目 录 pT;xoe
l@@qpaH
设计任务书……………………………………………………1 DuC_uNJ
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ;$4:
&T
电动机的选择…………………………………………………4 X8XE_VtP
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 $@WA}\D
传动件的设计计算……………………………………………5 5ai$W`6
轴的设计计算…………………………………………………8 Jb8%A@Z+
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 :QMpp}G
键联接的选择及校核计算……………………………………16 \@6V{y'Zo
连轴器的选择…………………………………………………16 2W63/kRbU
减速器附件的选择……………………………………………17 ;9uDV-"
润滑与密封……………………………………………………18 )/bv@Am
设计小结………………………………………………………18 ~jC$C2A0
参考资料目录…………………………………………………18 k{^iv:
}O6E5YCm
机械设计课程设计任务书 C3C&hq\%
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 D:N\K/p
一. 总体布置简图 e&9v`8}
1EliR uJ
M7(]NQ\TQ
-TyBb]
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 F Zk[w>{
m khp@^5
二. 工作情况: /8lmNA
载荷平稳、单向旋转 F[0w*i&u5
OX.g~M
ig|
三. 原始数据 gZ {
鼓轮的扭矩T(N•m):850 D#X&gE
鼓轮的直径D(mm):350 {XLRrU!*
运输带速度V(m/s):0.7 k,r}X:<6jz
带速允许偏差(%):5 iDlg>UYd
使用年限(年):5 l_T5KV
工作制度(班/日):2 #|
m*k
^O3p:X4u
四. 设计内容 Qmj%otSg
1. 电动机的选择与运动参数计算; 3u=>Y^wu
2. 斜齿轮传动设计计算 u9ue>I/
3. 轴的设计 VQ4rEO=t
4. 滚动轴承的选择 K- TLzoYA
5. 键和连轴器的选择与校核; sfCU"O2G
6. 装配图、零件图的绘制 4?aNJyV%&
7. 设计计算说明书的编写 snny!
0E\m
XJ?zP=UK
五. 设计任务 12 bztlv
1. 减速器总装配图一张 ],f%:
?%50
2. 齿轮、轴零件图各一张 ezr'"1Ba}
3. 设计说明书一份 6W N(Tw
257q%"
六. 设计进度 Gq.fQ_oOb
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 WL<f!
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 ZJ|&t
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ~4ysg[`
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 dijHi
U5H5QW +
VOrBNu
2?c%<_jPA
h%U,g
9_
c.;<+dYsm*
PKt;]T0
HJOoCf
传动方案的拟定及说明 S~.%G)R
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。
m%i!;K"{s
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。 x7c#kU2A&Z
A55F *d
!F#^Peb
电动机的选择 *Q,9 [k
1.电动机类型和结构的选择 s"0Hz"[^=
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。 4 _Idf
~> 5
2.电动机容量的选择 Trml?zexD
1) 工作机所需功率Pw w)%/Me3o
Pw=3.4kW QQX7p!~E
2) 电动机的输出功率 3qwSm<
Pd=Pw/η l AZBlO
η= =0.904 b@)nB
Pd=3.76kW cK1RmL"3
d{RMX<;G
3.电动机转速的选择 !+ ??3-q
nd=(i1’•i2’…in’)nw 2M?L++i
初选为同步转速为1000r/min的电动机 }wV/)Oy[
IFF3gh42.
4.电动机型号的确定 ci{WyIh
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。 4>te>[
D?
FWSv
=42NQ{%@;
计算传动装置的运动和动力参数 ^
&VN=Y6z
传动装置的总传动比及其分配 (:ij'Zbz
1.计算总传动比 $3{I'r]
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: _qq>-{-Ym
i=nm/nw U#F(%b-LC
nw=38.4 ]Kp -2KW
i=25.14 lX%e
t$b{zv9C
2.合理分配各级传动比 ?
-`8w
_3
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 q|N4d9/b
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 Xa/]}
B
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 Y .\<P*iO
各轴转速、输入功率、输入转矩 Pxe7 \e
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 $ D(q
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 %scQP{%aD
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 'V(9ein^Q
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 >Mk#19j[/
传动比 1 1 5 5 1 e^Glgaf
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 5tm:|.`SQ
-owap-Va
传动件设计计算 %vjfAdC
1. 选精度等级、材料及齿数 BYWs\6vK
1) 材料及热处理; z%Ivc*x5
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。 #=aT Sw X
2) 精度等级选用7级精度; P(Q}r7F~(
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; 6gJc?+
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 55vI^SSA
2.按齿面接触强度设计 K8|>" c~
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 RWINdJZ
按式(10—21)试算,即 BMovl4*5
dt≥ C+Pw
1) 确定公式内的各计算数值 $5Tjo
T
(1) 试选Kt=1.6 ;$rh&ET
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 H0Ck%5
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 EF[I@voc
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 SoL"M[O
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa }tUr
V
(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; #EX NS r
(7) 由式10-13计算应力循环次数 k2ZMDU
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 ,kw:g&A
N2=N1/5=6.64×107 <l"rn M%
TWTh!
