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課程設計(說明書) 鏈式運輸機用圓錐圓柱齒輪減速器設計 （說明書） 學生姓名 學院名稱 專業(yè)名稱 指導教師 2013年 1月 6日 目 錄 1 設計任務書 2 2 圓錐圓柱齒輪減速器的總體設計 3 2.1 電動機的選擇和動力參數(shù)的計算 4 2.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 5 2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6 3 傳動零件的設計計算 7 3.1 高速級圓錐齒輪傳動設計 7 3.2 低速級圓柱直齒輪的設計： 11 4 軸的設計 14 4.1中間軸的設計 14 4.2 高速軸的設計 19 4.3 低速軸的設計 19 5 軸承的選擇和計算 20 5.1 中間軸的軸承的選擇和計算 20 5.2 高速軸的軸承的選擇和計算 22 5.3 低速軸的軸承的選擇和計算 22 6 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸 22 7 鍵聯(lián)接的選擇和強度校核 24 結(jié) 論 25 致 謝 25 1 設計任務書 一、 課程設計題目： 設計一鏈式運輸機用的減速器（簡圖如下） 1．電動機 2．聯(lián)軸器 3．圓錐齒輪減速器 4．鏈傳動 5．鏈式運輸機 原始數(shù)據(jù)： 已知條件：曳引鏈拉力F (N) 11500 曳引鏈速度v（ｍ/ｓ） 0.38 曳引鏈鏈輪齒數(shù)Z 8 曳引鏈節(jié)距p（ｍｍ） 80 工作條件： 設計一用于鏈式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器。工作平穩(wěn)，經(jīng)常滿載，兩班制工作，引鏈容許速度誤差為5％。減速器小批生產(chǎn)，使用期限5年。 2 圓錐圓柱齒輪減速器的總體設計 傳動方案見圖，其擬定的依據(jù)是結(jié)構(gòu)緊湊且寬度尺寸較小，傳動效率高，適用在惡劣環(huán)境下長期工作，雖然所用的錐齒輪比較貴，但此方案是最合理的。其減速器的傳動比為8-15，用于輸入軸于輸出軸相交而傳動比較大的傳動。 2.1 電動機的選擇和動力參數(shù)的計算 1、電動機類型選擇：選擇電動機的類型為三相異步電動機，額定電壓交流380V。 2、電動機容量選擇： （1）工作機所需功率Pw=FV/1000=（11500×0.38/1000）KW=4.37KW F-工作機阻力 v-工作機線速度 (2) 電動機輸出功率 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為 =/ 為從電動機到工作機主動軸之間的總效率，即 -聯(lián)軸器傳動效率取0.98 -滾動軸承傳動效率取0.99 -圓錐齒輪傳動效率取0.96 -圓柱齒輪傳動效率取0.97 -鏈輪的傳動效率取0.9 （3）確定電動機的額定功率 因工作有輕微振動，電動機額定功率略大于即可。所以可以暫定電動機的額定功率為7.5kw。 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 鏈式運輸機工作轉(zhuǎn)速 =60×1000V/ZP=60X1000X0.38/8X80=35.6r/min 由于兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為8~15，鏈傳動的傳動比范圍2~5。故電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為=(16~75） =（569.6~2670）r/min。 可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min，1000r/min ，1500r/min 的電動機都符合，而轉(zhuǎn)速越高總傳動比越大傳動裝置的結(jié)構(gòu)會越大，成本越高,所以應綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格及總傳動比，選定電動機型號為Y160M-6 電動機型號 額定功率（kw） 電動機轉(zhuǎn)速（r/min） 電動機質(zhì)量（kg） 同步 滿載 Y160M-6 7.5 1000 970 119 2.