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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

1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器

原始数据

数据编号     11     12     13     14     15     16     17     18     19     20

运输链的工作拉力(N)     3000     3200     3400     3600     3800     4000     3500     4200     4400     4500

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

运输链链轮齿数Z     10     10     10     10     10     10     10     10     10     10

运输链节距(mm)     60     60     60     60     60     60     60     80     80     70

  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土5％。

2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。

原始数据

数据编号     21     22     23     24     25     26     27     28     29     30

运输机工作轴转矩(N.m)     1600     1700     1800     1900     1500     1700     1800     1600     1100     1200

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

卷筒直径(mm)     360     360     360     370     380     380     360     380     380     370

  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

工作．运输带速度允许误差为 5％。

机械设计课程设计计算

说明书

设计题目：链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器

目录

1.     设计任务书....................................3

2.     系统传动方案分析与设计........................4

3.     电动机的选择..................................4

4.     传动装置总体设计..............................6

5.     传动零件的设计计算............................7

1）     圆锥齿轮的设计.................................7

2）     圆柱齿轮的设计.................................11

3）     链传动的设计计算........................... ...15

6.     轴系零件的设计计算............................17

1）     轴一的设计.....................................17

2）     轴二的设计.....................................23

3）     轴三的设计.....................................25

7.     润滑、润滑剂的选择及密封......................26

8.     键联接的强度较核..............................27

9.     轴承的强度较核计算............................29

10.     参考文献......................................35

11.     圆锥圆柱齿轮减速器外形（附图）................35

一、课程设计任务书

1.要求：设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一）

                      图一

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％。

3.已知参数：运输链的工作拉力(N)：4200

运输链的工作速度(m/s)：0.8

运输链节距(mm)：60

运输链链轮齿数Z：10

二、系统传动方案分析与设计

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。

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。

3. 系统总体方案图如图二：

                    图二

设计计算及说明     重要结果

三、动力机的选择

1.选择电动机的功率

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

式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率，kW；

Pw→工作机需要的输入功率，kW；

η→电动机至工作机之间传动装置的总效率，即

查[1]表1-7得：   联轴器效率η0=0.99；

滚动轴承效率η2=0.98；

  链传动效率η3=0.96；

圆锥齿轮效率η4=0.98；

圆柱齿轮效率η5=0.99；

圆锥-圆柱齿轮减速器的效率

因此总效率

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

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

故选取功率为4 kW的电动机最为合适。

2.选择电动机的转速

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。

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 ,

其中为工作机的转速；为各级传动的合理传动比范围。

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；

工作机（运输链轮）的转速由运输链已知参数求得，即

所以

因此

3.选择电动机的类型

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。

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。

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。

四、传动装置总体设计

1.计算总传动比及分配各级传动比

传动装置的传动比要求应为

式中，为电动机满载转速， ; 为执行机构（运输链轮）转速，r/min。

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。

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。

2.计算传动装置的运动和动力参数

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。

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

1）     各轴转速计算如下

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。

    2)各轴功率

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。

3）     各轴转矩

电动机轴的输出转矩

五、传动零件的设计计算

1、直齿锥齿轮的设计

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。

2）选择精度等级，材料，压力角及齿数：

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）。

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。

    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；

初选小齿轮齿数，大齿轮齿数；

3）     按齿面接触强度设计，由[2]设计计算公式10-26，即

a、     试选载荷系数；并选齿宽系数；

b、     小齿轮传递的转矩；

c、     查[2]表10-16得材料的弹性影响系数；

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

；大齿轮的接触疲劳强度极限；

e、     根据[2]公式10-13计算应力循环次数

  由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数

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

g、     代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径

h、     小齿轮分度圆周速度v

i、     查[2]表10-2得使用系数；

  根据v=4.511m/s及7级精度，查[2]图10-8得动载系数；

  齿间载荷系数取；

  由[2]表10-9查得轴承系数，则齿向载荷系数

  故载荷系数；

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

模数

4）     按齿根弯曲强度设计，根据[2]设计计算公式10-24，即

a)     由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；

大齿轮的弯曲疲劳强度极限；

由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数

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

载荷系数K=2.742;

c)     分度圆锥角 ;易求得

因此,当量齿数

根据[2]表10-5查得齿形系数

应力校正系数

d、计算大小齿轮的值并比较大小:

结果显示大齿轮的数值要大些;

ｅ、设计计算

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

大齿轮齿数   ;

5) 其他几何尺寸的计算

分度圆直径

锥距

分度圆锥角

齿顶圆直径

齿根圆直径

齿顶角

齿根角

当量齿数

分度圆齿厚

齿宽

6) 结构设计及零件图的绘制

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.

