目 录 [$D4U@mRp
/` j~r;S
设计任务书……………………………………………………1 ct3^V M&/
传动方案的拟定及说明………………………………………4 Td`0;R'<}c
电动机的选择…………………………………………………4 n #|p R2
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 5ma*&Q8+
传动件的设计计算……………………………………………5 v^;%Fz_Dr
轴的设计计算…………………………………………………8 8@f=GJf
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 ?l3PDorR
键联接的选择及校核计算……………………………………16 u=5~^ 9
连轴器的选择…………………………………………………16 #<\A[Po
减速器附件的选择……………………………………………17 r^$4]@Wn
润滑与密封……………………………………………………18 P}El#y#&
设计小结………………………………………………………18 NzP5s&,C69
参考资料目录…………………………………………………18 *
@QC:1k
fs=W(~"
机械设计课程设计任务书 H#LlxD)q
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 AxOn~fZ!
一. 总体布置简图 \2K_"5
*UJ&9rQ
\Q5Jg
V_SZp8
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 j/FFxlFNL
: Nf-}"
二. 工作情况: ^,$>z*WQ.
载荷平稳、单向旋转 yE \dv)(<
@\=%M^bx
三. 原始数据 A;4O,p@
鼓轮的扭矩T(N•m):850 6S~lgH:
鼓轮的直径D(mm):350 0PK*ULwSN
运输带速度V(m/s):0.7 \*C}[D
带速允许偏差(%):5 ^h :%%\2
使用年限(年):5 t&r-;sH^[
工作制度(班/日):2 W+'|zhn
Z|z+[V}[
四. 设计内容 nEZoF
1. 电动机的选择与运动参数计算; Vko1{$}t
2. 斜齿轮传动设计计算 nI-^
3. 轴的设计 "Zh6j)[o
4. 滚动轴承的选择 ~[por
5. 键和连轴器的选择与校核; 4;*o}E
6. 装配图、零件图的绘制 +{$NN
7. 设计计算说明书的编写 ZkyH<Aa
o+H;ZGT5H
五. 设计任务 X\I"%6$
1. 减速器总装配图一张 PuuO2TZ
2. 齿轮、轴零件图各一张 &wlSOC')j
3. 设计说明书一份 em87`Hj^lo
6<h?%j(
六. 设计进度 llf|d'5Nl
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 G|Du/XYh
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 \&&jzU2
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 <fJ*{$[p
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 S}=euY'i
6o_t;cpT
8H>: C(h
S
z3@h"
fNVNx~E
>taC_f06
Ol,Tw=?
X0=#e54
传动方案的拟定及说明 >k6RmN
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 (W7cQ>
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 (W<n<sl:-
F+Qp
mVU
PD$gW`V
电动机的选择 J~0_
1.电动机类型和结构的选择 Ie#LZti
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 26YY1T\B)
1!@KRV
2.电动机容量的选择 IAD_Tck
1) 工作机所需功率Pw 2d,q?VH$
Pw=3.4kW AwhXCq|k
2) 电动机的输出功率 ,cR=W|6cQm
Pd=Pw/η MCOz-8@|Y
η= =0.904 I/ pv0
Pd=3.76kW Z|YiYQl[)
>Lh+(M;+F
3.电动机转速的选择 : QK )Ym
nd=(i1’•i2’…in’)nw SArSi6vF
初选为同步转速为1000r/min的电动机 SBnwlM"AN
/( /)nYAjk
4.电动机型号的确定 ]j.??'+rg
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 niZ/yW{w
4s?x 8oAy
aZ%
计算传动装置的运动和动力参数 C.r9)#G
传动装置的总传动比及其分配 Rc2| o.'y
1.计算总传动比 |OXufV?I
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: uTNmt]
i=nm/nw U"} ml
nw=38.4 [p%@ pV
i=25.14 *(PQaXx4
6vVx>hFJ47
2.合理分配各级传动比 }MKm>N
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 T{1Z(M+
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 6{rH|Z
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 %4:tRF
各轴转速、输入功率、输入转矩 M@e&uz!Rx
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 CD\k.
