目 录 ~#~Kxh
[! :.9
设计任务书……………………………………………………1 bsmnh_YRj
传动方案的拟定及说明………………………………………4 = %7:[#n
电动机的选择…………………………………………………4 Zt[1RMO
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 'x10\Q65[
传动件的设计计算……………………………………………5 7"y"%+*/
轴的设计计算…………………………………………………8 Wc_Ph40C<_
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 i_&&7.
键联接的选择及校核计算……………………………………16 ^Q_0Zq^H
连轴器的选择…………………………………………………16 IV:Knh+
?
减速器附件的选择……………………………………………17 T3{qn$t8
润滑与密封……………………………………………………18 2S8/
lsB
设计小结………………………………………………………18 18!0Hl>
参考资料目录…………………………………………………18 %P9Zx!i>
SR S~s
机械设计课程设计任务书 |xaA3UA
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 ;xa]ke3]
一. 总体布置简图 ^f1}:g
413r3/
M|`%4vk>
_W*3FH
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 Fk
1M5Dm
NzRL(A6V
二. 工作情况: s 4}}MV3X
载荷平稳、单向旋转 t9x.O
(85F1"Jp
三. 原始数据 Rm *"SG
鼓轮的扭矩T(N•m):850 te'<xfG
鼓轮的直径D(mm):350 c{#lKD<7
运输带速度V(m/s):0.7 `^afbW
带速允许偏差(%):5 O`mW,
使用年限(年):5 ")(1z@
工作制度(班/日):2 Q_1EAxt
K)0 6][,
四. 设计内容 <H E'5b
1. 电动机的选择与运动参数计算; F1|4([-<]
2. 斜齿轮传动设计计算 T cSj`-
3. 轴的设计 :ZU
4. 滚动轴承的选择 c#`Z[
5. 键和连轴器的选择与校核; o,Ew7~u
6. 装配图、零件图的绘制 m&|?mTo>m
7. 设计计算说明书的编写 5'>(|7~%\
2@ACmh
五. 设计任务 x%x:gkq
1. 减速器总装配图一张 ~&4,w9b)j
2. 齿轮、轴零件图各一张 z6FG^
3. 设计说明书一份 o *I-~k
[?Aq#av
六. 设计进度 P RX:*0
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 XX}RbE#4
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 -F|(Y1OE
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 v=SC*
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 \kWceu}H,
yNY1g?E
vM\8>p*U
0V srAV0
D[]vJ
|n67!1
>48zRi\N
O2Rv^la
传动方案的拟定及说明 }[l`R{d5q>
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。 t]"3vE>
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。 lgA9p
4-
d:=5y)
M*+_E8Lh
电动机的选择 W/{HZ< :.
1.电动机类型和结构的选择 cD2}EqZ 9
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。 Y@^MU->+
4(
^Ht
2.电动机容量的选择 MWsBZJRr
1) 工作机所需功率Pw vVZ@/D6w
Pw=3.4kW pt|u?T_+
2) 电动机的输出功率 xk.\IrB_
Pd=Pw/η aLuxCobV
η= =0.904 ,p>=WX
Pd=3.76kW !>;p^^e
J0lTp /
3.电动机转速的选择 0sk*A0HX-
nd=(i1’•i2’…in’)nw PS!f&IY}[.
初选为同步转速为1000r/min的电动机 !lL21C6g+
],&WA?>G
4.电动机型号的确定 D`r:`
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。 8TC%]SvYim
I`E9]b(w
07# ~cVI
计算传动装置的运动和动力参数 Z]":xl\7
传动装置的总传动比及其分配 !}Cd_tj6
1.计算总传动比 *)U=ZO6S
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: +!dIEt).U
i=nm/nw _~=X/I R
nw=38.4 +'hcFZn(T
i=25.14 lJu2}XRiU
#U(dleT8
2.合理分配各级传动比 TQ.d|{B[
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 E,u@,= j
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 avykg(
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 ]6W#P7
各轴转速、输入功率、输入转矩 yo") G!BN
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 xv9SQ,n<
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 n4qj"xQ
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 XQ%*U=)s
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 92bvmP*o4
传动比 1 1 5 5 1 rH$0h2
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 QrHI}r
@T|mHfQ8
传动件设计计算 <IGnWAWn
1. 选精度等级、材料及齿数 ,X)0+DNsq
1) 材料及热处理; (p-a;.Twj
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 uf^"Y3
2) 精度等级选用7级精度; t+W+f
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; 8 POrD8B
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° yfnqu4Cn
2.按齿面接触强度设计 uqnoE;57^
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 RN]4 Is:
按式(10—21)试算,即 ,/C<GFae
dt≥ IE+$ET>t
1) 确定公式内的各计算数值 `BmAu[(e&
(1) 试选Kt=1.6 qi.|oL9p
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 (`k0tC2
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 c&e?_@}|
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 [58xT>5`m
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa n1a;vE{!
(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; W> s@fN9
(7) 由式10-13计算应力循环次数 DAj@wn3K?
