(毕业论文)用于链式运输机的圆锥圆柱齿轮减速器说明书（可编辑）

1、(毕业论文)用于链式运输机的圆锥圆柱齿轮减速器说明书 设计目录题目及总体分析3各主要部件选择3选择电动机4分配传动比4传动系统的运动和动力参数计算5设计高速级齿轮6设计低速级齿轮11减速器轴及轴承装置、键的设计15 1轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计15 2轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计17 3轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计209滚动轴承及键的校和计算寿命2410. 润滑与密封2711. 箱体结构尺寸2712. 设计总结2913. 参考文献29设计任务书题目: 设计用于链式运输机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器 1)参考传统方案 2)工作条件 连续单向工作,工作时有轻微振动,使用期10年,

2、经常满载荷,两班制工作,运输链工作速度允许误差为5%,减速器由一般厂中小量生产。 3)原始数据 题号e3运输链工作拉力4000运输链工作速度0.90运输链链轮齿数10运输链节距60一.各主要部件选择目的设计计算与说明主要结果动力源电动机联轴器弹性联轴器齿 轮锥齿?直轮传动高速级做成锥齿,低速级做成直齿轴 承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承链 轮滚子链二:电动机的选择设计计算与说明主要结果电动机的输出功率的计算工作机所需有效功率为pw=fv=4000n0.9m/s3.6锥齿轮的传动7级精度效率为10.97圆柱齿轮传动7级精度效率为2=0.98 球轴承传动效率四对为3=0.99 4弹性联轴器传动效

3、率一个取4=0.99运输链轮效率为5=0.96要求电动机输出的有效功率为:要求电动机输出功率为:po4.15kw类型根据有粉尘的要求选用y(ip44)系列的电动机选用y(ip44)系列选用查得型号y132s?4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率pe5.5kw满载转速n1440 r/min满载时效率85.3%功率因数额定转矩t2.2满载时输出功率为 略大于,在允许范围内选用y(ip44)系列y132m2-6型封闭式三相异步电动机三:分配传动比设计计算与说明主要结果分配传动比传动系统的总传动比为:工作机满载时输入轴的转速电动机的满载转速 故总传动比 四:传动装置的运动和动力参数计算设计计算与说明

4、传动系统的运动和动力参数计算设:从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴;对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ;对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ;对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ;相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ;相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。根据n2 n1 n3 n2p1 p0p2 p1可以算出如下结果: 结果轴号发动机两级锥-圆柱减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速nr/min)n01440n11440n2720n3180n490 转矩t n?mt027.52t127.25t252.92t

5、3=207.45t4=397.9 功率p kwp04.15p14.11p23.99p33.91p43.75两轴联接联轴器锥齿轮圆柱齿轮链 轮传动比 ii011i122i234i342传动效率0.970.980.96 五:高速级齿轮的设计(锥齿轮的设计) 设计计算与说明主要结果选精度等级、材料和齿数选用直齿锥齿轮传动。速度不高,故选用7级精度材料选择。由机械设计表6.1选取小齿轮材料为40cr(调质),硬度为280hbs,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240hbs,二者材料硬度差为40hbs。选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=i1?z1=22448,取z249。符合互为质数。z1=24

6、 z275按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算,即 1)确定公式内的各计算数值 (1)试选载荷系数(2)计算小齿轮传递的转矩 (3)选取齿宽系数(4)知齿轮,查得节点区域系数(4)由表6.3查得材料的弹性影响系数(5)由图6.14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(6)由式6.11计算应力循环次数 (7)由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数 (8)计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为1%,安全系数为s1设计计算与说明主要结果按齿面接触强度设计 2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径,由计算公式得 (2)计算圆周速度 (3)模数及主要尺寸的确定 模数:,取。 分度

7、圆直径: 节锥角: 锥距 平均分度圆直径:齿宽 取 3 )校核齿根弯曲疲劳强度 (1) 弯曲强度校核公式: 设计计算与说明主要结果齿根弯曲疲劳强度(2)确定各参数平均分度圆处螺旋角,则 查得动载系数1.15齿向载荷分布系数 使用系数故(3)分度圆圆周力(4)齿轮系数yf和应力修正系数ys 查表6.4得 (5)许用弯曲应力可由下式算得 由机械设计图6.15可查出弯曲疲劳极限应力 查得寿命系数 查得, 查得安全系数是 故许用弯曲应力 设计计算与说明主要结果齿根弯曲疲劳强度 因此满足齿根弯曲疲劳强度齿面接触强度验算齿面接触强度验算 接触强度寿命系数 最小安全系数 因此齿面强度足够六.设计低速级圆柱直