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 ]m"6a-,`
(9) 计算接触疲劳许用应力 JzuP AI
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 %Y<3v\`_
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa 7G 5VwO
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa yDXW#q
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa fd*<m8
8VR!
Y0`e
2) 计算 l. 0|>gj`0
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t {^*D5
d1t≥ Xo~kB)|,
= =67.85
I<LIw8LI
`Fs- z
(2) 计算圆周速度 0%>_fMa A
v= = =0.68m/s >J_%'%%f
wBIhpiJX0
(3) 计算齿宽b及模数mnt 3IDX3cM9
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm iE=:}"pI"
mnt= = =3.39 Q'K[?W|C
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm <Z\j#p:
b/h=67.85/7.63=8.89 QsH?qI&2jp
g,d'&r"JWt
(4) 计算纵向重合度εβ /F7X"_(H
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 X UcM~U-
(5) 计算载荷系数K W"ldQ
已知载荷平稳,所以取KA=1 }@Ou]o
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, A<<Bm M.%
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 [-'LJG Wb<
由表10—13查得KFβ=1.36 T +~
_D
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 +a}>cAj*
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 |FH|l#bu>
5Int,SX
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 <J.-fZS%
d1= = mm=73.6mm ZRLS3*`
=X}s^KbI{
(7) 计算模数mn h\PybSW4s
mn = mm=3.74 RqRyZ*n
3.按齿根弯曲强度设计 >XK |jPK
由式(10—17) $7'KcG
mn≥ !0!r}#P
1) 确定计算参数 "%]vSr
(1) 计算载荷系数 QPJz~;V2
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ".Sa[A;~
{2MS,Ua{
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 <A@qN95m
rX@?~(^ML
(3) 计算当量齿数 BhCOT+i;c
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 I2^Eo5'
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 [3fmhc
(4) 查取齿型系数 9 7Mi{Zz
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 ^P}c0}^
(5) 查取应力校正系数
D/]
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 :zLeS-
!;h`J:dN
/aX5G
(6) 计算[σF] HA0Rv#p
σF1=500Mpa Yi+$g
σF2=380MPa c},wW@SF2W
KFN1=0.95 G+zIh}9
KFN2=0.98 +je{%,*
[σF1]=339.29Mpa JPGEE1!B{b
[σF2]=266MPa Yo;Mexo!
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 MZK%IC>
= =0.0126 FvT;8ik:3
= =0.01468 (7J (.EG2e
大齿轮的数值大。 >[a&,gS
^U[yk'!Y
2) 设计计算 $KMxq=
mn≥ =2.4 Bl!R
bh\
mn=2.5 *J|]E(
%% A==_b
4.几何尺寸计算 jz"-E
1) 计算中心距 V.^Z)iNf^
z1 =32.9,取z1=33 X>kW)c4{b
z2=165 *>8Y/3Y\B
a =255.07mm *Ph@XkhU
a圆整后取255mm YqNI:znm-
v!77dj 6I
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 hR(p{$-T
β=arcos =13 55’50” sTChbks
-5TMV#i
{
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 Xl\yOMfp
d1 =85.00mm G0&'B6I>
d2 =425mm I4%25=0?
WSV[)-=:
4) 计算齿轮宽度 Fb&WwGY,P
b=φdd1 IM$I=5ye
b=85mm qS}pv
B1=90mm,B2=85mm #xTu {
?Y|*EH
5) 结构设计 |VE*_ G
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 xA {1XS}
|dI,4Z\Qb
轴的设计计算 3E]IEf
拟定输入轴齿轮为右旋 ~zD*=h2C
II轴: k*Vf2O3${
1.初步确定轴的最小直径 )*I%rN8b
d≥ = =34.2mm tDwj~{a~
2.求作用在齿轮上的受力 vg ^&j0
Ft1= =899N W9%B9~\G;+
Fr1=Ft =337N F}dq~QCzw
Fa1=Fttanβ=223N; r,-9]?i
Ft2=4494N ^#)M,.G^
Fr2=1685N Cv;\cI"&
Fa2=1115N @!:_r5R~N
%x zgTZ
3.轴的结构设计 tF=Y3W+L
1) 拟定轴上零件的装配方案 %eDJ]\*^X
>
g=u Y{Rf
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 1?N$I}?