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 /KO!s,Nk
N2=N1/5=6.64×107 iXqc$!lTH
6,7Fl=<
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 -:Nowb
(9) 计算接触疲劳许用应力 8G?'F${`
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 PnJr
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa Pv1C o:
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa t IdH?x
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa Ny/bNQS
MRZWfc
2) 计算 3x#=@i
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 9qc1^Fs~
d1t≥ .[? E1we
= =67.85 Vrf2%$g
vHZw{'5y
(2) 计算圆周速度 xC9^x7%3O
v= = =0.68m/s -IMm#
aEW
Z*y
(3) 计算齿宽b及模数mnt p{"p<XFyO
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm R0(Nw7!d/[
mnt= = =3.39 :@I?JSi
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm R4"["T+L`
b/h=67.85/7.63=8.89 4d)w2t?H%
Ro*$7j0!Hf
(4) 计算纵向重合度εβ yb2*K+Kv
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 xAMj 16ZF
(5) 计算载荷系数K 5@" bx=
已知载荷平稳,所以取KA=1 5r.\maW
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, y@ J\h8_
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 sZ{Kl\1@
由表10—13查得KFβ=1.36 X's-i!
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 p#HPWW"
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 pv+FPB
<T[%03
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 c>{6NSS -
d1= = mm=73.6mm 7uFM)b@.P
!T@>Ld:
(7) 计算模数mn *r!1K!c
mn = mm=3.74 F=kD/GCB
3.按齿根弯曲强度设计 +V4BJ/H
由式(10—17) X&0m$x
mn≥ `9B xDp]I
1) 确定计算参数 _|D8~\y
(1) 计算载荷系数 , d ?4"8_
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 `W
e M
F'lG=c3N
(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 G'q7@d{'
?d%+85
(3) 计算当量齿数 d i`}Y&
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 RX4O1Z0
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 )fP,F(
(4) 查取齿型系数 4NUCLr7Y
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 \/$T 3f`x
(5) 查取应力校正系数 3M8P%
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 x-:vpv%6y
3Zs|arde2
+ 1\1Z@\M
(6) 计算[σF] VG*BAFs
σF1=500Mpa /xJ,nwp7
σF2=380MPa 1eZ">,F6<
KFN1=0.95 k{Vc5F
KFN2=0.98 z11;r]VI
[σF1]=339.29Mpa Kg=TPNf"$
[σF2]=266MPa hi"[R@UG
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 m=Y9s B
= =0.0126 Q4{%)}2$
= =0.01468 St-:+=V_
大齿轮的数值大。 E)3B)(@&P
9G` 2t~%
2) 设计计算 E^zgYkZO
mn≥ =2.4 m <IPi <
mn=2.5 %h=)>5-T
ZD/>L/
4.几何尺寸计算 7)O?jc
1) 计算中心距 :k6|-A2
z1 =32.9,取z1=33 fc._*y#AS
z2=165 TyD*m$`y
a =255.07mm h#@l'Cye
a圆整后取255mm 8 Mp2MZ*p
,w; ~R4x
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 yZ~<!
5.P
β=arcos =13 55’50” h>sz@\{
l
" pCxA
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 ^ 'FC.
d1 =85.00mm %E?:9. :NJ
d2 =425mm 7s;<5xc
~QFD ^SoK
4) 计算齿轮宽度 SKuZik_
b=φdd1 $SSE\+|3
b=85mm V.)y7B
B1=90mm,B2=85mm qGuz`&i
O_K@\<;~
5) 结构设计 /%po@Pm#I
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 `!S5FE"-
V9-pY/v9
轴的设计计算 #pBAGm3
拟定输入轴齿轮为右旋 Fkuq'C<|Y
II轴: X_C9Z
1.初步确定轴的最小直径 :^0g}8$<
d≥ = =34.2mm bW;0E%_
2.求作用在齿轮上的受力 tBtJRi(
Ft1= =899N aO.'(kk8
Fr1=Ft =337N u><ax
Fa1=Fttanβ=223N; fU@}]&
Ft2=4494N E"!9WF(2t5
Fr2=1685N LeO
))
Fa2=1115N GsqR8n=
|2CW!is
3.轴的结构设计 bv9\Jp0c
1) 拟定轴上零件的装配方案 5
usfyY]z
&UP@Sr0D7
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 B3O^(M5W
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 qnW5I_]
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 ?4Lb *{R
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 E87/B%R
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 6T< ~mn
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 |.=Ee+HZ
-?e~dLu
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 >4ebvM
0|
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 *0{MAm
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。 Xx:0Nt]
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 >ly= O
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 W0tBF&E"
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 %83PbH
6. VI-VIII长度为44mm。 eM/|"^%
m(y?3}h
<E$P
Id]WKL:
4. 求轴上的载荷 f<xF+wE
66 207.5 63.5 bVtboHlY
^4Tr
@g#]"
C+P}R]cT"
m{mK;D
0vS%m/Zi-
Xa*52Q`_
Qo DWR5*^D
]SBv3Q0D7
&w2.b:HF
HGWwGd
dmP*2
[H0jDbN
g0rdF
?Y
)Qy,
Lr)h>j6\
g]$>G0E`oD
8Qu7x[tK?
