带式运输机传动装置的圆锥圆柱齿轮加链减速器设计

课程设计任务书一、题目：设计带式运输机传动装置的圆锥圆柱齿轮加链减速器二、设计基本内容1，传动系统/方案设计和主要零部件的设计计算2，减速器装配图和零件工作图设计3，编写设计说明书三、设计完成后应缴的资料装配图1张、零件图1～2张、设计计算说明书一份四，设计完成期限：本设计任务是于2009年12月27日发出于2010年1月14日完成指导老师：签名日期教研室主任：批准日期目录第一，设计任务第二，总体方案设计第三，电动机的设计和选择第四，传动零件的设计一、减速器外部传动零件的设计――链传动二、减速器内部传动零件的设计（一）高速级传动设计――锥齿轮传动（二）低速级传动设计――柱齿轮传动第五，轴系零部件的初步选择一、拟定轴上零件的装配方案二、轴有关数据的确定三、轴承的校核四、轴的强度校核计算五、键的校核第六，其余机构参数设计一、轴承的选择和计算二、联轴器的选择三、润滑和密封方式的设计和选择四、箱体设计（mm）五、附件设计六、设计明细表七、技术说明小结和参考书第二，总体方案设计一、设计数据及工作条件：F＝7000N T＝9550×P÷n＝1225.06NmP ＝1000VF ⨯＝2.24 kW V ＝0.32m/s N=DV 100060⨯⨯⨯π＝17.462 r/min D ＝350mm生产规模：成批 工作环境：多尘 载荷特性：冲击 工作期限：3年2班制二、方案选择两级圆锥-圆柱齿轮减速器i=i 1i 2直齿圆锥齿轮i=8～22斜齿或曲线齿锥齿轮i=8～40特点同单级圆锥齿轮减速器，圆锥齿轮应在高速级，以使圆锥齿轮尺寸不致太大，否则加工困难动力传动方向电动机――连轴器――轴I――锥齿轮――轴II－柱齿轮――轴III－连轴器――轴IV－链传动――轴V――滚筒第三，电动机的设计和选择一，所需电动机的功率η＝0.992×0.995×0.96×0.97×0.92×0.96＝0.7666P d＝P w÷η＝2.24 ÷0.7666 ＝2.922kW二，所需电动机的转速初选传动比：锥齿轮： 2.5 (可选范围：2～3)圆柱齿轮： 4 (可选范围：3～5)链传动： 5 (可选范围：2～6)总传动比：i＝2.5×4×5＝50所需电动机转速：N d＝N×50＝17.462×50＝873.1 r/min三，所选电动机的型号及参数型号：三相异步电动机Y132S－6电动机参数：额定转速：960 r/min 额定功率：3 kW 输出轴直径：38mm 备选电动机：Y160M－18电动机数据对比四，计算总传动比和分配传动比1总传动比：i＝960÷17.462＝54.97622分配传动比的基本原则在设计两级或多级减速器时，合理地将传动比分配到各级非常重要。

因它直接影响减速器的尺寸、重量、润滑方式和维护等。

分配传动比的基本原则是：1）使各级传动的承载能力接近相等（一般指齿面接触强度。

）2）使各级传动的大齿轮浸入油中的深度大致相等，以使润滑简便。

3）使减速器获得最小的外形尺寸和重量。

对圆锥圆柱齿轮减速器的传动比进行分配时，要尽量避免圆锥齿轮尺寸过大、制造困难，因而高速级圆锥齿轮的传动比i1不宜太大，通常取i1 ＝0.25i，最好使i1≤3。

当要求两级传动大齿轮的浸油深度大致相等时，也可取i1＝3.5～4。

3、初定链传动的传动比：i链＝5.1那么，减速器的传动比：i减＝i÷i链＝54.9762÷5.1＝10.7796锥齿轮传动的传动比：i锥＝0.25×i减＝10.7796×0.25＝2.695柱齿轮传动的传动比：i柱＝i减÷i锥＝10.7796÷2.695＝4.0004、传动装置的玉女动和动力参数的计算各轴的转速计算：n2＝n1÷i各轴的输入功率计算：P2＝P1×各轴的输入转矩计算：T＝9550×P÷n注：除特别注明外，本说明书所引用的公式和图标（均特别括号引用注明）均引用自参考书一。