8、齿传动设计计算与说明主要结果选用7级精度由表6.1选择小齿轮材料为40cr(调质),硬度为280hbs,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240hbs。选小齿轮齿数, 大齿轮齿数 取按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算,即 1) 确定公式各计算数值 (1)试选载荷系数 (2)计算小齿轮传递的转矩 (3)选取齿宽系数 (4)由表6.3查得材料的弹性影响系数 (5)由图6.14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(6)由式6.11计算应力循环次数 (7)由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数 按齿面接触疲劳强度设计 (8)计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为

9、1%,安全系数为s1,由式10-12得 计算试算小齿轮分度圆直径,代入中的较小值 计算圆周速度v 计算齿宽b 计算齿宽与齿高之比b/h 模数 齿高计算载荷系数k 根据,7级精度,查得动载荷系数 假设,由表查得 由表6.2查得使用系数 由表查得 查得 设计计算与说明主要结果按齿面接触疲劳强度设计 故载荷系数 (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式可得 (7)计算模数m 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 确定公式内的计算数值由图6.15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图6.16查得弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数为s1

10、.3,由式10-12得 计算载荷系数 (5)查取齿形系数 由表6.4查得 (6)查取应力校正系数 由表6.4查得 设计计算与说明主要结果按齿根弯曲强度设计(7)计算大小齿轮的,并比较 大齿轮的数据大设计计算 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,可取有弯曲强度算得的模数2.47,并就近圆整为标准值m=2.5mm 按接触强度算得的分度圆直径 算出小齿轮齿数 取 大齿轮齿数 取几何尺寸计算计算分度圆直径 计算齿根圆直径 计算中心距计算齿宽宽度验算 合适七.减速器轴及轴承装置、键的设计设计计算与说明 主要结果轴1的设计:求作用在锥齿轮上的力:因为锥齿的dm17

11、2mm,节锥角 126.1,则周向分力为:ft2t2/ dm12*72/0.0611769.9n,垂直于分度圆圆锥母线分力为:f fttg1390.29*tg26.1566.38n,径向分力为:fr1 fcos1458.77n,轴向分力为fa1 fsin1169.98n,法向载荷为fn ft/cos1966.5n,如图:初步确定轴最小半径:先按式15-2估算轴最小直径。选轴材料为45钢(调质),由表11.3取c112,则有dmin19.088mm,这是安装联轴器的直径,为使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应,故要选联轴器的型号:联轴器计算转矩tcakat21.3*54.1666508nmm(查

12、表得取ka1.3),则查表选用yl5yld5型联轴器,其公称转矩为63nm,半联轴器孔径为d124mm,故取d-24mm,半联轴器长l40mm,半联轴器与轴配合毂长为l138mm。轴的结构设计:轴上零件装配如图:为了满足半联轴器的轴向定位,-轴段右端要有一轴肩,故取-段直径为d-28mm,左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径d35mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度l138mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上不压在轴端面上,取l-36mm。初步选定滚动轴承,因轴承同时受径向力,根据d-28mm,取用30206型号单列圆锥滚子轴承,其尺寸为d*d*t30mm*62mm*17.25mm,则有d-

13、d-30mm,l17.25mm,轴承中间处用轴肩定位,这段取直径d-36mm。右端轴承与齿轮之间应有一套同固定,-长应为:取l-17.5mm,取套同长10mm。设装齿轮处轴段的直径为d-25mm,此轴段应短于轮宽,取l-36mm。取轴承端盖总宽为20mm,外端面与半联轴器右端面间距离为20mm,故取l-40mm。结合变速箱结构,取l-60mm。 轴上零件的周向定位:齿轮、半联轴器与轴的周向定位均用平键联接。按d-30mm由查得平键截面b*h8mm*7mm,键槽用铣刀加工,长20mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴配合为h6/n5;同样,半联轴器与轴的连接,用平键为5

14、*4*30,半联轴器与轴的配合为h6/k5,滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,选轴的直径尺寸公差为h6/js5。求轴上的载荷:先根据轴的结构图作出轴的计算简图,在确定轴承支点的位置时,从查得a13.8mm,因此作出简支梁的轴支承夸距:为l86.9mm。由上可知b 截面为危险截面。将b面的个数列于下表:载荷水平面垂直面支反力fnh1340.43n fnh21049.86nfnv1117.71n fnv2363.01n弯矩mh29821.72nmmmv110311.444nmm总弯矩m31554.09nmm扭矩t254.16nm按弯扭合成应力校核轴的强度:由式及上表的数值,取0.6,轴的