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 b?#k
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 8y!d ^EQ
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 *I0{1cST
传动比 1 1 5 5 1 XG
fLi
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 s2t'jIB
^c1%$@H
传动件设计计算 ;<Dou7=
1. 选精度等级、材料及齿数 H\tz"<*``
1) 材料及热处理; 6Sh0%Fs
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 bP%0T++vo
2) 精度等级选用7级精度; Py$*c
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; k^3|A3A
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° "^j&
^sA+
2.按齿面接触强度设计 r2A(GUz
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 3%Jg' Tr+
按式(10—21)试算,即 k~ #F@_
dt≥ GWZ0!V
1) 确定公式内的各计算数值 \S(:O8_"68
(1) 试选Kt=1.6 )Yvf9dl
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 .YquOCc(
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 }
FcWzi
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 C<CE!|sfr
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa L^: +8g
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; q^],K'
(7) 由式10-13计算应力循环次数 8UArl3
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 0Y#S2ty
N2=N1/5=6.64×107 t.m65
~8AcW?4Z
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 t?p[w&@M2
(9) 计算接触疲劳许用应力 AY['!&T
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 9.R)iA
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa w=Xil
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa Ilvz@=
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa CLI!( 8ZW
O@jW&-;
2) 计算 {.tUn`j6V
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t &)
7umdSgi
d1t≥
'ypJGm
= =67.85 +D|y))fE
x0wy3+GZc
(2) 计算圆周速度 gio'_X
v= = =0.68m/s cF_hU"
:70cOt~Z
(3) 计算齿宽b及模数mnt w~>V2u_-
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm O#Ab1FQn
mnt= = =3.39 jj8AV lN
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ot P7;l
b/h=67.85/7.63=8.89 _A%} >:q
/C29^ P
(4) 计算纵向重合度εβ GkjTE2I3
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 <\c5
(5) 计算载荷系数K qy6zHw
已知载荷平稳,所以取KA=1
QSf{V(fs
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, xfw)0S
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Oa=0d;_
由表10—13查得KFβ=1.36 :%qJ AjR&
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
| Euf:yWY
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 @qH{;
;bq_Y/"
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 O`-JKZc
d1= = mm=73.6mm >(EMZ5
f,z_|e
(7) 计算模数mn (</cu$w>H)
mn = mm=3.74 6JBE=9d-Q
3.按齿根弯曲强度设计 >_h*N H
由式(10—17) 4;8
Z?.
mn≥ wYZFW'5p
1) 确定计算参数 :~BY[")
(1) 计算载荷系数 L2Uk/E
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 MnUal}MO
Hw[u Sv8
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 x]6OE]]8L
a%DnRkRr
(3) 计算当量齿数 x7 jE
Ns )
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 9r%O
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 !u@e^J{Ao
(4) 查取齿型系数 e>1z1Q;_uv
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 X2!vC!4P?L
(5) 查取应力校正系数 };!S2+
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 n\&[^Q#b|
.0;Z:x_3
<m"Zk k
(6) 计算[σF] S!cc%
σF1=500Mpa ;_),?(
σF2=380MPa W#E-vi+l
KFN1=0.95 AjB-&Z
KFN2=0.98 -L(F:
[σF1]=339.29Mpa ZFh2v]|!
[σF2]=266MPa 8@ck" LUzD
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 Im
i)YC
= =0.0126 %JmSCjt`G
= =0.01468 yhg^1l|t,
大齿轮的数值大。 ,
}O>,AU
hl?G_%a
2) 设计计算 5O<7<OB
mn≥ =2.4 <[Ae0UK
mn=2.5 jHq.W95+P
eS9uKb5n(
4.几何尺寸计算 Q1? !,a
1) 计算中心距 PJLSDIeN
z1 =32.9,取z1=33 TyVn5XHl^
z2=165 pq$`T|6^
a =255.07mm v<N7o8
a圆整后取255mm XqMJe'%r
y`!~JL*
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 rkh+$*t@i7
β=arcos =13 55’50” q"4{GCavN
4%
)I[-sH
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 h-<2N)>!
d1 =85.00mm M \rW
d2 =425mm p5&:>>
d- w#\ ^
4) 计算齿轮宽度 wB~Ag$~
b=φdd1 X-O/&WRYQ
b=85mm u*0Ck*pZ
B1=90mm,B2=85mm 6tBL?'pG
S,,,D+4
5) 结构设计 V(n7hpS
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
`b 6j7
]wCg'EUB
轴的设计计算 9T#d.c24
拟定输入轴齿轮为右旋 )OxcJPo
II轴: 8TIc;'bRM
1.初步确定轴的最小直径 ~YO99PP
d≥ = =34.2mm J P'|v"
2.求作用在齿轮上的受力 *T0{ yI
Ft1= =899N }DiMt4!ZC!