零件图见附图二.

2、直齿圆柱齿轮的设计

    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；

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。

    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。

    4）材料及精度等级的选择

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）。

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。

5）     压力角和齿数的选择

选用标准齿轮的压力角，即。

选小齿轮齿数，则大齿轮齿 u?

取。

6）     按齿面接触强度设计

由[2]设计计算公式10-9a，即

a.     试选载荷系数；

b.     计算小齿轮传递的转矩：

c.     由[2]表10-7选取齿宽系数；

d.     由[2]表10-6查得材料的弹性系数；

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。

f.     根据[2]中公式10-13计算应力循环系数

g.     由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数     ；

h.     计算接触疲劳许用应力:

取失效概率为 ;安全系数 ;由[2]公式10-12得

i.     试算小齿轮分度圆直径 ,代入中较小的值,

j.     计算圆周速度

k.     计算齿宽b

l.     计算齿宽与齿高之比

模数

齿高

所以

m.     计算载荷系数

根据 ,7级精度,由[2]图10-8查得动载系数 ;

直齿轮, ,由[2]表10-3查得齿间载荷分配系数 ;

由[2]表10-2查得使用系数 ;

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

代入数据计算得

又 , ,查[2]图10-13得

故载荷系数

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

ｏ、计算模数m

7) 按齿面弯曲强度设计

根据[2]中式10-5弯曲疲劳强度的设计计算公式

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；

b.由[2]图10-18查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数

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

d.又上面6）中查得的数据，计算载荷系数K

e.查[2]表10-5得齿形系数

f.计算大小齿轮的，并加以比较

小齿轮

大齿轮

    结果是大齿轮的数值要大；

  g.设计计算

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。

      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；

8）     其他几何尺寸的计算

分度圆直径

中心距       ；

齿轮宽度     ；

9）验算     圆周力

  10）结构设计及零件图的绘制

    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、链传动的设计计算

    1.设计条件

    减速器输出端传递的功率

    小链轮转速

    链传动比；载荷连续平稳，采用滚子单排链传动。

    2.选择链轮齿数

    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。

    3.确定链条链节数

    初定中心距，则由[2]公式9-19得链节数

              取（节）

    4.确定链条的节距p

    1）查[2]表9-9得工作情况系数KA=1，故计算功率

    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

齿数系数

链长系数

由[2]表9-11查得多排链系数；故所需传递的功率为

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。

    5.确定链长L及中心距a

    链长

由[2]公式9-20得理论中心距

理论中心距的减少量

实际中心距

可取 =772mm

      6.验算链速V

这与原假设相符。

      7.作用在轴上的压轴力

有效圆周力

按水平布置取压轴力系数，那么

六、轴系零件的设计计算

1、轴三（减速器输出轴）的设计

  （1）轴的转速及传递的功率和转矩：

    （2）求作用在轴齿轮上的力：

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

径向力

其方向如图五所示。

  （3）初步确定轴的最小直径

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

查[2]表15-3取45钢的

那么

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。

  （4）轴的结构设计

    ①、拟订轴上零件的装配方案，如图三所示。

                图三

    ②、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

    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。

    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

；坐端滚动轴承采用轴肩定位，6309型轴承的安装尺寸，故取；

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。

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）。

                图四

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

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。

④、确定轴上圆角和倒角尺寸

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。

（5）求轴上的载荷

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，

；；

图五

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：

                表一

载荷     水平面H     垂直面V

支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T     T=146.8Nm

（6）按弯扭组合校核轴的强度：

根据[2]中公式15-5，即

取，并计算抗弯截面系数

因此轴的计算应力

由45钢调质处理查[2]表15-1得许用弯曲应力，显然

，故安全。

  （7）精确校核轴的疲劳强度

①、判断危险截面

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。

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。

②、截面2左侧：

抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面2左侧的弯矩为

扭矩为

截面上的弯曲应力

扭转切应力为

轴材料是45钢，调质处理。由[2]表15-1查得；

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

又由[2]附图3-1查得轴的材料敏感系数为

故有效应力集中系数根据[2]中附3-4公式得

由[2]附图3-2得尺寸系数；由[2]附图3-3得扭转尺寸系数；

如按磨削加工由[2]附图3-4查得表面质量系数；

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

故该轴在截面2左侧的强度是足够的。

③、截面2右侧：

抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面2右侧的弯矩为

扭矩为

截面上的弯曲应力

扭转切应力为

过盈配合处的值可由[2]附表3-8用插入法求出，取；于是得

表面质量系数；

故综合影响系数为

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