下同。

第四、传动零件的设计一，减速器外部传动零件的设计――链传动（一）、链传动的特点两轮间以链条为中间挠性元件的啮合来传递动力和运动。

运动特性：不平稳，噪声大，且有扇动，i不恒定，不均匀性。

优点：①平均速比i m准确，无滑动；②结构紧凑，轴上压力Q小；③传动效率高η=98%；④承载能力高P=100KW；⑤可传递远距离传动a max=8mm；⑥成本低。

缺点：①瞬时传动比不恒定i；②传动不平衡；③传动时有噪音、冲击；④对安装粗度要求较高。

应用：适于两轴相距较远，工作条件恶劣等，如农业机械、建筑机械、石油机械、采矿、起重、金属切削机床、摩托车、自行车等。

中低速传动：i≤8(I=2~4)，P ≤100KW，V≤12-15m/s，无声链V max=40m/s。

（不适于在冲击与急促反向等情况下采用）。

（二）, 链传动的设计计算已知：P=2.657kW，n1＝89.054，n2＝17.462 i＝5.1载荷性质：冲击，工作条件多尘，求Z1、Z2 P，列数，a，润滑方式等。

1、选择链轮齿数Z1、Z2Z1＝17，Z2＝i×Z1＝5.1×17＝86.7，取Z2＝87选择原则：Z 1不能过少，Z 1应为奇数！当Z 少——外壳尺寸小，重量轻但Z 过少——1）传动不均性和动负荷增大；2）P 增大后，ϕ角增大，功率损失增加，链绕进，出轮磨损加剧；3）当P 一定时，Z 少，D 小，但F t （=2T/D ）↑加速轮与链的破坏Z 2不能过大！Z 2过多——外壳尺寸大、重量加大。

且Z 多，承载力降低，且Z 过多容易脱链（Z2更大）2，链的节和排数计算功率 Pca=K A .P(KW) (9-18)工况系数：K A ＝1. （表9-9，中等冲击3） Pca=K A ×P=1.3×2.657=3.454 (KW)3、链节数与中心距——L P ，a 通常以节距倍数来表示链长L P 1）初选a 0∵a 过小时则α过小（包角）参加啮合齿数少，总的L P 也少，在一定的V 下，链节应力循环次数增加，寿命下降，但a 过大，除不紧凑外，且使链松边颤动。

一般推荐：初选a 0=(30~50P)，a max =80P 当有张紧链装置时，可选a 0>80P a min 接i 定： 当i>3 109221min id d a a a ++=i ≤3时 mm d d a a a )50~30(221min ++= 初取a 0=40P2）算L P （链节数）212021)2(22a P Z Z P a Z Z P L L P π-+++==（9-19） Lp ＝P40)21787(P 402871722PP P L L P π-+++==＝135.10 ⇒ 圆整为整数（最好为偶数）取Lp ＝1363）确定链条节距 原则：要求单排链传递功率 PL Z caK K K P P ≥0 （9-18）K Z ——小链轮齿数系数 表9-10当工作点在图9-13曲线顶点左侧时，查表9-10，KZ ，先假设！ 左侧时——表示为链板疲劳（主要外板）当工作点在图9-13曲线顶点右侧时，查表9-10，K'Z 右侧时——表示套筒与滚子冲击疲劳K P ——多排链系数，表9-11（当排数为2时K P =1.7，当排数为3时K P =2.5） K L ——链长系数：曲线1——链箱疲劳，主要是考虑载荷集中 曲线2——滚子套筒冲击疲劳 4）选型：K Z ＝（Z 1÷19）1.08＝（17÷19）1.08＝0.8868 K L ＝（Lp ÷100）0.26＝（136÷100）0.26＝1.08 K P ＝2.5 （选择三排）PL Z caK K K P P ≥0＝1.442 kW由P 0、n 1⇒P 图9-13⇒定链型号12A 其他选型方案比较讨论：当P ↑，结构尺寸↑，如n 一定，承载力↑，但运动不平稳性，动载、噪音也严重。

