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 9z#IdY$a
gTT-7
1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 =*pu+o,?
G>j/d7
原始数据 r\zK>GVm_
(@zn[Nq
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 O7W}Z1G
'CvZiW[_r
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 !jm
a --
4b)xW&K{
运输链的工作速度(m/s) 1.00 0.8 0.9 0.95 0.84 0.78 0.9 0.8 0.95 0.85 @)}U\=
8wOr`ho B
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 Tn|reXc0e
<7XdT
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 pR$c<p
zI(Pti
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
eUl[gHP
^,3 >}PU
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 IKt9=Tx
;iEqa"gO
2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 =o {`vv
"3K0 wR5
原始数据 u^uW<.#z
<NUZPX29
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 ZISR]xay
+{s^"M2`
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 ^0 t`EZ$
N4Ym[l
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 @[^H*^1|g
[4gv_g
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 9X-DR
_T1e##Sq,
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 w v1R
]3}
,PB?pp8C}
工作.运输带速度允许误差为 5%。 ;J4_8N-
2iUF%>
机械设计课程设计计算 |1neCP@ng
(wTg aV1
说明书 wL{Qni3A
P?I"y,_ p
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 hk~s1"
)TLDNpH?J
目录 ALG +
V/03m3!q
1. 设计任务书....................................3 dCinbAQ
_|F h^hq
2. 系统传动方案分析与设计........................4 =Vi+wH{xM
4)`{ L$
3. 电动机的选择..................................4 MT3UJ6 ~P
{5,CW
4. 传动装置总体设计..............................6 -v]7}[
.[
y(%6?a @
5. 传动零件的设计计算............................7 -1@kt<Es
Ft07>E$/Q^
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 //`X+[bMG
3o1j l2n
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 |{$Vk%cUE
Wg#>2)>
3) 链传动的设计计算........................... ...15 y+c+ / L8
:/u
EPki
6. 轴系零件的设计计算............................17
M; V2O;
T3bBc
1) 轴一的设计.....................................17 I!{5*~ 3
c+q4sNnE
2) 轴二的设计.....................................23 Baq&>]
w*aKb
3) 轴三的设计.....................................25 YM5;mPR
PJ);d>tz
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 NZv1dy`fa
1%>/%eyn5
8. 键联接的强度较核..............................27 rUlXx5f
Wu:evaZ:i
9. 轴承的强度较核计算............................29 >2%!=q3)
+"Ka #Z
10. 参考文献......................................35 `}1 8A.K
;XANITV
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 "wdC/
6z~6o0s~
一、课程设计任务书 9OX&;O+5
=ove#3
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) Wq]^1g_
B%[Yu3gBo
图一 H>2)R7h
3d[fP#NY7
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%。 :
xW.(^(d
<&B)i\j8=b
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 GP1b/n3F1
h(ZZ7(ue
运输链的工作速度(m/s):0.8 yH irm|o
c1c8):o+V
运输链节距(mm):60 l7\Bq+Q
L~>pSP^a
运输链链轮齿数Z:10 A3MVNz$wo"
jruwdm^
二、系统传动方案分析与设计 WS4Ja$*
!ouJ3Jn
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。 ',~,hJ0
IvO#tI
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。 ,-D3tleu`
bDK72cQ
3. 系统总体方案图如图二: q9|'!m5K
YB*I'm3q
图二 oUoDj'JN{
s>ilxLSX]
设计计算及说明 重要结果 cJ=0zEv
4;=+qb
三、动力机的选择 qi!+Ceo}
#L
ffmS
1.选择电动机的功率 WTbq)D(&[_
<<4U:
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 f<?v.5($
+K {J*
n
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; g\:(1oY
&]tZ6
Pw→工作机需要的输入功率,kW; ].w~FUa
~qT5F)$B-
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 _c,c;
b*(74 >XY
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; _TEjB:9eY
9Zw{MM]
滚动轴承效率η2=0.98; 4d-f6iiFV
Bq@_/*'*Y
链传动效率η3=0.96; y\k#83aU|
Cl&YN}t5
圆锥齿轮效率η4=0.98; [_PZdIN
HtpZ5
圆柱齿轮效率η5=0.99; wwUa+6?
