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 OB{d^e}
设计任务书……………………………………………………1 %Gk?f=e
传动方案的拟定及说明………………………………………4 7@@,4_q E
电动机的选择…………………………………………………4 X$<s@_#1
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 #ARQB2V
传动件的设计计算……………………………………………5 :XP/ `%:
轴的设计计算…………………………………………………8 Qq. ht
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 }{(dG7G+
键联接的选择及校核计算……………………………………16 ^lp#j;Df
连轴器的选择…………………………………………………16 IJ`%Zh{f
减速器附件的选择……………………………………………17 0F495'*A
润滑与密封……………………………………………………18 yX'f"*
设计小结………………………………………………………18 !ibdw_H
参考资料目录…………………………………………………18 >4.K>U?0FC
机械设计课程设计任务书 S?M'JoYy
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 aB N^J_
一. 总体布置简图 k\qF> =
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 /ehmy(zL
二. 工作情况: LL}|#%4d
载荷平稳、单向旋转 c89+}]mGq
三. 原始数据 #'@pL0dj
鼓轮的扭矩T(N•m):850 d3nMeAI AO
鼓轮的直径D(mm):350 m~#f L
运输带速度V(m/s):0.7 'F)93SwU
带速允许偏差(%):5 |A'y|/)#Z
使用年限(年):5 G=.vo3
工作制度(班/日):2 'K L"i
四. 设计内容 0I`)<o-
1. 电动机的选择与运动参数计算; k`5jy~;
2. 斜齿轮传动设计计算 gyz#:z$p^
3. 轴的设计 _5nS!CN
4. 滚动轴承的选择 sUCI+)cM3
5. 键和连轴器的选择与校核; k"kGQk4
6. 装配图、零件图的绘制 G<2OL#Y-
7. 设计计算说明书的编写 Qcy
/)4Hfg
五. 设计任务 U/W<Sa\`
1. 减速器总装配图一张 b.LMJ'1
2. 齿轮、轴零件图各一张 +PlA#DZu
3. 设计说明书一份 al<;*n{/
六. 设计进度 kK0.j)(
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 {CO]wqEj
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 MsaD@JY.y
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 9_h
V1:
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 P1r)n{;
传动方案的拟定及说明 uuD|%-Ng
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。 SH009@l_8
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。 nmH1Wg*aW
电动机的选择 ($h`Y;4
1.电动机类型和结构的选择 yobcAV`
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 /S9(rI<'
2.电动机容量的选择 ,w9:)B7
1) 工作机所需功率Pw SU,#:s(
Pw=3.4kW /.1yxb#Z?,
2) 电动机的输出功率 pL&
Zcpx
Pd=Pw/η 1?oX"
η= =0.904 M2$.Yom[
Pd=3.76kW ]52.nxs~
3.电动机转速的选择 c SV`?[a
nd=(i1’•i2’…in’)nw :rBPgrt
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ~YH'&L.O
4.电动机型号的确定 AgBXB%).
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 *\n-yx]
计算传动装置的运动和动力参数 PXx:JZsju
传动装置的总传动比及其分配 ?f8)_t}^\
1.计算总传动比 ~fht [S?@M
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: Z]QpH<Z
i=nm/nw wDv G5
nw=38.4 pef)c,U$
i=25.14 O-=~Bn
_
2.合理分配各级传动比 )Z"
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 Z)7|m
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 ;h-W&i7
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 ZHN@&Gg6)
各轴转速、输入功率、输入转矩 2}BQ=%E!'
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 `xq/<U;i
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 _1hiNh$
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 YjR`}rdwo
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 SZ&I4-
传动比 1 1 5 5 1 o?O> pK
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 @CUYl*.PD
wyi%!H
传动件设计计算 ,8`CsY^1
1. 选精度等级、材料及齿数 XZ&cTjNB&
1) 材料及热处理; F*, e,s
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。 h6(\ tRd!\
2) 精度等级选用7级精度; G &QG Q
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; *I6W6y;E=
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° ,s~d39{
2.按齿面接触强度设计 `Q!#v{
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 '~\\:37+
按式(10—21)试算,即 v[+ ]
dt≥ 4/?@ %
1) 确定公式内的各计算数值 k
E},>+W+
(1) 试选Kt=1.6 7@NV|Idtd
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 ^B!cL~S*I
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 *mjPNp'3{m
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 kc7,F2=F
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa ak"W/"2:
(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; nXT/zfS
(7) 由式10-13计算应力循环次数 s|[CvjL#0
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 :lBw0{fP
N2=N1/5=6.64×107 h3rVa6cxM
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 wec_=EqK0
(9) 计算接触疲劳许用应力 !I jU *c@
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 )&s9QBo{b
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa <;lwvO
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa ]R*h3U@5#K
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa ufn%sA
2) 计算 dJF3]h Y
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t :Xs3Vh,V
d1t≥ = =67.85 M3VTzwuf^S
(2) 计算圆周速度 n/ZX$?tKAK
v= = =0.68m/s odTa2$O
(3) 计算齿宽b及模数mnt HJ_8 `( '
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm /d*[za'0
mnt= = =3.39 Jbn^G7vH<6
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ^6QzaC3
b/h=67.85/7.63=8.89 <<PXh&wu0
(4) 计算纵向重合度εβ DEW;0ic
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 tTbfyI
(5) 计算载荷系数K }Ud'j'QMy
已知载荷平稳,所以取KA=1 N$.=1Q$F6
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, AAF']z<4_"
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 cI'su?