结论；因此，在满足一定功率条件下，P 越小越好，高速链尤其如此。

如再考虑经济性时：当功率大（CP ），V 高时，⇒选节距（P ）小，用多排链 当a 小，i 大时⇒选节距（P ）小，用多排链 当a 大，i 小时⇒选节距（P ）大，用单列链 因此，本设计选择了方案三5）求中心距a'（实际）⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡----+--=21221212)2(8)2()2(4πZ Z Z Z L Z Z L P a P P （9-20）⎥⎦⎤⎢⎣⎡----+--=22)21787(8)21787136()21787136(450.19π ＝770.88mm为使安装后，松边得到适当的垂度：则 a'实=a-Δa （Δa ≥2p ），松边垂度控制在（0.01~0.02）aΔa ——松边长度 Δa=（0.01~0.02）aa'实=a －Δa ＝770.88－770.88×（0.01~0.02）=1023.7~1025.79 取整 a ＝1025当轮用可调中心距或张紧轮外，亦可用压板、托板、张紧当两轮轴线倾斜>60°时，必须张紧，当无张紧装置，而中心距又不可调时，必须精算中心距a 、6）计算链速100060054.8905.191710006011⨯⨯⨯=⨯==Pn Z V V m ＝0.4807 m/s4、小链轮孔径d kmaxd kmax ＝53 （表9-1）当链与轮P 与Z 一定以后，则链轮各部分结构尺寸基本已定，据此由齿侧凸缘最大直径D H （表9-2）再考虑到键槽削弱和轮毂强度的影响，则轴孔最大直径d kmax 即可求出表9-1，P ，Z ⇒d kmax 必大于安装轮外轴径（由强度定），若不够则采用特殊链轮结构或重新设计。

增大Z 、P 值。

5、轴上压力——Q 工有效圆周力 VPFe 1000=（N ） V P Fe 1000=＝4807.0657.21000⨯ ＝5389.3（N ） 轴上压力按水平布置取压力轴力系数：Kp ＝1.5Fp ＝Kp ×Fe ＝Kp ×5389.3×1.5＝13473.2 （N ）6，链轮设计设计公式：分度圆直径（公称直径）Z P d /180sin /︒=齿顶圆直径 )18054.0(ZtgP D a ︒+= 齿根圆直径d D D f -= d —滚子直径二，减速器内部传动零件的设计（一）高速级传动设计――锥齿轮传动由于圆锥齿轮的强度计算是按（机械原理中当量齿轮是按大端背锥展开的，但强度计算时考虑载荷作用于中点）齿宽中点背锥展开的当量直齿圆柱齿轮进行的，所以要了解的参数包括当量齿轮的参数齿数比μ，锥顶距R ，大端分度圆直径d 1，d 2（平均分度圆直径d m1，d m2），齿数Z 1、Z 2，大端模数m ，b —齿宽 1，已知传动比：i ＝2.695 功率P ＝2.970 kW 小齿轮：n 1＝960 r/min 扭矩T 1=29.55 N ×m 大齿轮：n 2＝356.215 r/min 扭矩T 2=75.68 N ×m 2，选材大小齿轮均选45号钢 8级精度要求小齿轮：调质处理 硬度236HBS （可选范围217～255HBS ） 大齿轮：正火处理 硬度190HBS （可选范围162～217HBS ） 大小齿轮硬度差为46HBS ，符合要求。