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 JM53sx4&
设计任务书……………………………………………………1 KHM,lj*
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ~
cI`$kJ
电动机的选择…………………………………………………4 $8Z4jo
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 0%yPuY>
传动件的设计计算……………………………………………5 at\$
IK_
轴的设计计算…………………………………………………8 N,*'")k9
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 4.>y[_vu
键联接的选择及校核计算……………………………………16 U?
;Q\=>
连轴器的选择…………………………………………………16 P~PM $e
减速器附件的选择……………………………………………17 MVEh<_
润滑与密封……………………………………………………18 ^KV:.up6
设计小结………………………………………………………18 b{
tp
qNm~
参考资料目录…………………………………………………18 ?/(*cA
机械设计课程设计任务书 g'EPdE
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 TxTxyYd
一. 总体布置简图 iEbW[sX[4
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 'CRjd~L
二. 工作情况: =>O{hT^F
载荷平稳、单向旋转 gm1RQ^n,@.
三. 原始数据 Ty*+?#`
鼓轮的扭矩T(N•m):850 kZfj"+p_S
鼓轮的直径D(mm):350 f{|n/j;n=C
运输带速度V(m/s):0.7 Bm6tf}8
带速允许偏差(%):5 OUN"'p%%
使用年限(年):5 3w/z$bj
工作制度(班/日):2 Rk{vz|
四. 设计内容 (v$
i
1. 电动机的选择与运动参数计算; {yMkd4v
2. 斜齿轮传动设计计算 Ix0#eoj
3. 轴的设计 M"$g*j
4. 滚动轴承的选择 iaQFVROu
5. 键和连轴器的选择与校核; 2/x~w~3U
6. 装配图、零件图的绘制 R?J8#JPXD
7. 设计计算说明书的编写 ]
^J
五. 设计任务 (.b!kfC
1. 减速器总装配图一张 0QEcJ]Qb8
2. 齿轮、轴零件图各一张 yP34h*0B
3. 设计说明书一份 :\%hv>}|
六. 设计进度 $-(lp0\*
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 ]#r Nz"
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 WY26Iq@C
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 |{rhks~
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 %Kh}6
传动方案的拟定及说明 q}(f9
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 ZR8y9mx2"
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 8mO_dQ
电动机的选择 bKh}Y`
1.电动机类型和结构的选择 2Ic)]6z
R
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 I}awembw g
2.电动机容量的选择 {l\Ep=O vx
1) 工作机所需功率Pw m`4N1egCt
Pw=3.4kW P75@Yu(
2) 电动机的输出功率 }hXmK.['
Pd=Pw/η Ki /j\
η= =0.904 Q{
{=
Pd=3.76kW EV;"]lC9
3.电动机转速的选择 w!}kcn<
nd=(i1’•i2’…in’)nw X& XD2o"rt
初选为同步转速为1000r/min的电动机 M1*x47bN
4.电动机型号的确定 X#X/P
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 g$z6*bL
计算传动装置的运动和动力参数 9rM#w"E?<
传动装置的总传动比及其分配 .EjjCE/v-
1.计算总传动比 yXf+dMv
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: 8boiJku`
i=nm/nw W>[TFdH?
nw=38.4 nr&9\lG]G
i=25.14 '1Ex{$Yk
2.合理分配各级传动比
9q2x}
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 /KlSI<T@
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 HYNp vK
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 .AF\[IQ
各轴转速、输入功率、输入转矩 OSwum!hzN
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 unr`.}A2>
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 QO4eDSW
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 8w~X4A,
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 ]hbrzvo
传动比 1 1 5 5 1 .pblI
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 }RQHsS
uzS;&-nA
传动件设计计算 r6nWrO>y
1. 选精度等级、材料及齿数 `b_n\pf]
1) 材料及热处理; jTqEV(
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。 {k']nI.>
2) 精度等级选用7级精度; ?~oc4J*>(
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; ];QX&";Z
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° !{A#\~,
2.按齿面接触强度设计 :6Gf@Z&+
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 z%$M
IC
按式(10—21)试算,即 $Ut1vp1$
dt≥ GwmYhG<{
1) 确定公式内的各计算数值 P[H 4Yp
(1) 试选Kt=1.6 ^KQZ;[B
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 }50s\H._C
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 5+/XO>P1m|
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 )%hW3w
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa 6Zv-kG
(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; mC'<Ov<eJ
(7) 由式10-13计算应力循环次数 |gfG\fL3V
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 +rKV*XX@
N2=N1/5=6.64×107 YOY2K%o
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 \CYKj_c
(9) 计算接触疲劳许用应力 q oz[x
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 SYgkYR
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa VzWH9%w
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa mS+sh'VH
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa V :lKF')
2) 计算 k
jx<;##R8
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 6vg` 8
d1t≥ = =67.85 {7EpljH@
(2) 计算圆周速度 Wyb+K)Tg
v= = =0.68m/s u_Xp\RJ
(3) 计算齿宽b及模数mnt Crezo?
