[#2z=Xg
结果是大齿轮的数值要大; z#olKBs
3],[6%w
g.设计计算 lN::veD
SjU0Xb)[
结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 rAQ3x0
d!q)FRzi
按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; Z9PG7h
mz .uK2l{
8) 其他几何尺寸的计算 n11eJEtm
xTdh/}
分度圆直径 x$V[xX
EF'U`\gX
中心距 ; ?u M2|Nk
q VJC O-K|
齿轮宽度 ; -M?s<R[&
as@I0e((
9)验算 圆周力 [6a&9#[A
?$X1X`@
10)结构设计及零件图的绘制 & Pzr)W(
XiUae{j`
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。 ;jpsH?3g
jQ?6I1o
3、链传动的设计计算 r;&rc:?A
Y-:{a1/RKo
1.设计条件 X9n},}bJ"
^<'=]?xr
减速器输出端传递的功率 k7Xa|&fQP<
2UjQ!g`
小链轮转速 Gcu?xG{
D7b]
;Nf\
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 <al/>7z'
O
ZZ{:f+=?$
2.选择链轮齿数 b\9}zmG[u
,Tc598D
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 。 FOd)zU*L2
c4n]#((%a
3.确定链条链节数 go$zi5{h#
*4F6U
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 iOzY8M+N(
JN-wToOF
取 (节) &7t3D?K'qX
,XNz.+Ov
4.确定链条的节距p
^iaG>rvA
8!{F6DG
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 u>o2lvy8
$@cg+Xrg1
2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮 F&x9.
\"@BZ.y
齿数系数 ns,qj}#
%JC-%TRWK
链长系数 Wr Nm:N
}_L,Xg:I
由[2]表9-11查得多排链系数 ;故所需传递的功率为 ACcxQK}
Mm+kG'Z!S
根据小链轮转速n及功率P,由[2]图9-13选链号为A12单排链;又由[2]表9-1查得链条节距P=19.05。 4r'f/s8"#
`-L{J0xq
5.确定链长L及中心距a eE/E#W8
7Z+4F=2ff
链长 ?oX.$E?(
@NS=
由[2]公式9-20得理论中心距 Y^-faL7*\
}&OgI