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 ,5L&$Q6
设计任务书……………………………………………………1 |Xu7cCh$me
传动方案的拟定及说明………………………………………4 H"&N<"hw
电动机的选择…………………………………………………4 1MV^~I8Dd
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 h2BD?y
传动件的设计计算……………………………………………5 .OWIlT4K
轴的设计计算…………………………………………………8 (wA|lK3
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 94lmsE
键联接的选择及校核计算……………………………………16 .#Sd|C]R7
连轴器的选择…………………………………………………16 U9k}y
减速器附件的选择……………………………………………17 %
vP{C
润滑与密封……………………………………………………18 Icr'l$PE
设计小结………………………………………………………18 f,uxoAS
参考资料目录…………………………………………………18 @\q~OyV
机械设计课程设计任务书 XSD7~X/:
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 5VPuHY2
一. 总体布置简图 9B%"7MVn
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 jgO{DNe(=
二. 工作情况: ER|5_
载荷平稳、单向旋转 Q;^([39DI
三. 原始数据 c9ZoO;
鼓轮的扭矩T(N•m):850 @'U4-x
鼓轮的直径D(mm):350 43VuH
运输带速度V(m/s):0.7 IM@Qe|5
带速允许偏差(%):5 HL!-4kN
<$
使用年限(年):5 +5HO T{wj
工作制度(班/日):2 |LjCtm)@+
四. 设计内容
:?^(&3;
1. 电动机的选择与运动参数计算; AzQ}}A;TSx
2. 斜齿轮传动设计计算 M,{F/Yu
3. 轴的设计 #".{i+3E
4. 滚动轴承的选择 +,KuYa{lu
5. 键和连轴器的选择与校核; `}=Fw0
6. 装配图、零件图的绘制 sy#Gb#=#
7. 设计计算说明书的编写 TfxKvol'
五. 设计任务 !C+25vup
1. 减速器总装配图一张 EfUo<E
2. 齿轮、轴零件图各一张 8uu:e<PLv
3. 设计说明书一份 !#?tA/t@
六. 设计进度 hQ\]vp7V
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 jjbw.n+1
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 JBg>E3*N
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 $i2gOz
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 ZcQm(my
传动方案的拟定及说明 npe*A
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 CkflEmfe
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 jQdfFR
电动机的选择 tDwXb>
1.电动机类型和结构的选择 %Wu8RG}
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 q)vD "{0.
2.电动机容量的选择 D\TL6"wo
1) 工作机所需功率Pw lg=[cC2
Pw=3.4kW 5eU/ [F9
2) 电动机的输出功率 kOjq LA
Pd=Pw/η W"0 #
η= =0.904 2V0R|YUt
Pd=3.76kW aL`pvsnF
3.电动机转速的选择 <)&ykcB
nd=(i1’•i2’…in’)nw {.2C>p
初选为同步转速为1000r/min的电动机 uu/MXID
4.电动机型号的确定 %NBD^gF
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 )I<.DN&
计算传动装置的运动和动力参数 K0v,d~+]
传动装置的总传动比及其分配 w_Ls.K5"
1.计算总传动比 6`s[PKP.