Fr1=1418.5N $7TYix8=
Fr2=603.5N VOG DD@
查得轴承30307的Y值为1.6 T
fzad2}^
Fd1=443N ~W5fJd0
Fd2=189N J2aA"BhdC"
因为两个齿轮旋向都是左旋。 akm) X0!-}
故:Fa1=638N UbC)XiO
Fa2=189N |xQj2?_z*
m
oFK/5cJ
5.精确校核轴的疲劳强度 D: JGd$`
1) 判断危险截面 =!U{vT
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 5y=X?hF~)
TUy*wp9
2) 截面IV右侧的 +;Cq>1x,
6 Y&OG>_\
截面上的转切应力为 <FS/'[P
>P\Tnb"Q\
由于轴选用40cr,调质处理,所以 :U?P~HI
, , 。 wH|\;M{0V1
([2]P355表15-1) "^_p>C)T
a) 综合系数的计算 K W04
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , 8Y5*
1E*
([2]P38附表3-2经直线插入) Ma-^o<{
轴的材料敏感系数为 , , CFul_qZ/e
([2]P37附图3-1) `E!t,*(*E
故有效应力集中系数为 rxP^L(q0*
4yRT!k}o
r2""p
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , uAVV4)
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) xBB:b\
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , \hi{r@k>}
([2]P40附图3-4) T]CvfvO5
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 Ao{wd1
/^#}
\<;
G92=b*x/
b) 碳钢系数的确定 6K`frt
碳钢的特性系数取为 , wfo}TGhC
c) 安全系数的计算 ZR..>=
轴的疲劳安全系数为 d:A+s>`$M
i.F[.-.
?[XH`c,
k9}im
故轴的选用安全。 O "{o
(
"<!|am(
I轴: 4`Fbl]Q
1.作用在齿轮上的力 j:<E=[Kl
FH1=FH2=337/2=168.5
diTzolY7
Fv1=Fv2=889/2=444.5 .YS[Md{
yD(/y"P,9
2.初步确定轴的最小直径 ?:U6MjlQ"{
_BR>- :Jr
WqYl=%x"{V
3.轴的结构设计 I9Z8]Q+2"
1) 确定轴上零件的装配方案 `uzRHbJ`
]j1BEO!Bg
>St
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 [;|g2\
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 UK_2i(I"e
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 VJ;'$SYx
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。 |nm,5gPNC
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。 ig?]kZ
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。 [fO]oTh
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 o^7NZ]m
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 YciZU
2) 各段长度的确定 =faV,o&{`
各段长度的确定从左到右分述如下: (q
+Q.Q
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。 a2).Az
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 ss,6;wfX
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/{0YFa
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。 v{%2`_c
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。 Q%t8cJL
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm [$] JvF
/jS
c&'T By
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 VK$+Nm)
W=62748N.mm qPzgGbmD9
T=39400N.mm !sR`]0
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 Dj<Vn%d*
t3bN
PK^
eRv3ZHH
III轴 6'qs=Ql
1.作用在齿轮上的力 wl9E
FH1=FH2=4494/2=2247N a<vCAFQ
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 3!*J;Y
oq0G@
2.初步确定轴的最小直径 \ u5%+GA-:
8c~b7F
\
1}V_:~7
3.轴的结构设计 g{a_{P
1) 轴上零件的装配方案 q$H'u[KQ06
le8n!Dk(
:r#FI".qx
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 L{\B9b2
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII [m('Y0fwO^
直径 60 70 75 87 79 70 &4BN9`|:
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 Soop)e
nk6xavQji
DmD*,[rD
$Cf_RFH0
^iTjr$hQ;
5.求轴上的载荷 e'7!aysj
Mm=316767N.mm x2K.5q>
T=925200N.mm JO1c9NyKr
6. 弯扭校合 gbKms;:
h^[K= J
-
d>)
Ym!Ia&n
]A!Gr(FHQ
滚动轴承的选择及计算 *a+~bX)18
I轴: <EpP;
1.求两轴承受到的径向载荷 SDJAk&Z}R
5、 轴承30206的校核 BU])@~$
1) 径向力 qY0GeE>N
S
W
(5'qEi ea
2) 派生力 )e{~x
u
, v\f 41M7D
3) 轴向力 sFB; /*C
由于 , L6U[H#3(
所以轴向力为 , RCgs3JIE+2
4) 当量载荷 #msk'MVt
由于 , , ^V>sNR
所以 , , , 。 Y_f6y9?ZE
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 >mh:OJH45
:IS]|3wD
5) 轴承寿命的校核 VN;Sz,1Z
.cle^P
#9p{Y}2#
II轴: xB
4A"|
6、 轴承30307的校核 Ok
O;V6`
1) 径向力 ~M43#E[oOF
qb
"H&)aHw
uKtrG,/ p
2) 派生力 o),i2
, ~@L$}Eu
3) 轴向力 j1<@*W&b
由于 , .$S`J2Y
所以轴向力为 , {w{|y[[d~
4) 当量载荷 zD2Bhta y
由于 , , `@=}5 9+|
所以 , , , 。 [ nYwJ
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ?u 9)
GJO[
m.S@ e8kS
5) 轴承寿命的校核 &