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 1、傳動裝置總傳動比ia =970/35.6=27.25 2、分配各級傳動比 為了使減速器的傳動比小一些，鏈傳動的傳動比范圍2~5，取，則減速器的傳動比為i=ia/i0=27.25/5=5.45 為了避免圓錐齒輪過大，制造困難，并考慮齒輪的浸油深度，取高速級傳動比i=2.5，低速級傳動比為i=i/i1=5.45/2.5=2.18 高速級為圓錐齒輪其傳動比應小些約。 取定各傳動比，當前的總傳動比 傳動后運輸鏈速度的誤差為Δ： Δ=，在運輸鏈允許誤差±5%內(nèi)。 2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸的轉(zhuǎn)速 ＝=970r/min ＝=970/2.5=388r/min ＝/=388/2.18=178r/min ==178/5=35.6r/min 2、各軸輸入功率 3、各軸轉(zhuǎn)矩 項目 電動機軸 高速級軸I 中間軸II 低速級軸III 工作軸 IV 轉(zhuǎn)速（r/min） 970 970 388 178 35.6 功率（kw） 7.5 7.28 6.92 6.65 5.93 轉(zhuǎn)矩() 73.84 71.64 170.22 356.35 1587.5 4、設計參數(shù)填入下表： 3 傳動零件的設計計算 3.1 高速級圓錐齒輪傳動設計 （1）選擇齒輪類型、材料、精度以及參數(shù) ① 選用圓錐直齒齒輪傳動 ② 選用齒輪材料：選取大小齒輪材料均為45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理齒面硬度取240HBS；大齒輪正火處理齒面硬度取200HBS。 ③ 選取齒輪為8級精度（GB10095—88） ④ 選取小齒輪齒數(shù)Z=26，Z=Z=2.5×26≈65 （2）按齒面接觸疲勞強度設計 首先確定計算參數(shù) （a）使用系數(shù)KA：查表得KA=1.0 （b）使用系數(shù)KV：查圖得KV=1.3 （c）齒間載荷分配系數(shù)KHa：估計KAKt/b<100N/mm, cos===0.9285 cos===0.3714 當量齒數(shù)：ZV1=Z1/cos=26/cos=28 ZV2=Z2/ cos=65/ cos=175 當量齒輪的重合度：=[1.88-3.2×（1/ ZV1+1/ ZV2）] =1.88-3.2×（1/28+1/175） =1.747 Z==0.867 （d）KH=1/ Z2=1/（0.878）2=1.33 （e）查取齒向載荷分布系數(shù)K=1.2 所以載荷系數(shù)K：K=KAKV KH K=1.0×1.3×1.3×1.2=2.028 轉(zhuǎn)矩T1=143.25Nm=143250Nmm （f）查取齒寬系數(shù)=0.3 （g）查得彈性影響系數(shù)=189.8 （h）查得區(qū)域系數(shù)=2.5 （i）查取材料接觸疲勞強度極限：查圖得，小齒輪為=580Mpa,大齒輪=540 Mpa （j）計算應力循環(huán)次數(shù)N N=60 thn1=60×1×24000×970=1396.8×106 N==558.7×106 （k）查表得：對N1,取m1=14.16,對N2取m2=17.56（m為疲勞曲線方程指數(shù)） ZN1===1.025 ZN2==1.075 （l）查得接觸疲勞強度最小安全系數(shù)S=1.05 （m）計算許用接觸應力[]： []===566.19 Mpa []==552.86 Mpa （n）小齒輪大端分度圓直徑d1： = =115.67mm 即d1=116mm （3）確定主要參數(shù)： （a）大端模數(shù)m：m=d1/z1=116/26=4.46,即m=4.5 （b）大端分度圓直徑d1=m z1=26×4.5=117mm d2=mz2=293mm （c）錐距R：R==157.5 （d）齒寬b：b=R=47.25，取整b=47 (4)輪齒彎曲疲勞強度驗算： （a）齒形系數(shù)YFa1=2.65, YFa2=2.15 （b）應力修正系數(shù)YSa按當量齒數(shù)查圖得： YSa1=1.67，YSa2=2.25 （c）重合度系數(shù)Y：Y=0.25+=0.25+=0.68 （d）齒間載荷分配系數(shù)KFa：KFa=1/ Y=1/0.68=1.47 