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 xbiprhdv
jnV#Q
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1.设计用于链式运输机的圆锥—圆柱齿轮减速器 {A}T^q!m]
r,eH7&P9{
原始数据 }%KQrlbHJl
&tOo[U?
数据编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 rbf5~sw&8+
frbd{o
运输链的工作拉力(N) 3000 3200 3400 3600 3800 4000 3500 4200 4400 4500 &wNr2PHd#
zZ}.2He8
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 m#h`iW
6UIS4_
运输链链轮齿数Z 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 #|\|G3Si
%
2K~v`c*4
运输链节距(mm) 60 60 60 60 60 60 60 80 80 70 CQ!D{o=
D u<P^CE
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 y95
#t
]FR#ZvM>x
工作,运输链工作速度允许误差为土5%。 iu{y.}?
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2.设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。 5+GTK)D
0Cc3NNdz
原始数据 []OS p&
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G-
数据编号 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 7gtaI3
K81FKV.
运输机工作轴转矩(N.m) 1600 1700 1800 1900 1500 1700 1800 1600 1100 1200 D*L@I@
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uJ"#j
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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 ;4+z~7Je]^
c'$y_]
卷筒直径(mm) 360 360 360 370 380 380 360 380 380 370 PR;Bxy
+46& Zb35
工作条件;连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产。单班制 DI{Qs[
V^(W)\
工作.运输带速度允许误差为 5%。 s#~VN;-I
!le#7Kii
机械设计课程设计计算 +fvVora
FkMM>X
说明书 :|l0x a
uToi4]w"y
设计题目:链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器 %5ov!nm7
*o=Z~U9z
目录 Sn97DCdk
:4:U\k;QwA
1. 设计任务书....................................3 KjA7x
RCkmxO;b&
2. 系统传动方案分析与设计........................4 yFo8x[
w&U28"i>
3. 电动机的选择..................................4 s]vsD77&
V\Lh(zPt
4. 传动装置总体设计..............................6 Xk^<}Ep)c
o/U}G,|G
5. 传动零件的设计计算............................7 +MS*YpPW
QIwO _[Q
1) 圆锥齿轮的设计.................................7 x}C$/ 7^
Ow0~sFz
2) 圆柱齿轮的设计.................................11 _)CCD33$
^b&hy&ag
3) 链传动的设计计算........................... ...15 RG1#\d-fE
Q{hK+z`D
6. 轴系零件的设计计算............................17 \KEmfCx'n
zPvTRW~H\
1) 轴一的设计.....................................17 2V @ pt
'mU\X!-
4<
2) 轴二的设计.....................................23 H8c -/
^]LWcJ?"^!
3) 轴三的设计.....................................25 B(@uJ^N
R<T5lkJ\/
7. 润滑、润滑剂的选择及密封......................26 B)DtJf
Or1ikI"
8. 键联接的强度较核..............................27 kDKfJp&a
NS4W!o;"
9. 轴承的强度较核计算............................29 xG%O^
`C:J {`
10. 参考文献......................................35 %H"AHkge:a
En+`ZcA\z
11. 圆锥圆柱齿轮减速器外形(附图)................35 !&8B8jHqA
n%dh|j2u
一、课程设计任务书 e<{Ani0
%yy|B
1.要求:设计用于链式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器(图一) 5X`m.lhUc
r2;+ACwWf_
图一 6K.0dhl>`B
w3Qil[rg
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%。 .|6Wmn-uS
jW|M)[KJN
3.已知参数:运输链的工作拉力(N):4200 \T!tUd
Cp-p7g0wlg
运输链的工作速度(m/s):0.8 kEdAt5/U{
i;<H^\%
运输链节距(mm):60 x8rp Z
0o!Egq_
运输链链轮齿数Z:10 ma2-66M~j
^^*dHWHn<
二、系统传动方案分析与设计 C'z}jM`g
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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。 ]\%u9,b%!
]+78
"(
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。 _%aJ/Y0Cy
[1`&\C_E
3. 系统总体方案图如图二: oGZ%w4T
h1N{;SWQ
图二 &q[`lIV, L
p?sC</R
设计计算及说明 重要结果 Pu|3_3^
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C3G=DTt
三、动力机的选择 .{#J2}+[_}
&qFy$`"
1.选择电动机的功率 >uDE<MUC
/4-6V
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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 >BlF<
d`X
4T:@W C
式中Pd→工作机实际需要的电动机输出功率,kW; |lf,3/*jDB
u"1Zv!
Pw→工作机需要的输入功率,kW; 64-;| k4F
+dSO?Y]
η→电动机至工作机之间传动装置的总效率,即 4] I7t
%:]ive]e
查[1]表1-7得: 联轴器效率η0=0.99; `GT{=XJfY
_0e;&2')
滚动轴承效率η2=0.98; r5aOQ
z0-`D.D@\
链传动效率η3=0.96; CrI:TB>/"
2_Otv2
圆锥齿轮效率η4=0.98; OAZ5I)D>
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圆柱齿轮效率η5=0.99; C.;H?So(
P>i[X0UnL
圆锥-圆柱齿轮减速器的效率 q'[q]
4XXuj
因此总效率 %Y// }
nhP ua&
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 $Q< >MB7
iqPMCOPZ
式中F为工作阻力,N;V为工作机的线速度,m/s;ηw为工作机的效率。从而 "_
i:
uMe]].04
故选取功率为4 kW的电动机最为合适。 RwptFO
P<A_7Ho
2.选择电动机的转速 ?#P@N4Uw}y
JQ)w/@Vu=
电动机的转速越高,磁极数越少,尺寸重量越小,价格也越低;但是传动装置的总传动比要增大,传动级数增多,尺寸重量增大,从而使成本增加。因此,要全面分析比较来选择电动机的转速。 /KH,11)yc
'&hk?