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: ^aC[ZP:
i=nm/nw BkJcT
nw=38.4 Vz,WPm$I
i=25.14 $@NZ*m%?JQ
2.合理分配各级传动比 eu4x{NmQ
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 |p+VitM7
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 *rbH|o 8
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 qzLRA.#f^
各轴转速、输入功率、输入转矩 F0yh7MItV
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 AD5t uY
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 #eaey+~
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 J>'o,"D
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 z~W@`'f
传动比 1 1 5 5 1 |#sP1w'l]
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 N8vWwN[3
"pH+YqJ$
传动件设计计算 '"TBhisky
1. 选精度等级、材料及齿数 B845BSmh
1) 材料及热处理; %_u3Np
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。 bT;C8i4b\H
2) 精度等级选用7级精度; sv[)?1S
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; SUx0!_f*R
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° -{w&ya4X
2.按齿面接触强度设计 J3'"-,Hv
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 rd"]$_P8O
按式(10—21)试算,即 <ya3|ycnS
dt≥ KW09qar
1) 确定公式内的各计算数值 toCN{[
(1) 试选Kt=1.6 + ]__zm/^
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 N7E[wOP
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 mA4v 4z
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 [W2p }4(
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa !At _^hSqz
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; Qj=l OhM
(7) 由式10-13计算应力循环次数 *n*OVI8L
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 tQ)8HVKF
N2=N1/5=6.64×107 kgQEg)A]!x
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 `KL`^UqR
(9) 计算接触疲劳许用应力
V`%m~#Me
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 dv,8iOL
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa Gzs x0%`)
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa HU'd/5fun
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa _#L
IG2d
2) 计算 dFUsQ_]<
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t NLdUe32A
d1t≥ = =67.85 RFZrcM
(2) 计算圆周速度 mg;qG@?
v= = =0.68m/s _W!g'HP-D
(3) 计算齿宽b及模数mnt ="u(o(j"
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm a@ lK+t
mnt= = =3.39 :&a|8Wi[W
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm (YR] X_
b/h=67.85/7.63=8.89 ]y(#]Tw\
(4) 计算纵向重合度εβ T&!>lqU!J
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 U{;i 864:}
(5) 计算载荷系数K Og,,s{\
已知载荷平稳,所以取KA=1 B@F 1!8l
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, jem$R/4"
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 3*;{C|]S
由表10—13查得KFβ=1.36 jf})"fz-*
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 k_^d7yH
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 C[pAa 8
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 pa+y(!G
d1= = mm=73.6mm _2TIan}
(7) 计算模数mn BBp
Hp
mn = mm=3.74 eAl&[_o|S
3.按齿根弯曲强度设计 @z2RMEC~
由式(10—17 mn≥ H,uOshR
1) 确定计算参数 #v`G4d
(1) 计算载荷系数 2V
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 W0?yPP=.
(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 o30PI
~gV|_G
(3) 计算当量齿数 E7*]t_p"
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 SKYS6b
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 B0YY7od
(4) 查取齿型系数 H_$"]iQ
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 ^&,{
(5) 查取应力校正系数 KDY~9?}TM
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 N.VzA
6C
(6) 计算[σF] `yVJ `}hm
σF1=500Mpa *|4~
0w
σF2=380MPa ;`xu)08a
KFN1=0.95 lh5k@\X
KFN2=0.98 [szwPNQ_
[σF1]=339.29Mpa + W +<~E
[σF2]=266MPa +\{!jB*g
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 hZ%Ie%~n
= =0.0126 ha(hG3C
= =0.01468 IP~g7`Y
大齿轮的数值大。 fs`<x*}K
2) 设计计算 PCFm@S@Q
mn≥ =2.4 ,2]6cP(6qQ
mn=2.5 >`lf1x
4.几何尺寸计算 W58\V
1) 计算中心距 3kJAaI8
z1 =32.9,取z1=33 +C+3DwN
z2=165 htkyywv
a =255.07mm S#ven&
a圆整后取255mm 'T.> oP0>
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 "r|O /
β=arcos =13 55’50” 4[5Z>2w
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 ]r#tJT`M
d1 =85.00mm QALMF rWH
d2 =425mm s~TYzfA
4) 计算齿轮宽度 NcPzmW{#;g
b=φdd1 V#Wd
b=85mm 3"<{YEj8U
B1=90mm,B2=85mm N-5lILuJJ
5) 结构设计 ,;{mH]"s
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 v|`)~"~
轴的设计计算 z? cRsqf
拟定输入轴齿轮为右旋 HM<V$
R
II轴: $YW z~^f
1.初步确定轴的最小直径 lQ)8zI
d≥ = =34.2mm WLizgVM
2.求作用在齿轮上的受力 dLo%+V#/A
Ft1= =899N jIEK[vJ`
Fr1=Ft =337N ZL@7Mr!e
Fa1=Fttanβ=223N; B\4SB
Ft2=4494N #%x4^A9 q
Fr2=1685N lv{Qn~\y&
Fa2=1115N xo?f90+(
3.轴的结构设计 mjH8q&szf
1) 拟定轴上零件的装配方案 Kp!P/Q{
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 Ot(EDa9}IJ
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 56L>tP
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 6KV&E8Gn
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 '1bdBx\<.