載荷系數(shù)K：K=2.028 （e）齒根工作應力：= = =125.34N/mm2 ==137.02 N/mm2 （f）彎曲疲勞極限由圖查得：=230 N/mm2 210 N/mm2 由表查得：N0=3×106，m=49.91(為疲勞曲線方程指數(shù)) （g）彎曲壽命系數(shù)YN：YN1===0.9 YN2==0.91 （h） 由圖查得尺寸系數(shù)：YX=1.0 （i）彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)SFmin查得：SFmin=1.25 （j）許用彎曲疲勞應力： ===165.6N/mm2 ===152.88 N/mm2 （k）彎曲疲勞強度校核： =125.34 N/mm2〈 =137.02N/mm2〈 所以滿足彎曲疲勞強度要求。（注：本節(jié)查表查圖見《機械工程及自動化簡明設計手冊》 葉偉昌 2001） （5）齒輪傳動幾何尺寸計算 幾何尺寸計算結(jié)果列于下表3-1：（取，,） 表3-1 圓錐齒輪參數(shù)（單位mm） 名 稱 代號 計算公式 結(jié) 果 小齒輪 大齒輪 傳 動 比 法面模數(shù) 法面壓力角 標準值 齒 數(shù) 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒 寬 3.2 低速級圓柱直齒輪的設計： （1）選擇齒輪類型、材料、精度以及參數(shù) ①選用齒輪材料：選取大小齒輪材料均為45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理齒面硬度取240HBS；大齒輪正火處理齒面硬度取200HBS。 ② 選取齒輪為8級精度（GB10095—88） ③ 選取小齒輪齒數(shù)Z=25，Z=Z=25×2.18=54.5取Z=55 （2）設計計算： ①設計準則：按齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 ②按齒面接觸疲勞強度設計 其中 ， （a）查圖選取材料的接觸疲勞極限應力為： 小齒輪為=580Mpa,大齒輪=560 Mpa。 （b）由圖查得彎曲疲勞極限：=230 N/mm2 210 N/mm2 （c）應力循環(huán)次數(shù)N：N1=60n2at=60×388×1×24000 N1=5.6×108 則N2=N1/μ2=5.6×108/2.18=2.6×108 （d）由圖查得接觸疲勞壽命系數(shù) （e）由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)； （f）查表得接觸疲勞安全系數(shù)=1；彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4； 又=2.0，試選=1.3。 （g）求許用接觸應力和許用彎曲應力： =580Mpa; =571Mpa; =230×2×1/1.4Mpa=328Mpa; =300Mpa. （h）將有關值代入下式得： = 即：=71.3mm 則=1.4m/s ∴/100=25×1.4/100=0.35 m/s （i）查圖可得，由表查得，；取， 則1.25×1.09×1.05×1=1.431 修正=71.3×1.03mm=73.4mm （j）m= 所以由表取標準模數(shù)m=3mm. （k）計算幾何尺寸： =3×25=75mm， 3×55=165mm, a=m(Z1+Z2)/2=120mm, b=1×75mm=75mm, 取b2=75，b1=85mm (3).校核齒跟彎曲疲勞強度： 由圖可查得 由下式校核大小齒輪的彎曲強度： ，即Mpa<; MPa = 87.8MPa<; 所以滿足彎曲疲勞強度要求。（注：本節(jié)查表查圖見《機械工程及自動化簡明設計手冊》 ） （4）齒輪傳動幾何尺寸計算 幾何尺寸計算結(jié)果列于下表3-2：（取，） 表3-2 圓柱齒輪的參數(shù)（單位mm） 名 稱 代號 計算公式 結(jié) 果 小齒輪 大齒輪 中 心 距 = 傳 動 比 法面模數(shù) 法面壓力角 標準值 齒 數(shù) 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒 寬 大齒輪采用腹板式鍛造齒輪機構(gòu)。小齒輪與軸材料相同采用齒輪軸。 4 軸的設計 4.1中間軸的設計 （1）選擇軸的材料 根據(jù)所設計的軸零件選用45鋼，加工方法為調(diào)質(zhì)處理。