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 9&p;2/H
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 bhg
OLh#
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 j+7ok 5J#
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 Z5%T pAu[
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 kFsq23Ne
aq<QKnU
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 "}'Sk(
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 W99Hq1W;r
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。 ]53'\TH
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 2*1FW v
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 /'g"Ys?3
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 KXTx{R
6. VI-VIII长度为44mm。 i1JWdHt
I'%(f@u~
b1 NB:
J~URv)g
4. 求轴上的载荷 'YUx&FcM
66 207.5 63.5 jtFet{
$bv l.c
e+=IGYC
[J6b5
zA?]AL(+YW
*S$`/X
mbm|~UwD
875BD U
6a\YD{D] _
%/(>>*}Kw|
GY;q0oQ,
KB^i=+xr
{f
}4l
h]z>H~.<*
M$Of.
7/$s!pV
~0~f
Fr1=1418.5N _Z|3qQ
Fr2=603.5N r=3knCEWK
查得轴承30307的Y值为1.6 j/9Uf|z-_
Fd1=443N "p{cz(
Fd2=189N =P.m5e<
因为两个齿轮旋向都是左旋。 umo@JWr
故:Fa1=638N wWNHZv&
Fa2=189N ;Pi-H,1b
/kY|PY
5.精确校核轴的疲劳强度 fQB>0RR2
1) 判断危险截面 0u'qu2mV
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 s
s*% 3<
*NDM{WB|)
2) 截面IV右侧的 VY9|8g/
}`,}e 259
截面上的转切应力为 &4ScwK:
W l+[{#
由于轴选用40cr,调质处理,所以 "x*5g*k
, , 。 {LLy4m
([2]P355表15-1) =tv,B3Mo
a) 综合系数的计算 Pkbx/\
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , 8,,$C7"EP
([2]P38附表3-2经直线插入) .#]
V5g,
轴的材料敏感系数为 , , De(\<H#
([2]P37附图3-1) 6O>GVJbw
故有效应力集中系数为 t
TAqln|
lc71Pp>
TFWx(}1
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , 8SGFzb! h
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) 2y&m8_s-p
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , s=+,F<;x.U
([2]P40附图3-4) cv b:FK
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 R`F54?th
f(h nomn
9;^ r
b) 碳钢系数的确定 X&[S.$_U
碳钢的特性系数取为 , DUk&`BSJ
c) 安全系数的计算 RN1q/H|
轴的疲劳安全系数为 wW~y?A"{2
)@xHL]!5m
0Jh^((i*
k|$08EK $
故轴的选用安全。 gJ_{V;R
mZ^z%+Ca|
I轴: |=^p`CT
1.作用在齿轮上的力 UvSvgDMl
FH1=FH2=337/2=168.5 K 9ytot
Fv1=Fv2=889/2=444.5 Ny@CP}
UJXRL
2.初步确定轴的最小直径 ^T[8j/9o^
FYI*44E
+0016UgS#
3.轴的结构设计 R#ABda9
1) 确定轴上零件的装配方案 BULf@8~(
(5s$vcK
+!'\}"q
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 S`oADy
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。 QkXnXu
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。 phu`/1;p
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。 4aAuE0
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。 4!pMZ<$3
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 #,0PLU3%
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 B>&Q]J+R
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 l,n0=Ew
2) 各段长度的确定 42a.@JbLQ
各段长度的确定从左到右分述如下: 2sj[hI
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 4+ BWHV
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 @l)HX'z0d
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 3BuG_ild
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 qB57w:J
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 =IQ+9Fl2
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm CdCo+U5z{
@6eM{3E.
G%{J.J41F
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 &b[.bf
W=62748N.mm &vf9Gp+MK
T=39400N.mm 'Vwsbm
tY
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 g.wp
}fz
-nVQB146^
zn| S3c
III轴 s}8(__|
1.作用在齿轮上的力 qPEtMvL
#
FH1=FH2=4494/2=2247N J#h2~Hz!
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N X]^FHYjhS
D=hy[sDBw
2.初步确定轴的最小直径 y0!-].5UH
DQC=f8
|'$E-[
3.轴的结构设计 OF [y$<jM
1) 轴上零件的装配方案 ~HWH2g
S$ u`)BG):
sw<mmayN
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 f{
;L"*L
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 4+rr3 $AY
直径 60 70 75 87 79 70 h(q,-')l_
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 eI?|Ps{S
{+`'ZU6C
F1m 1%
'Z(KE2&?
8|Wu8z--
5.求轴上的载荷 Yp*Dd}n`
Mm=316767N.mm }e/#dMEi
T=925200N.mm m<7Ax>
6. 弯扭校合 >3{#S:
B|\pzWD%
_ELuQ>zM]+
iLQFce7d|&
6j*L]Sc
滚动轴承的选择及计算 vJybhdvP
I轴: U/hf?T;
1.求两轴承受到的径向载荷 c[p>*FnP
5、 轴承30206的校核 fN)A`> iP
1) 径向力 pD^7ZE6
BHmmvbM#Qm
.b.pyVk
2) 派生力 <1t.f}}uX
, g8=j{]~C
3) 轴向力 1L~y!il
由于 , ~>&