机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录 Z(-@8=0
设计任务书……………………………………………………1 D'+kzb@
传动方案的拟定及说明………………………………………4 0sKY;(
电动机的选择…………………………………………………4 -|xyj2M
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 N{6Lvq[8
传动件的设计计算……………………………………………5
zWI C4:
轴的设计计算…………………………………………………8 *a4nd_!
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 `;!v<@:i2
键联接的选择及校核计算……………………………………16 /S+gh;2OC
连轴器的选择…………………………………………………16 Y:XxTa*
减速器附件的选择……………………………………………17 NEh5
润滑与密封……………………………………………………18 u!&Vbo? .B
设计小结………………………………………………………18 CEos`
参考资料目录…………………………………………………18 K"r'w8P
机械设计课程设计任务书 !jxz2Q
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 n.$wW
=
一. 总体布置简图 _S;L|1>S
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 d`;_~{sleR
二. 工作情况: "b"Q0"w
载荷平稳、单向旋转 SD^6ib/]b
三. 原始数据 64OgE!
鼓轮的扭矩T(N•m):850 ?5!>k^q
鼓轮的直径D(mm):350 RWi~34r
运输带速度V(m/s):0.7 438+zU
带速允许偏差(%):5 Yg6 f
使用年限(年):5 EV 8}C=
工作制度(班/日):2 V{[vIt*
四. 设计内容 L{\au5-4
1. 电动机的选择与运动参数计算; ,IW$XD
2. 斜齿轮传动设计计算 "7pd(p *C
3. 轴的设计 sC Fqz[I
4. 滚动轴承的选择 3%<xM/#
5. 键和连轴器的选择与校核; 7usf^g[dh
6. 装配图、零件图的绘制 ^L(}c O
7. 设计计算说明书的编写 *@r)3
五. 设计任务 |8b*BnS
1. 减速器总装配图一张 1e>,QX
2. 齿轮、轴零件图各一张 -$4#eG%3
3. 设计说明书一份 Ncu\;K\N
六. 设计进度 W|@/<K$V
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 el*C8TWlw
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 S/|'ggC
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 +_HPZo
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 $!<J_d*
传动方案的拟定及说明 ruLi
"d
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 \*s'S*~
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 MeqW/!72$L
电动机的选择 Kd _tjWS
1.电动机类型和结构的选择 Brh<6Btl
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。 f#a ~av9rC
2.电动机容量的选择 dD3I. ?DY
1) 工作机所需功率Pw XTD_q
Pw=3.4kW 3n/U4fn_
2) 电动机的输出功率 XU Hu=2F
Pd=Pw/η D84`#Xbi
η= =0.904 tdn[]|=
Pd=3.76kW = !'gV:M
3.电动机转速的选择 2bS)|#v<_t
nd=(i1’•i2’…in’)nw \$2E
初选为同步转速为1000r/min的电动机 G l=dL<F
4.电动机型号的确定 h*f=
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 /s>ZT8vaAs
计算传动装置的运动和动力参数 qTnfiYG}
传动装置的总传动比及其分配 zlmb_akJ
1.计算总传动比 N?H;fK4v
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: h5G>FPM-=
i=nm/nw rHu #
nw=38.4 iq
'3.-xYr
i=25.14 `5;O|qRq
2.合理分配各级传动比 sAIL+O
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 SnRTC<DDh
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 q79)nhC F
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 &_
Ewu@4
各轴转速、输入功率、输入转矩 n`T
4aDm
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 W
xyQA:3s
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 7'_zJI^
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 O^I~d{M 5I
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 inavi5.