Fr1=Ft =337N /ghXI"ChI
Fa1=Fttanβ=223N; ibo{!>m
Ft2=4494N U1!6%x
Fr2=1685N $6Z@0H@X
Fa2=1115N CU'$JF
< ]#'6'
3.轴的结构设计 60?/Z2w5
1) 拟定轴上零件的装配方案 WBdC}S
}3t
7kJ =C
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 Obwj=_+upd
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 x-0S-1M
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 &'
E(
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 qBL>C\V +
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 2Ur9*#~kGp
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 kpFt
}: v&Nc
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 jinDKJ,n;
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 {z:aZ]QhKc
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 oqeA15k$
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 ?QuD:vck
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 'o41)p
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 iOk^RDG+
6. VI-VIII长度为44mm。 ;Gf,$dbWn
8bT]Nv CA
stn/
q5<'pi
4. 求轴上的载荷 |/rms`YQ
66 207.5 63.5 A"Q6GM2;Io
q^5j&jx Vl
"tax
M'gw-^(
oNW5/W2e;
;VVKn=X=S=
`a*_b9
Yn!)('FdT!
t2V|moG
w"?H4
`<}Q4p
X)P;UVR0
n."vCP}O+
R'M=`33M
tCZ3n
-.XICKz
%NH#8#';2
Fr1=1418.5N ry^FJyjW
Fr2=603.5N \v|nRn,`-
查得轴承30307的Y值为1.6 V $'~2v{_
Fd1=443N k'H+l]=
Fd2=189N #m
%ZW3
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ~MuD`a7#G
故:Fa1=638N Yi?X|"\`
Fa2=189N B{x`^3qR
fjD/<`}v
5.精确校核轴的疲劳强度 b8Bf,&:ys
1) 判断危险截面 ~=xiMB;oH
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 }2@Aj
E]T>m!6
2) 截面IV右侧的 HP/f`8
.x6c.Y.S
截面上的转切应力为 =E E>QM
_c[Bjip
由于轴选用40cr,调质处理,所以 g"c |%3
, , 。 gzV&S5A{_
([2]P355表15-1) #Tm^$\*h\]
a) 综合系数的计算 G3[X.%g`
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , F@4TD]E0^
([2]P38附表3-2经直线插入) j%_{tB
轴的材料敏感系数为 , , H rMH
([2]P37附图3-1) S}mZU!
故有效应力集中系数为 QkY]z~P4
T;?=,'u
#RfNk;kaA
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , o p{DPUO0
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) f}1B-
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , nYA@t=t0
([2]P40附图3-4) */8b)I}yY
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 ]6)~Sj$ 5
)uG7 DR
.k_>
BD];
b) 碳钢系数的确定 SK6?;_
碳钢的特性系数取为 , |"gg2p
c) 安全系数的计算 KM'*+.I
轴的疲劳安全系数为 ~OdE!!
rzl0*CR
*F4"mr|\
O1C|{
M
故轴的选用安全。 Y! 8 I
Npr<{}ZE
I轴: s2IjZF {
1.作用在齿轮上的力 AbqeZn
FH1=FH2=337/2=168.5 }KEL{VUX
Fv1=Fv2=889/2=444.5 G@.TE7a2Z
\ytF@"7
2.初步确定轴的最小直径 S)n+E\c
`jI$>{oa
cN{(XmX5n
3.轴的结构设计 k'(d$;Jgr
1) 确定轴上零件的装配方案 goJK~d8M*
@2X{e7+D
xE{PsN1 X;
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 r2h{#2
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 Exu5|0AAE
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 YA?46[:
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 ktEdbALK
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 _NwB7@ e
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 [B2g{8{!
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 yJ0q)x sS
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 ^8z~`he=_J
2) 各段长度的确定 U8||)+
各段长度的确定从左到右分述如下: $2><4~T;|A
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 I1Jhvyd?$
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 $'I-z.G V
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 &"R`:`XF
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 ntZl(] l
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 =sIkA)"!=
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm y\C_HCU H
W Z_yaG$U
uOv0ut\\G
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 F5+)=P#
W=62748N.mm u]<_6;_
T=39400N.mm h!zev~u1)`
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 %fF0<c^-U
rFJPeK7
R?Dc*,
III轴 'v~%rhq3
1.作用在齿轮上的力 lL$no7HBy
FH1=FH2=4494/2=2247N #X`qkW.T<
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 141G~@-
)wb&kug-
2.初步确定轴的最小直径 "BvAiT{u
I #bta
u]$e@Vw.
3.轴的结构设计 |ZmWhkOX
1) 轴上零件的装配方案 cq0#~20
I%b}qC"5M
7,IH7l|G
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Fu$JI8
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 4COo ~d
直径 60 70 75 87 79 70 0Q)m>oL.
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 _Z0O]>KH
IPa)+ ZQ
T[\?fSP
{+N7o7
Js0h lWu
5.求轴上的载荷 $OP w$
Mm=316767N.mm k@=w? m
T=925200N.mm TJ`Jqnh
6. 弯扭校合 ~}@cSv'(1
4.&