查軸的常用材料及其力學性能，得抗拉強度，屈服點。查軸的許用彎曲應力表，得，，。 （2）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑 取C=106，得≥ （3）軸的結(jié)構(gòu)設計 圖4-1 中間軸裝配草圖 按軸的結(jié)構(gòu)和強度要求選取安裝軸承處①和⑥的軸徑d=45mm，初選軸承型號為30209圓錐滾子軸承（GB/T297—94），裝齒輪②處的軸徑d=50mm，軸肩③直徑 d=55mm，齒輪軸④處的齒頂圓直徑d=108mm，軸肩⑤直徑d=50 mm，軸的裝配草圖如圖所示，兩軸承支點之間的距離為= 式中——軸承寬度，查得30209軸承=20 mm ——齒輪端面與軸承端面的距離=35.5 ——錐齒輪的寬度，=30mm ——兩齒輪輪轂端面之間的距離=6mm ——圓柱齒端面和軸承端面的距離=27.5 ——圓柱齒輪的寬度，=115mm （4）按彎扭合成應力校核軸的強度 ① 計算作用在軸上的力 （a）錐齒輪受力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （b）圓柱齒輪受力分析 圓周力 徑向力 ② 計算支反力 水平面： = 求得：， 再由，得： 垂直面：，， 求得 再由， ③ 作彎矩圖 水平面彎矩 ： 垂直面彎矩 ： ④ 合成彎矩 ： ⑤ 轉(zhuǎn)矩 ⑥計算當量彎矩 單向運轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)折合系數(shù)取為： B截面的當量彎矩為 ⑦ 校核軸徑 分別校核B，C截面，校核該截面直徑 考慮到鍵槽的設計會降低軸的強度，所以軸的設計應在原來設計基礎上增大5%， 則 . 結(jié)構(gòu)設計確定的最小直徑B為50mm，C為55mm，所以強度足夠。 （5）軸的校核 圖4-2 中間軸的受力分析及彎扭矩圖 （6）軸的結(jié)構(gòu) 圖4-3 中間軸結(jié)構(gòu) 4.2 高速軸的設計 （1）選擇軸的材料 根據(jù)所設計的軸零件選用45鋼，加工方法為調(diào)質(zhì)處理。查軸的常用材料及其力學性能，得抗拉強度，屈服點。查軸的許用彎曲應力表，得，，。 （2）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑 取C=106，得≥ （3）軸的結(jié)構(gòu)設計 按軸的結(jié)構(gòu)和強度要求選取聯(lián)軸承處的軸徑d=30，初選軸承型號為30208圓錐滾子軸承（GB/T297—94），長度尺寸根據(jù)結(jié)構(gòu)進行具體的設計，校核的方法與中間軸相類似，經(jīng)過具體的設計和校核，得該齒輪軸結(jié)構(gòu)是符合要求的。 4.3 低速軸的設計 （1）選擇軸的材料 根據(jù)所設計的軸零件選用45鋼，加工方法為調(diào)質(zhì)處理。查軸的常用材料及其力學性能，得抗拉強度，屈服點。查軸的許用彎曲應力表，得，，。 ( 2 ) 初步估算軸的最小直徑 取C=106，得≥ （3）軸的結(jié)構(gòu)設計 按軸的結(jié)構(gòu)和強度要求選取聯(lián)軸承處的軸徑d=65，初選軸承型號為30214圓錐滾子軸承（GB/T297—94）。其中長度尺寸根據(jù)中間軸的結(jié)構(gòu)進行具體的設計，校核的方法與中間軸相類似，經(jīng)過具體的設計和校核，得該齒輪軸結(jié)構(gòu)是符合要求的，是安全的，軸的結(jié)構(gòu)如圖所示： 圖4-5 低速軸結(jié)構(gòu) 5 軸承的選擇和計算 5.1 中間軸的軸承的選擇和計算 按軸的結(jié)構(gòu)設計，初步選用30209（GB/T297—94）圓錐滾子軸承 （1） 計算軸承載荷 圖5-1 中間軸軸承的受力簡圖 ① 軸承的徑向載荷 軸承A： 軸承B： ② 軸承的軸向載荷 查表可得圓錐滾子軸承的內(nèi)部軸向力計算公式為 查表可得30209軸承的Y=1.5。 故，方向為自左向右； ，方向為自右向左。 由，故軸承A被壓緊，B被放松。 所以，兩軸承的總軸向力為： ，。 ③ 計算當量動載荷 由表查得圓錐滾子軸承30209的 取載荷系數(shù)， 軸承A：>e 則 軸承B：＜e 則 ④ 計算軸承壽命 因為＞，軸承B受載大，所以按軸承B計算壽命，查得30209軸承基本額定載荷，軸承工作溫度小于，取溫度系數(shù)，則軸承壽命， 若按8年的使用壽命計算，兩班制工作，軸承的預期壽命為 ，＞,所以所選軸承合適。 