15、计算应力为:16.014mpa,因为轴的材料前以选定为45钢,由表查得其-160mpa,故安全。2.轴2的设计: 1) 轴1、2的转速和功率转矩: p14.11kw,n11440r/min,t127.25n.m p23.99kw,n2720r/min,t252.92n.m 2) 求作用在齿轮上的力 (1)求作用在低速级小齿轮上的力 圆周力: 径向力: 轴向力: (2)求作用在高速级大齿轮上的力。因大齿轮为从动轮,所以作用在其上的力与主动轮上的力大小相等方向相反。 圆周力: 径向力: 轴向力: 3)初步确定轴的最小直径 先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢,调质处理。根据机械设计-表1

16、5-3,取,于是得: 轴的最小直径显然是轴承处轴的直径和 取 4轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案 2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求,根据 ,选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承32006型,其尺寸为,得: 32006型轴承的定位轴肩高度,因此取取安装齿轮处的轴段-,-的直径,取, , 3轴上零件的周向定位 齿轮采用平键联接,按,查机械设计表得平键截面,联接圆柱齿轮的平键长度为63mm,联接圆锥齿轮的平键长度为36mm.5)求轴上的载荷 对于32006型圆锥滚子轴承, 计得

17、:,根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示 载荷水平面垂直面支反力f弯矩m总弯矩扭矩t6)按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面,即圆柱齿轮的截面,取,轴的计算应力:前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由机械设计表,查得,因此,安全。3.轴3的设计即输出轴及其轴承装置、键的设计 1)3轴上的功率p3,转速n3和转矩t3 , 2)求作用在齿轮上的力 圆周力: 径向力: 轴向力: 3)初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢,调质处理。根据机械设计表11.3,取,于是得: 轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选

18、的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,取。 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查机械设计师手 册(软件版)选用tl8型弹性套柱销联轴器,其公称转矩为710n.m。半联轴器的孔径为45mm,故取;半联轴器长度为,半联轴器与轴配合的毂孔长度。 4)轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(a)为了满足半联轴器的轴向定位的要求,-轴段左 端需制出轴肩,故取-段的直径,半联轴器与轴配合的毂孔长度,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面而不压在轴的端面上,故-段的长度应比l1略短一些,现取。b 初步选择滚动轴承。因轴承

19、同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。根据,查机械设计师手册(软件版)选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承32011,其尺寸为,故,而,滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,轴肩高度,因此,取.c取安装齿轮处的轴的直径;齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度,取,则,。因、两轴在箱体内的长度大致相等,取, 。 3)轴上零件的周向定位查机械设计表,联接联轴器的平键截面;联接圆柱齿轮的平键截面 4)求轴上的载荷 对于32011型圆锥滚子轴承, 载荷水平面垂直面支反

20、力f弯矩m总弯矩扭矩t 5 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面,即安装齿轮处,取,轴的计算应力:前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由机械设计, 查得,因此,安全。计得:,根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示。九.滚动轴承及键的校和计算寿命 主要结果主要结果 1,输入轴的轴承1).按承载较大的滚动轴承选择其型号,因支承跨距不大,故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承,轴承的预期寿命取为:lh=29200h 由上面的计算结果有轴承受的径向力为fr1340.43n, 轴向力为fa1159.90n, 2).初步选择滚动轴承型号

21、为30206,其基本额定动载荷为cr51.8kn,基本额定静载荷为c0r63.8kn。3).径向当量动载荷 动载荷为,查得,则有 由式13-5得 满足要求。 输入轴的键1)选择键联接的类型和尺寸联轴器处选用单圆头平键,尺寸为 圆锥齿轮处选用普通平头圆键,尺寸为。2校核键联接的强度键、轴材料都是钢,由机械设计查得键联接的许用挤压力为键的工作长度,合适,合适2. 2轴的轴承(1)选择的圆锥滚子轴承型号为32006,尺寸为,基本额定动载荷。(2) 当量动载荷 前面已求得, 轴承 1、2受到的径向载荷为: 轴承 1、2受到的轴向载荷为: 查简明机械工程师手册-表7.7-39得 轴承的当量动载荷为: 按机械设计-表13-6查得 (3)验算轴承寿命 因为,所以按轴承2的受力验算。 对于滚子轴承,。 减速器的预定寿命 ,合适。3. 3轴的键1)选择键联接的类型和尺寸联接圆柱齿轮处选用圆头平键,尺寸为 联接圆锥齿轮处选用普通平头圆键,尺寸为。2校核键联接的强度键、轴材料都是钢,由机械设计查得键联接的许用挤压力为。键的工作长度,合适,合适4. 输出轴的轴承(1)选择的圆锥滚子轴承型号为32011,尺寸为,基本额定动载荷。(2) 当量