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 12}!oS~_
mnt= = =3.39 OK
\9 `
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm c']m5q39'
b/h=67.85/7.63=8.89 +]e) :J
(4) 计算纵向重合度εβ UDlM?r:f
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 [u^~ND '
(5) 计算载荷系数K Pt/F$A{Cj
已知载荷平稳,所以取KA=1 ^a7a_M
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, PD-*rG `
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 WFvVu3
由表10—13查得KFβ=1.36 I-W,C&J>
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 {wf5HA
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 <}}u'5;^?x
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 "XU)(<p
d1= = mm=73.6mm cEGR?4z
(7) 计算模数mn K!v\r"N
mn = mm=3.74 ?:+p#&I
3.按齿根弯曲强度设计 x}uDW
由式(10—17 mn≥ Y"TrF(C
1) 确定计算参数 }eSrJgF4M
(1) 计算载荷系数 ;S'1fci6
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ~e686L0j
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 sl)]yCD|5
/lc4oXG8
(3) 计算当量齿数 X#ud_+6x
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Xc<Hm
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 RAA,%rRhu(
(4) 查取齿型系数 6|1*gl1_LD
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 lr)9 U7
(5) 查取应力校正系数 qCm8R@
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 i({MID)/_
(6) 计算[σF] 'N\nJz}
σF1=500Mpa FaKZ|~Y
e
σF2=380MPa +9.GNu
KFN1=0.95 LKg9{0Y:
KFN2=0.98 Z OqD.=O(
[σF1]=339.29Mpa !j9(%,PR
[σF2]=266MPa N({-&A.N
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 Nh^q&[?
= =0.0126 A$l
= =0.01468 CJ6v S
大齿轮的数值大。 R+9 hog
2) 设计计算 ;7(vqm<V2~
mn≥ =2.4 vg5fMH9ZZ
mn=2.5 XLlJ|xhY-K
4.几何尺寸计算 ]G,BSttD
1) 计算中心距 I:YE6${k!
z1 =32.9,取z1=33 YOUX
z2=165 m(CsO|pz
a =255.07mm Gyc_B
a圆整后取255mm <WL] (-9I:
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 t6~~s
iQI'
β=arcos =13 55’50”
va!fJ
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 vQ>8>V
d1 =85.00mm B8>@q!G8P
d2 =425mm J5}?<Dd:
4) 计算齿轮宽度 /pJr%}sc
b=φdd1 }*7Gq
b=85mm R xc
B1=90mm,B2=85mm -$`q:j
5) 结构设计 G#6O'G
N
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。 @QDpw1;V'
轴的设计计算 F`.W 9H3
拟定输入轴齿轮为右旋 <4N E)!#
II轴: =27Z Y Z
1.初步确定轴的最小直径 >bg{
d≥ = =34.2mm G'Uq595'-
2.求作用在齿轮上的受力 /1.gv~`+
Ft1= =899N 5Trc#i<\
Fr1=Ft =337N tD]vx`0>
Fa1=Fttanβ=223N; ;ih;8
Ft2=4494N !ozHS_
Fr2=1685N E>F6!qYm
Fa2=1115N R[H#av
3.轴的结构设计 `8;\}6:"1
1) 拟定轴上零件的装配方案 )a$sx}
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 m
[BV{25
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 P,k=u$
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 avUdvV-
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 |Rb8/WX
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 aQV? }
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 $Y%,?>AL<
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 |j4;XaG)
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 cK'}+
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 R%Xz3Z&|
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 ;p:CrFv
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 th+LScOX
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 c\rP"y|S};
6. VI-VIII长度为44mm。 EH]qYF.
4. 求轴上的载荷 S*H
@`Do%d
66 207.5 63.5 T|uG1
Fr1=1418.5N #W/ATsDt
Fr2=603.5N 8[oZ>7LMzC
查得轴承30307的Y值为1.6 ;t4YI7E*
Fd1=443N %ejq|i7
Fd2=189N &,$N|$yK}|
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ~zQxfl/
故:Fa1=638N ^_uCSA'X
Fa2=189N p-,Bq!aG$
5.精确校核轴的疲劳强度 ,
jCE
hb
1) 判断危险截面 @R ;&P