由表10—13查得KFβ=1.36 73l,PJ
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 v ty:@?3\
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 n )PqA*
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 }yaM.+8.
d1= = mm=73.6mm x~ID[
(7) 计算模数mn nG%<n
mn = mm=3.74 P2F8[o!<
3.按齿根弯曲强度设计 K{9
由式(10—17 mn≥ JfRLqA/
1) 确定计算参数 PPde!}T$
(1) 计算载荷系数 sB!6"D5
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
aTkMg
(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 o[GD`t
6,!$S2(zT
(3) 计算当量齿数 :1;"{=Yx}
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ';m;K
(g
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 NU"L1dK
@
(4) 查取齿型系数 T%A"E,#
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 L)
UCVm
(5) 查取应力校正系数 U,lO{J[T
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 (+}44Ldt
(6) 计算[σF] wEw;],ur
σF1=500Mpa EHfB9%O7y
σF2=380MPa ?@<Tzk]a.
KFN1=0.95 .*Z#;3
KFN2=0.98 `/9I` <y
[σF1]=339.29Mpa yyGn<
[σF2]=266MPa DPCQqV |7
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 fu?u~QZ8
= =0.0126 1~E;@eK'
= =0.01468 ]]y4$[|L
大齿轮的数值大。 !%B-y9\
2) 设计计算 79I"F'
mn≥ =2.4 +:W? :\
mn=2.5 $j\jT
4.几何尺寸计算 Io tc>!
1) 计算中心距 .KtK<Ps[S
z1 =32.9,取z1=33 q\<NW%KtX
z2=165 7%G&=8tq
a =255.07mm HZjuL.Tj
a圆整后取255mm Ocz21gl-?`
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 f0YBy<a
β=arcos =13 55’50” J(A+mYr{:
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 foB&H;A4oC
d1 =85.00mm F%4N/e'L
d2 =425mm qQ1D }c@
4) 计算齿轮宽度 [{#n?BT
b=φdd1 %d<UMbS^
b=85mm SR`A]EC(V
B1=90mm,B2=85mm k(v &+v
5) 结构设计 .y0u"@iF
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 {hm-0Q
轴的设计计算 <p +7,aE_
拟定输入轴齿轮为右旋 BqdGU-Q
II轴: &vIj(e9Y
1.初步确定轴的最小直径 \&U"7gSL
d≥ = =34.2mm 07:h4beT
2.求作用在齿轮上的受力 SRU#Y8Xv|
Ft1= =899N lE*.9T
Fr1=Ft =337N /Ao.b|mm
Fa1=Fttanβ=223N; |uX&T`7?-
Ft2=4494N '*t<g@2$
Fr2=1685N Q8h=2YL
Fa2=1115N Ct:c%D(L
3.轴的结构设计 .Np!Qp1*
1) 拟定轴上零件的装配方案 Nov
An+
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 `_"?$ v2F
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 %WYveY
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 O<XNI(@
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 N]GF>kf:
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 u
N_< G
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 k_Lv\'Ok
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ;)sC{ "Jb
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 ~c\2'
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。 h9~oS/%:
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 t3!~=U
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 Cio(Ptt:
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 lO}I>yo}\
6. VI-VIII长度为44mm。 C4|79UG>s
4. 求轴上的载荷 V~t;
J
66 207.5 63.5 4=|oOIhgb
Fr1=1418.5N AQc9@3T~Bi
Fr2=603.5N c2d1'l]n
查得轴承30307的Y值为1.6 4c.!^EiV
Fd1=443N p,\(j
Fd2=189N yQC8 Gt8
因为两个齿轮旋向都是左旋。 6O'Y@9#
故:Fa1=638N @rr\Jf""z
Fa2=189N X
u>]$+u#
5.精确校核轴的疲劳强度 MnptC 1N
1) 判断危险截面 ''.\DC~K
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 Q?dzro4C
2) 截面IV右侧的 s6I/%R3
y"ms;w'z
截面上的转切应力为 a!;K+wL
>
由于轴选用40cr,调质处理,所以 IpVtbDW
([2]P355表15-1) 0|(6q=QK
a) 综合系数的计算 ,){WK|_
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , .kDJuJ^
([2]P38附表3-2经直线插入) &lB>G[t
轴的材料敏感系数为 , , IZZ
$p{
([2]P37附图3-1) B)Dsen
故有效应力集中系数为 H(Ad"1~.#
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ;oRgg'k<
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) w-``kID
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , .H5^ N\V|
([2]P40附图3-4) Kuh)3/7
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 iM{cr&0
b) 碳钢系数的确定 2O0<