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 <iL+/^#
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 gmrjCLj
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 /Bb\jvk-E
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 /LJ?JwAvg5
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 >yT:eG
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 JP[BSmhAV
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 qA*QFQ'-
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 ,Kdvt@vle
6. VI-VIII长度为44mm。 Q%@l`V)Rs
4. 求轴上的载荷 KaO8rwzDN
66 207.5 63.5 _a c_8m
Fr1=1418.5N %*LdacjZ
Fr2=603.5N "IB)=Hc
查得轴承30307的Y值为1.6 RJ@d_~%U
Fd1=443N >j\zj] -"
Fd2=189N sHAzg^n}r
因为两个齿轮旋向都是左旋。 #E*jX-JT
故:Fa1=638N Dx iCq(;
Fa2=189N Kf(% aDYq
5.精确校核轴的疲劳强度 Oq|pd7fcgm
1) 判断危险截面 }Z2Y>raA\
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 gpO@xk$
2) 截面IV右侧的 KJSN)yn\
UD"e:O_
截面上的转切应力为 _:=w6jCk
由于轴选用40cr,调质处理,所以 P3(u+UI3
([2]P355表15-1) ~!Onz wmO
a) 综合系数的计算 8qt|2%
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , $] w&`F-
([2]P38附表3-2经直线插入) w_e Las%
轴的材料敏感系数为 , , |L0 s
([2]P37附图3-1) ~D
5'O^
故有效应力集中系数为 b8T'DY;~
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ,]Hn*\@p[c
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) AnI ENJ
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , U9kt7#@FDK
([2]P40附图3-4) >b<br
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 pH)V:BmJ
b) 碳钢系数的确定 2<U5d`
碳钢的特性系数取为 , #|2w^Kn
c) 安全系数的计算 Le#bitp
轴的疲劳安全系数为 t3G%}d?
故轴的选用安全。 2 }+V3/
I轴: Y#C=ku
1.作用在齿轮上的力 +5 @8't
FH1=FH2=337/2=168.5 0
R^Xn
Fv1=Fv2=889/2=444.5 >.~^(
2.初步确定轴的最小直径 ^'[Rb!Q8
=7#)8p[
3.轴的结构设计 R '"J{oR
1) 确定轴上零件的装配方案 N'|zPFkg
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 BL,YJM(y
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 [+>$'Du
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。 fE7[Sk
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。 Pxy(YMv
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。 g9p#v$V
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 NCX!ss
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 tUL(1:-C
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 l$MX\
2) 各段长度的确定 SyX>zN!
各段长度的确定从左到右分述如下: oP_'0h0X
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。 L}x"U9'C
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 8V^gOUF.