4h~CDy%_
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 #q?'<''d,
?h\fwF3
因此总效率 e*)*__$O
UB^OMB-W.m
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 %^Zu^uu
F#=M$j_
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 ;8m) a
17la/7l<
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 jzvrJ14
XtCG.3(LY
2.选择电动机的转速 bY&!d.
n37P$0
电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 Nk2n&(~$
TsVU^Z%W
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 , u'`eCrKT*
YpJJ]Rszg
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 }iIZA>eF
J~}sQ{ 0
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; +cWo^ d.
]}4JT
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; ;-kC&GZf
O#MaZ.=
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; :_k5[KT.]9
uo9FLm
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 Z2a~1BL
FRhHp(0}5
所以 @B\$
me
0uL*-/|
因此 P"[\p|[U
+R"Y~
m{F
3.选择电动机的类型 Nnx dO0X
#?"^: ,Y
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。 4v.{C"M
?`T Q'#P`
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。 PCx:
TrPw*4h 9s
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。 G,e!!J
O!se-h5mW8
四、传动装置总体设计 zb3,2D+P
;oCSKY4
1.计算总传动比及分配各级传动比 U3u j`Oq
|BBo
传动装置的传动比要求应为 muAgsH$/
1R,SA:L$
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 nT
:n>ja
FQBE1h@k0u
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。 s}q tM.^W
Fe1XczB
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。 ZiW&*nN?M
n|fKwWB\
2.计算传动装置的运动和动力参数 `ztp u
~?
`{%ImXQF
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。 @4G{L8Q}
;;S9kNp^v
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 V3Ep&<=/
<&kl:|
1) 各轴转速计算如下 wEZieHw
:{,k F
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。 kho$At)V
.On3ZN
2)各轴功率 9^7z"*@#
s.^+y7$
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。 QtA@p
<m/XGFc
3) 各轴转矩 ?$MO!
[9d\WPLC
电动机轴的输出转矩 YpgO]\/w
87F]a3
五、传动零件的设计计算 _\<TjGtG
T|p%4hH
1、直齿锥齿轮的设计 @=OX7zq\h-
FqZD'Uu7
1)设计已知:齿数比(传动比)u=2.4;小齿轮转速 输入功率P=3.96k W;传递的转矩T=26.26N?m。 ~7gFddi=i
1:RK~_E
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: Wr@q+Whq
J|
1!4R~
运输机是一般工作机械,速度不太高,故通过[2]表10-8选用7级精度(GB10095——88)。 85q!FpuH
F-XMy>9
对齿轮材料性能的基本要求是:齿面要硬,齿芯要韧。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40 (调质处理),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调制),硬度为240HBS。二者的硬度差是40HBS。 l,5isq
;m
"pO**z$Z
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 ; 7Y)i>[u3
MO?
}$j
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; +i[@+`
%XQJ!sC`
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 "EVf1iQ
!C(PfsrR/
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; %jJIR88
0KZ$v/m
b、 小齿轮传递的转矩 ; fymmAfaR
wb%4f6i
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; >%5GMx>m
l3+G ]C&<
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 /z(d!0_q|v
-v:3#9uX)
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; zCv)%y
KpIY>k
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 zcuz @
~Lq`a@]A
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 N!Xn)J
F$'po#
f、 取失效概率为1/100,安全系数S=1,根据[2]公式10-12得接触疲劳许用应力 l3y}nh+ 8
wc#k@"2AZb
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 t*fH&8(
HdyE`FY \
h、 小齿轮分度圆周速度v lk`|u$KPz
bN|1%[7
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; }S4+1
U3
'@zMZc!