5.2 高速軸的軸承的選擇和計算 按軸的結(jié)構(gòu)設計，選用30208（GB/T297—94）圓錐滾子軸承，經(jīng)校核所選軸承能滿足使用壽命，合適。 5.3 低速軸的軸承的選擇和計算 按軸的結(jié)構(gòu)設計，選用30213（GB/T297—94）圓錐滾子軸承，經(jīng)校核所選軸承能滿足使用壽命，合適。 6 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸 (1) 箱座（體）壁厚：=≥8，取=10，其中=210； (2) 箱蓋壁厚：=0.02a+3≥8，取=8； (3) 箱座、箱蓋、箱座底的凸緣厚度：，,； (4) 地腳螺栓直徑及數(shù)目：根據(jù)=210，得，根據(jù)螺栓的標準規(guī)格，選得20，數(shù)目為6個； (5) 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑：； (6) 箱蓋、箱座聯(lián)結(jié)螺栓直徑：=10～12，取=10； (7) 軸承端蓋螺釘直徑： 表6-1 減速器所用螺釘規(guī)格 高速軸 中間軸 低速軸 軸承座孔（外圈）直徑 80 85 125 軸承端蓋螺釘直徑 8 10 10 螺 釘 數(shù) 目 6 6 6 (8) 檢查孔蓋螺釘直徑：本減速器為二級傳動減速器，所以取=5； (9) 螺栓相關尺寸：視具體設計情況而定，以圖紙設計為準 (10) 軸承座外徑：，其中為軸承外圈直徑， 把數(shù)據(jù)代入上述公式，得數(shù)據(jù)如下： 高速軸：mm取為125mm; 中間軸：取為130mm; 低速軸：取為180mm. (11) 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓的距離：以螺栓和螺釘互不干涉為準盡量靠近； (12) 軸承旁凸臺半徑：40mm，根據(jù)結(jié)構(gòu)而定； (13) 軸承旁凸臺高度：根據(jù)低速軸軸承外徑和扳手空間的要求，由結(jié)構(gòu)確定； (14) 箱外壁至軸承座端面的距離：，取=60mm； (15) 箱蓋、箱座的肋厚：≥0.85，取=8mm，≥0.85，取=10mm； (16) 大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁之間的距離：≥1.2，取=20mm； (17) 鑄造斜度、過渡斜度、鑄造外圓角、內(nèi)圓角：鑄造斜度=1：10， 過渡斜度=1：20，鑄造外圓角=5，鑄造內(nèi)圓角=3。 7 鍵聯(lián)接的選擇和強度校核 （1）錐齒輪與軸的鍵聯(lián)接 ① 選用普通平鍵（A型） 按中間軸裝齒輪處的軸徑=50，以及輪轂長=50， 查表，選用鍵14×45GB1096—79。 ② 強度校核 鍵材料選用45鋼，查表知，鍵的工作長度，，按公式的擠壓應力 ＜ 所以鍵的聯(lián)接的強度是足夠的，選用本鍵合適。 （2） 低速軸和高速軸上的鍵效核方法同上，材料同樣選用45鋼。 經(jīng)效核，合格。 結(jié) 論 減速器的設計是一個較為復雜的過程，期間設計計算、繪制工程圖、編制工藝等等，都是較為繁瑣的事情。但隨著科學技術的發(fā)展這些過程都變的簡單化。為了適應現(xiàn)代市場的需求，就必須運用計算機輔助設計技術解決過去計算繁瑣，繪圖工作量大及工作效率低，更新速度慢的問題。 通過本設計我對各種減速器的結(jié)構(gòu)和設計步驟有了一個大概的了解，對以前所學的專業(yè)知識作了一個很好的總結(jié)，設計中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的學習工作中來彌補。 致 謝 感謝學校和系里為我們學生提供了優(yōu)越的學習環(huán)境和學習條件，使我們能夠順利的完成設計的任務。我要對所有幫助過我的老師我同學說一聲感謝，你們都辛苦了！ 參考文獻 [1].王旭主編 機械設計課程設計 機械工業(yè)出版社 2006. [2].徐錦康主編 機械設計 高等教育出版社 2006． [3].沈世德主編 機械原理 機械工業(yè)出版社 2007． [4].單祖輝主編 工程力學 高等教育出版社 2004. 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