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。 efRa|7!HK
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。 I)9;4lix
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。 6BNOF66kH
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm D",ZrwyJ
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 Cz m`5
W=62748N.mm ]r6,^"
T=39400N.mm n%@xnB$ZX
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 }Geip@Ot
"k5 C? ~
III轴 *#dXW\8qu
1.作用在齿轮上的力 # 1I<qK
FH1=FH2=4494/2=2247N ($[pCdY
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N \O72PC+
2.初步确定轴的最小直径 js'*:*7
3.轴的结构设计 V=\&eS4^"
1) 轴上零件的装配方案 w%j 6zsTz
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 e,|"9OK
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII %GjF;dJ
直径 60 70 75 87 79 70 l'?/$?'e_Z
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 .\LWV=B
LKftNSkg"
5.求轴上的载荷 'I*F(4x
Mm=316767N.mm lg;`I tX]
T=925200N.mm $Ob]JAf}
6. 弯扭校合 IiS1ubNtZ
滚动轴承的选择及计算 nEyPNm)
I轴: 6HFA2~A
1.求两轴承受到的径向载荷 ${0Xq k
5、 轴承30206的校核
UYGl
1) 径向力 Xq+7l5LP
2) 派生力 &I <R|a
3) 轴向力 4- N>#
由于 , Q(E$;@
所以轴向力为 , Vr`UF0_3q
4) 当量载荷 hFyN|Dqhds
由于 , , @N1ta-D#
所以 , , , 。 R~[
u|EC}
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Y=/HsG\W]
5) 轴承寿命的校核 "n:L<F,g
II轴: nakhepLN
6、 轴承30307的校核 D?8t'3no
1) 径向力 UFC.!t-Z
2) 派生力 &%C4rAd2
, >c8zMd
3) 轴向力 ^7~=+0cF]
由于 , JxNjyw
所以轴向力为 , Xl@nv9m
4) 当量载荷 ?(;ygjyx
由于 , , eW0:&*.vMj
所以 , , , 。 nU||Jg
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 w~&bpCB!
5) 轴承寿命的校核 7Ja^d-F7
III轴: O/iew3YF
7、 轴承32214的校核 $BkdC'D
1) 径向力 _f{'&YhUU
2) 派生力 ,K8PumM_
3) 轴向力 VCkhK9(N
由于 , 6aXsRhQ~
所以轴向力为 , IgR_p7['.
4) 当量载荷 u.1u/o1"
由于 , , b>&kL
所以 , , , 。 {- 7T\mj
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
o_X"+ s
5) 轴承寿命的校核 C(7LwV
键连接的选择及校核计算 `{ou4H\
O#CxS/M5
代号 直径 ZsNUT4
(mm) 工作长度 ,Es5PmV@$%
(mm) 工作高度 8 mV`|2>
(mm) 转矩 ~KHp~Xs`
(N•m) 极限应力 kG@1jMPtQ
(MPa) ATPc~f
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 =/Vr,y$
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 P=(\3ok
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 Gk'J'9*
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 //_v"dqP{)
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 vEW;~FLd
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 )I$_wB!UV
连轴器的选择 xH; 4lw
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 By:A9s
二、高速轴用联轴器的设计计算 LtXFGPQ f
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , V)_mo/D!D
计算转矩为 : ,LX3,
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) [;h@q}
其主要参数如下: y[.0L!C {
材料HT200
*:_xy{m\
公称转矩 %(,JBa:G
轴孔直径 , oT_k"]~Q~2
轴孔长 , ){icI<
装配尺寸 +f;z{)%B
半联轴器厚 OI::0KOv
([1]P163表17-3)(GB4323-84 pV:X_M6
三、第二个联轴器的设计计算 .2Y"=|NdA
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , ZYc)_Og
计算转矩为 ,.x1+9X
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) !sK{:6s
其主要参数如下: Ag#p )
材料HT200 drNfFx2
公称转矩 .
p<*n6E
轴孔直径 KR?-<
轴孔长 , {CYFM[V
装配尺寸 l2X'4_d
半联轴器厚 87r#;ND
([1]P163表17-3)(GB4323-84 `:R8~>p
减速器附件的选择 $
[0
通气器 v>;6pcp[F
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 ko=vK%E[
油面指示器 FJ}/g
?
选用游标尺M16 z;2kKQZm
起吊装置 GbBcC#0
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 :
v<|y F
放油螺塞 P9SyQbcK
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 [Xg?sdQCI
润滑与密封 D-69/3 PvP
一、齿轮的润滑 [8l8m6
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 = 0Z}s
二、滚动轴承的润滑 bX=A77
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。
BJB'o
三、润滑油的选择 [?.k 8;k
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 65)/|j+
四、密封方法的选取 !J3g, p*
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 3tA6r
密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。 :BNqr[=b
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 E}b"
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设计小结 p*8=($j4
由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。