按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围,可以推算电动机转速的可选范围 , fTg^~XmJ
fC$(l@O?
其中 为工作机的转速; 为各级传动的合理传动比范围。 7[?{wbq
E1-BB
查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3; )Cfk/OnRd
P4S]bPIp
圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5; G :JQ_w
$,9A?'
圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4; ^J-\s_)"
%qqX-SF0C
工作机(运输链轮)的转速 由运输链已知参数求得,即 yvp$s
B6#^a
所以 !O}^ Y
w[X/|O
因此 %DR8M\d1~H
2/m4|
3.选择电动机的类型 #XPY\n^k
HXp$\%A)
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。 yTb#V"eR
6_wj,7
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。 -\V!f6Q
84}Pu%
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。 TKBW2
hiQ #<
四、传动装置总体设计 +1o4l i
$\A=J
1.计算总传动比及分配各级传动比 \x9.[?;=e
M4`.[P4
传动装置的传动比要求应为 +<1MY'>y
$zUHka
式中, 为电动机满载转速, ; 为执行机构(运输链轮)转速,r/min。 z[~ph/^
|)}&:xA%
各级传动比与总传动比的关系是总传动比为各级传动比的乘积。 %!r@l7<
vle`#c.
综合考虑各项因素,查[1]表13-2得,选择链传动的合理传动比i1=3;圆柱齿轮的合理传动比i2=2.5;圆锥齿轮的合理传动比,i3=2.4。 |s$w
i>7l
rCp'O\@S
2.计算传动装置的运动和动力参数 V>Vu)7
?|NMJQsa7
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。 N0_@=uE
Yfd0Np~
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 J':x]_;
6k-
1) 各轴转速计算如下 n/Fx2QC{
UHT2a9rG
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。 O; #qG/b1
WAqH*LB
2)各轴功率 x>TIQU=\
:qe.*\
c
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。 3F ]30
BDiN*.w5
3) 各轴转矩 D(&XmC[\Y
NA;OT7X[
电动机轴的输出转矩 u]uZc~T
ews{0
五、传动零件的设计计算 cy
@",z
+ko-oZ7V
1、直齿锥齿轮的设计 (29BS(|!
O@-|_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。 k|D =Q
/k O
<o&
2)选择精度等级,材料,压力角及齿数: {&,MkWgG
V3v/hV:
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)。 >%1mx\y^
Nm4
h
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。 6s(.ul
8RaRXnJ
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 ; ]b'"l
C=,O'U(ep
初选小齿轮齿数 ,大齿轮齿数 ; 'D &[Y)f^
ZXH{9hxd
3) 按齿面接触强度设计,由[2]设计计算公式10-26,即 *pj^d><
PDNbhUAV
a、 试选载荷系数 ;并选齿宽系数 ; s)9d\{
YE;Tpji
b、 小齿轮传递的转矩 ; >#[,OU} N
-a\[`JHi
c、 查[2]表10-16得材料的弹性影响系数 ; %k i^XB86
_?rL7oTv
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
SodYb
S\<nCkE^
;大齿轮的接触疲劳强度极限 ; T7#}&>
y^[?F>wB
e、 根据[2]公式10-13计算应力循环次数 o_R_
"rU
2g
由[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数 n=qu?xu
A w"Y_S8.
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 &MJcLM]
!cNw8"SIU
g、 代入[σH]中较小的值计算小齿轮的分度圆直径 4#Cm5xAt6
Cc&SHG*R
h、 小齿轮分度圆周速度v ,,+iPGa<
:sA$LNj}
i、 查[2]表10-2得使用系数 ; PQvpJFpb~h
, .]1N:
根据v=4.511m/s及7级精度,查[2]图10-8得动载系数 ; W'" p:Uhq
u`?v-
齿间载荷系数取 ; J-5E# v
k@}g?X`8
由[2]表10-9查得轴承系数 ,则齿向载荷系数 w{89@ XRC
kO/]mNLG
故载荷系数 ; hp3
<HUU
Aq;WQyZ2
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 RH~I/4e
.!Q*VTW
模数 (8Q*NZ
;/ASl<t,
4) 按齿根弯曲强度设计,根据[2]设计计算公式10-24,即 EZJ[+ -Q;
8>AST,
a) 由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; ^{g('BQx
m<I>NYfE
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ; HApjXv!U[
lN~u='Kc
由[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 $A^OP{
i{biQ|,.sL
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 @&9 ,0x
F2!]T =
载荷系数K=2.742; s`I]>e
RN"Ur'+
c) 分度圆锥角 ;易求得 {66P-4Ev(
e N^6gub
因此,当量齿数 Ef\&