传动比 1 1 5 5 1 wh:O"&qk
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 #F.;N<a
kDJ5x8Q#
传动件设计计算 h[%`'(
1. 选精度等级、材料及齿数 P8e1J0A
1) 材料及热处理; K3&v6 #]
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。 gM20n^
2) 精度等级选用7级精度; C_?L$3 U0
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; TSmuNCR
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° uAR!JJ
2.按齿面接触强度设计 HH3WZ^0>
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 2i#wJ8vrF
按式(10—21)试算,即 zr?%k]A%UO
dt≥ t<9oEjk["
1) 确定公式内的各计算数值 )'xTDi
(1) 试选Kt=1.6 K IiV z<
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 b5
YE4h8%
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 Nhn5 iN1*
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 'i_od|19~h
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa /] ce?PPC
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; Qv,|*bf
(7) 由式10-13计算应力循环次数 =M)>w4-
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 +/7UM x1
N2=N1/5=6.64×107 `h(JD$w
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 `!DrB08A
(9) 计算接触疲劳许用应力 )H#Hs<)Qy
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 f.rz2)o
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa v
I@Wuu:
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa eb2~$ ,$
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa
+O}6 8N
2) 计算 oJR0sbikP
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t ',`iQt!Lx
d1t≥ = =67.85 C',D"
(2) 计算圆周速度 5[esW
v= = =0.68m/s 9zEO$<e o
(3) 计算齿宽b及模数mnt "8J$7g@n@
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm I 6a{'c(P
mnt= = =3.39 =U!'v X d
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm q i}HJkOq
b/h=67.85/7.63=8.89 @P6K`'.0
(4) 计算纵向重合度εβ eHi|_3A&*
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 b~
(5) 计算载荷系数K \i}n1Qd
已知载荷平稳,所以取KA=1 S&8gZ~B
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, ^6mlE+WY
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 aG8}R~wH&
由表10—13查得KFβ=1.36 @$gvV]dA
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 *Eu
ca~%=
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 bQow,vf
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 |!i3Y=X
d1= = mm=73.6mm j./3 )
(7) 计算模数mn b-ULoV
mn = mm=3.74 o8BbSZVu
3.按齿根弯曲强度设计 !v<r=u
由式(10—17 mn≥ Zaf] .R
1) 确定计算参数 @a)@1:=Rm
(1) 计算载荷系数 [Oe$E5qv)]
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 J2Ocf&y;
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 C[gCwDwl
!]&a/$U
(3) 计算当量齿数 !`hjvJryw
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 =|bM|8,
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 m.EI("n"J
(4) 查取齿型系数 >,Zjlkh3
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 @>B#2t&
(5) 查取应力校正系数 a9mLPP
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 \eH~1@\S
(6) 计算[σF] _W/s=pCh
σF1=500Mpa 'W3>lAPx!
σF2=380MPa *4Y1((1k
KFN1=0.95 N\l\ M
KFN2=0.98 Zk"'x,]#
[σF1]=339.29Mpa 6E{HNPMb>
[σF2]=266MPa Uc>kCBCd
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 g+t-<D"L5
= =0.0126 6A;V[3
= =0.01468 ;U<;R
大齿轮的数值大。 4 FW~Y
2) 设计计算 hU3c;6]3
mn≥ =2.4 >K1)XP
mn=2.5 !fZ\GOx
4.几何尺寸计算 {3@f(H m
1) 计算中心距 Dz:A.x@$*
z1 =32.9,取z1=33 CO%7^}xSE,
z2=165 K>l$Y#x}k
a =255.07mm 8s-y+M@.
a圆整后取255mm E'j>[C:U
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 rE;*MqYt&
β=arcos =13 55’50” )."_i64
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 YD
H!Nl
d1 =85.00mm qc2j}D0
d2 =425mm !'w h hi
4) 计算齿轮宽度 pYa8iQ`6U;
b=φdd1 UBzX%:A
b=85mm {mrTpw
B1=90mm,B2=85mm R2vT\ 6xv
5) 结构设计 m~'!
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。 U<gMgA
轴的设计计算 7n9&@D3:P
拟定输入轴齿轮为右旋 L15?\|':Y
II轴: 3p6QJuSB
1.初步确定轴的最小直径 rn $a)^!