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; F&C< = l\X
DHbS=Iih
齿间载荷系数取 ; ftQ;$@
7V5kYYR^F
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 #GfM^sK
o}D
}Q"=A
故载荷系数 ; hu7oJ H
k2.\1}\
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 L=.@hs
1/syzHjbY
模数 $@w,9J\
mRt/d
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 MwL!2r
m8eoD{
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; xZ* B}O{{H
gQ|?~hYYv
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; H_ NoW
'Tskx
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 69t6lB#;!
Q'Uv5p"X
b) 去弯曲疲劳安全系数S=1.4;根据[2]中公式10-12求得弯曲疲劳许用应力 Pa=xc>m^
r=xec@R]*
载荷系数K=2.742; vst;G-ys
^f0-w`D
c) 分度圆锥角 ;易求得 TkIiO>
p^Z|$aZZ
因此,当量齿数 QyrB"_dm
a/rQ@ c>
根据[2]表10-5查得齿形系数 bx Wzm|
+i}uRO
应力校正系数 dz/3=0
#KuBEHr
d、计算大小齿轮的 值并比较大小: #iRd2Qj%
FuAs$;
结果显示大齿轮的数值要大些; sp_19u
x]608I
T
e、设计计算 >u|4490<0
AbQnx%$u
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 1suP7o A;
.3wx}!:*|
大齿轮齿数 ; [<}W S}
.
i&<@}:,
5) 其他几何尺寸的计算 bn=7$Ax
aU#r`D@0
分度圆直径
CUft
&KV$x3
锥距 M"Z/E>ne
tItI^]w2s
分度圆锥角 +S1h~@c:B
V<U9Pj^?^
齿顶圆直径 '*`1uomeo
n:}'f-
:T
齿根圆直径 d_&~^*>
"y ;0}9]n1
齿顶角 YWDd[\4
4KW_#d`t
齿根角 P`
Gb}]rW
?}S~cgL -
当量齿数 a,:Nlr3
/<J5?H
分度圆齿厚 sD6vHX%
,0?3k
齿宽 "ER=c3 t
DtZ7UX\P
6) 结构设计及零件图的绘制 >QBDxm
N0YJ'.=8,
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. /1hcw|cfC
V9;IH<s:
零件图见附图二. 7!e kINQ
/~g.j1 g
2、直齿圆柱齿轮的设计 w3Dqpo8E
2W/*1K}
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 ; [h.i,%Ua"P
, lBHA+@
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。 y)7;"3Q<
ZCDXy
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。 %.:]4jhk
'=UsN_@
4)材料及精度等级的选择 9"dZ4{\!
hgdr\
F
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)。 )r
XUJ29.
Ft @ZK!'@
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。 )2F%^<gZ#
p0pA|
5) 压力角和齿数的选择 ?u{D-by%&
-)e(Qt#ewl
选用标准齿轮的压力角,即 。 9hhYyqGsO
wNl "y
选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿 u? X-SR0x
K3`48,`?wA
取 。 e?e oy|
V|;os
6) 按齿面接触强度设计 s~I#K[[5
vARZwIu^D
由[2]设计计算公式10-9a,即
zzX9Q:
}vW3<|z
a. 试选载荷系数 ; c`#4}$
Y_nlIcu
b. 计算小齿轮传递的转矩 : wOR#sp&
^>h2.AJ
c. 由[2]表10-7选取齿宽系数 ; 2VkA!o4nP
Bh6lK}9
d. 由[2]表10-6查得材料的弹性系数 ; eie u|_
}ct*<zj[~u
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 。 ^NO;A=9b[
V`LW~P;
f. 根据[2]中公式10-13计算应力循环系数 w6[$vib'
WZ
,t~TN
g. 由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 ; .Mzrj{^Y
62>/0_m5
h. 计算接触疲劳许用应力: L%f$ &