d≥ = =34.2mm QMLz
2.求作用在齿轮上的受力 8=CdO|XV
Ft1= =899N n^B9Mh@
Fr1=Ft =337N T\I}s"d
Fa1=Fttanβ=223N; Ok2KTsVl
Ft2=4494N %V71W3>6WS
Fr2=1685N qq.M]?Z
Fa2=1115N ^ gMoW
3.轴的结构设计 $s+/OgG4H
1) 拟定轴上零件的装配方案 (RVe,0y
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 ^\
A[^' 9
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 G
d~
v _
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 fqrQ1{%UH
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 @&?E3?5ll
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 _HF66)X7
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 _; !7:'J
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 {,NGxqhE
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 .DsdQ4Y
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 U;`C%vHff
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 w\,N}'G
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 k-IL%+U
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 5{Q5?M]
6. VI-VIII长度为44mm。 ?lq
4. 求轴上的载荷 OL]P(HRm]~
66 207.5 63.5 `ppyCUX
Fr1=1418.5N M.fAFL
Fr2=603.5N -fpe
查得轴承30307的Y值为1.6 }py)EI,U
Fd1=443N Ha~F&H|"O
Fd2=189N ]H|O
因为两个齿轮旋向都是左旋。 "| Oj!&0
故:Fa1=638N m}A| W[p<
Fa2=189N A12EUr5$
5.精确校核轴的疲劳强度 A,67)li3
1) 判断危险截面 9gq+,g>E_
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[|52+zhc
2) 截面IV右侧的 z]_2lx2e
j9gn7LS
截面上的转切应力为 VyX5MVh
由于轴选用40cr,调质处理,所以 YTpiOPf
([2]P355表15-1) )5T82=[h<
a) 综合系数的计算 %,T=|5
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , |w5m2Z
([2]P38附表3-2经直线插入) eHHY.^|
轴的材料敏感系数为 , , OfG/7pw5%B
([2]P37附图3-1) "I)/|x\G*
故有效应力集中系数为 X*cDn.(I
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , 5aj%<r
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) b@ QCdi,u
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , )
>;7"v
([2]P40附图3-4) U!d|5W.{Q
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 w*?SGW
b) 碳钢系数的确定 lfvt9!SJ+/
碳钢的特性系数取为 , +3uPHpMB-
c) 安全系数的计算 rn^cajO^
轴的疲劳安全系数为 CbGfVdw/c
故轴的选用安全。 X)e#=w!fi3
I轴: >``sM=W at
1.作用在齿轮上的力 9xi nX-x;n
FH1=FH2=337/2=168.5 r7)qr%n
Fv1=Fv2=889/2=444.5 QyghNImp
2.初步确定轴的最小直径 IR2=dQS
= N&5]Z
3.轴的结构设计 L4DT*(;!E
1) 确定轴上零件的装配方案 Vv54;Js9
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 OZc4 -5
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。 Ff{,zfN+3
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。 l1bkhA b
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。 :KmnwYm
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。 44NMof8N
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。 HQvJ*U4++
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 GO?hB4 9T
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 xi51,y+(5
2) 各段长度的确定 3
,zW6 -}
各段长度的确定从左到右分述如下: 0iYo&q'n
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。 lZAXDxhnT
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 Rh}}8 sv
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。 5?MaKNm }
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。 ]_BH"ng}
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。 ZDG~tCh=@
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm yky%+@2q
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 e2e!"kEF
W=62748N.mm G9^xv
T=39400N.mm IRGcE&m
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 :8K}e]!c1
y8_$YA/g
III轴 f8
BZk h
1.作用在齿轮上的力 ^@3,/dH1 t
FH1=FH2=4494/2=2247N o%bf7)~s
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N &~Pk*A_:
2.初步确定轴的最小直径 k#bG&BF
3.轴的结构设计 WkiPrQ0]:
1) 轴上零件的装配方案 TjDtNE
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 o\F>K'
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII /GVjesN
直径 60 70 75 87 79 70 PB
*v45
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 m/Erw"Z
p}3` "L=
5.求轴上的载荷 Uks%Mo9on
Mm=316767N.mm [YP{%1*RM
T=925200N.mm 55'
6. 弯扭校合 U
shIQh
滚动轴承的选择及计算 C1'y6{,@
I轴: dB6['z)2
1.求两轴承受到的径向载荷 \-pqqSy
5、 轴承30206的校核 /vq$/
1) 径向力 ,{mv6?_
2) 派生力 D Qz+t
3) 轴向力 NT0n[o^
由于 , re_nb)4g
所以轴向力为 , Y)DAR83
4) 当量载荷 Pz34a@%"
由于 , , O/|))H?C
所以 , , , 。 AT)b/ycC
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 jz`3xFy *]
5) 轴承寿命的校核 I?St}Tl
II轴: k_{?{:X;y
6、 轴承30307的校核 67hfv e
1) 径向力 ~+j2a3rv-{
2) 派生力 B2oKvgw
, 6_<~]W&
3) 轴向力 J^`5L7CO
由于 , hf]m'5pb
所以轴向力为 , [zBi*%5O
4) 当量载荷 5@%.wb4
由于 , , i^e8.zgywF
所以 , , , 。 ~uH_y-
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 2cUT bRm
5) 轴承寿命的校核 F@k}p-e~
III轴: O>pv/Ns
7、 轴承32214的校核 FLs$
1) 径向力 f+Acs*.GQ
2) 派生力 }^iqhUvT F
3) 轴向力 |4g0@}nr+W
由于 , (5 @H
所以轴向力为 , Y*$>d/E
4) 当量载荷 ka!v(j{E
由于 , , `:Gzjngc
所以 , , , 。 PBnH#zm
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 DrKB;6
5) 轴承寿命的校核 3ZI7;Gw
键连接的选择及校核计算 3r,~-6
u*v<