\3cg\Q+~
取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得 &-ZRS/_d>
2Zi&=Zj"
i. 试算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值, &fifOF#[e
s;:quM
j. 计算圆周速度 6X$iTJ[\x
x_x|D|@wM
k. 计算齿宽b `wNJ*`
q<A,S8'm
l. 计算齿宽与齿高之比 rXnG"A
DZX4c 2J
模数 CIf""gL9
)auuk<
齿高 q^b_'We_9
Ji:0J},m
所以 SwmX_F#_
aB4L$M8x
m. 计算载荷系数 Py#iC#g~
_ 4+=S)$
根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ; iTeFy-Ct
"yxBD
7
直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ; '5n=tRx
/4u:5G
由[2]表10-2查得使用系数 ; hin6cac
kA&ul
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.xJ:r|
v:@ud,d<
代入数据计算得 nB86oQ/S
%b`B.A
又 , ,查[2]图10-13得 SQx:`{O
BGVy
\F<
故载荷系数 9i#K{CkC|
]lzOz<0q
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 W[j7Vi8v
=u]FKY
o、计算模数m WnC0T5S?U
v4wXa:CJ
7) 按齿面弯曲强度设计 w'Q2Czso
;V3d"@R,
根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式 p=J9N-EM
f*~z|
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 ; 9<I;9.1S?^
&b&o];a
b.由[2]图10-18查得小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳寿命系数 gb/M@6/j
x+5y287#
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 N\dr_
1_.#'U>
d.又上面6)中查得的数据,计算载荷系数K %uLyL4*L(p
R|H_F#eVn}
e.查[2]表10-5得齿形系数 ihdtq
7?JcB?G4
f.计算大小齿轮的 ,并加以比较 >jDx-H.N
XD\Z$\UJE
小齿轮 v;@-bED(Qs
yLlAK,5P0o
大齿轮 lb('=]3
}H
>xE{&
):
结果是大齿轮的数值要大; TID0x/j"K5
cZ~\jpK
g.设计计算 ; i><03
wc'K=;c
结果分析:由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关。因此,可取弯曲强度算得的模数1.802,并查[3]表5-4圆整为标准值m=2mm。 O(E-ox~q
oWUDTio#[
按接触强度计算的分度圆直径 ,算出小齿轮齿 ,圆整得 ;大齿轮齿数 ; s~6irf/
'u2Qq"d+
8) 其他几何尺寸的计算 /aB9pD+%
BO p&s>hI
分度圆直径 OAQ'/{~7
Eqva]
4
中心距 ; jTx,5s-
qlg~W/
齿轮宽度 ; f V.(v&
_9Ig`?<>I
9)验算 圆周力 1dK^[;v>3
^OQ#N z
10)结构设计及零件图的绘制 8Q1){M9'
rLcQG
由于齿轮的齿顶圆直径 故做成实心结构;其他主要结构尺寸参见[1]表11-6;零件图见附图一。 '4A8\&lQO
J)n g,i
3、链传动的设计计算 STmCj
O"mU#3?
1.设计条件 jL)aU> kN
dR_hPBn/@
减速器输出端传递的功率 QE5
85s5
g5to0
小链轮转速 mHox
0nz
k?iP
链传动比 ;载荷连续平稳,采用滚子单排链传动。 ~4*9w3t
)[)-.{q
2.选择链轮齿数 |[|X
l(zkMR$b8
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 。 MnsnW{VGX
h3xX26l
3.确定链条链节数 Pwz^{*u]
u6jJf@!ws
初定中心距 ,则由[2]公式9-19得链节数 $zz=>BOk
jt2m-*aP
取 (节) BoIe<{X(9
Dl/UZ@8pl
4.确定链条的节距p <z)MV
oa
aM.l+DP
1)查[2]表9-9得工作情况系数KA=1,故计算功率 7!JoP?!
Ok({Al1A,w
2)由[2]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧,可能出现链板疲劳破坏。由[2]表9-10查得小齿轮
~5}b$qL#`
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齿数系数 cX.v^9kuX
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链长系数 2 >xV&