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 7a=ul:
设计任务书……………………………………………………1 "{Hl! Zq/
传动方案的拟定及说明………………………………………4 6}~k4;'}A
电动机的选择…………………………………………………4 )G-u;1rd
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 y6Ez.$M
传动件的设计计算……………………………………………5 gLg.mV1<
轴的设计计算…………………………………………………8 Q(O0z3 b
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 dnV&U%fO
键联接的选择及校核计算……………………………………16 }2S)CL=
连轴器的选择…………………………………………………16 O8Z+g{
减速器附件的选择……………………………………………17 (?ULp{VPFl
润滑与密封……………………………………………………18 sp+'c;a
设计小结………………………………………………………18 ?f6SKC
参考资料目录…………………………………………………18 ]wfY<Z
机械设计课程设计任务书 PXML1.r$Q
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 (" +clb`
一. 总体布置简图 ]Inu'p\
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 ;-_ZWk]
二. 工作情况: hj{)6dBX%
载荷平稳、单向旋转 ouO9%)zv
三. 原始数据 0/1=2E^,
鼓轮的扭矩T(N•m):850 CugZ!>;^
鼓轮的直径D(mm):350 YT,yRV9#
运输带速度V(m/s):0.7 /qMiv7m~Q
带速允许偏差(%):5 PF#<CF$ =
使用年限(年):5 G6lC[eK
工作制度(班/日):2 tx)$4 v
四. 设计内容 CIf@G>e-
1. 电动机的选择与运动参数计算; $zF%F.rln
2. 斜齿轮传动设计计算 X|D-[|P
3. 轴的设计 j-VwY/X
4. 滚动轴承的选择 # ,97 ]
5. 键和连轴器的选择与校核; FM(EOsWk
6. 装配图、零件图的绘制 @/:7G.
7. 设计计算说明书的编写 |Y?<58[!)
五. 设计任务 TL)7X.1'L
1. 减速器总装配图一张 7GS4gSd3
2. 齿轮、轴零件图各一张 [lVfhXc&
3. 设计说明书一份 A&M(a
六. 设计进度 r;"D>IM\
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 ,k*%=TF7N
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 E" >`
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 o7WAH@g
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 $ M/1pZ
传动方案的拟定及说明 +-9-%O.(;
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。 |=KzQY|u
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。 _l1"X ^Aa
电动机的选择 =f [/Pv
1.电动机类型和结构的选择 s:_a.4&Y
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。 G e5Yz.Qv
2.电动机容量的选择 -7'|&zP
1) 工作机所需功率Pw q'4P/2)va
Pw=3.4kW *j,bI Y&se
2) 电动机的输出功率 X6_
RlV]Sk
Pd=Pw/η "6U@e0ht
η= =0.904 <mj/P|P@
Pd=3.76kW ~j(vGO3JB
3.电动机转速的选择 #I*{_|}=
nd=(i1’•i2’…in’)nw vLBuE
初选为同步转速为1000r/min的电动机 KUK.;gG*Z
4.电动机型号的确定 4:^MSgra
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 t;/uRN*.
计算传动装置的运动和动力参数 0
f$96sl
传动装置的总传动比及其分配 K=E+QvSG
1.计算总传动比 +a%D+
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: d:>'c=y
i=nm/nw BFhEDkk
nw=38.4 `#wEa'v6
i=25.14 Gqc6]{
2.合理分配各级传动比 *9xxX,QT8Q
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 =wW M\f`=
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 S'W,AkT
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 ^suQ7#g
各轴转速、输入功率、输入转矩 = :zPT;K
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 XjP&
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 [CfZE
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 eThFRU3 F
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 &BNlMF
传动比 1 1 5 5 1 8F[ ;ma>Z8
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 g/ShC8@=u
UKV<Ye|
传动件设计计算 );_ /0:
1. 选精度等级、材料及齿数 'DNxc
1) 材料及热处理; TQ:5@1aT
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。 lJ]QAO
2) 精度等级选用7级精度; TwVkI<e0s?
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; &|}QdbW
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° n4M
Xa()P1
2.按齿面接触强度设计 KdYR?rY
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 oXqJypR 2
按式(10—21)试算,即 ?U[6X|1
dt≥ MRK=\qjD
1) 确定公式内的各计算数值 qV idtSb
(1) 试选Kt=1.6 zPybPE8
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 *?~"Jw
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 M!mw6';k
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 Ba5*]VGG
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa H!hd0.
(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; A+foc5B
(7) 由式10-13计算应力循环次数 ,H,[)8
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 iGz*4^%
N2=N1/5=6.64×107 u-s*k*VHoc
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 r|*_KQq
(9) 计算接触疲劳许用应力 7&wxnxSk^
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 a#i|)[
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa tKcC{
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa MBw;+'93qf
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa ]+m2pEO
2) 计算 e f&8L
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t ~Ey+
d1t≥ = =67.85 oF]]Pl{W
(2) 计算圆周速度 8>
$=p4bf
v= = =0.68m/s L@=$0p41;
(3) 计算齿宽b及模数mnt q+oc^FD?@
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 9ZU^([@D
mnt= = =3.39 (~{Y}n]s
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm k'N``.
b/h=67.85/7.63=8.89 iu*&Jz)D>
(4) 计算纵向重合度εβ H25Qx;(dTk
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 3(|,:"9g
(5) 计算载荷系数K %+,*$wk#*
已知载荷平稳,所以取KA=1 Qk>U=]U
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, [kqtkgK$j2
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 P(2OTfGGx
由表10—13查得KFβ=1.36 RPf <-J:t
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 <]KQ$8dtD
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 <)~-]
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 %kop's&?C
d1= = mm=73.6mm ABe25Sus
(7) 计算模数mn kh=<M{-t
mn = mm=3.74 LL
(TD&
3.按齿根弯曲强度设计 +[MHl
由式(10—17 mn≥ ]1>R8
1) 确定计算参数 3h=kn@I
(1) 计算载荷系数 ik/
X!YTu*
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 #\}FQl6
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 7=u
Gf$/
pg7~%E4
(3) 计算当量齿数 p U !:
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ~CV.Ci.dG
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 PWx%~U.8~j
(4) 查取齿型系数 (BxmV1
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 Zr2T^p5u
(5) 查取应力校正系数 !vJ$$o6#
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 |?{V-L
(6) 计算[σF] z_R^C%0k
σF1=500Mpa [pmIQ228
σF2=380MPa eIF6f&
F
KFN1=0.95 siCm)B
KFN2=0.98 /Mw;oP{&b
[σF1]=339.29Mpa :2==7u7v?
[σF2]=266MPa N *$GP3]
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 ys`oHSf
= =0.0126 hF@%k
;I
= =0.01468 Il*!iX|23<
大齿轮的数值大。 0k16f3uI
2) 设计计算 zT6nC5E
mn≥ =2.4 -2[4 @
mn=2.5 9@ fSO<
4.几何尺寸计算 =$gBWS
1) 计算中心距 *'A*!=5(
z1 =32.9,取z1=33 snfFRc(RE
z2=165 e/:? 9
a =255.07mm !a:e=b7g
a圆整后取255mm EKF4]
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 FI?J8a
β=arcos =13 55’50” d^6-P
R_
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 V-go?b`
d1 =85.00mm "p;tj74O9
d2 =425mm lGR0-Gh2
4) 计算齿轮宽度 %(khE-SW
b=φdd1 )LKJfoo
PY
b=85mm 2 G*uv+=
B1=90mm,B2=85mm d
([~o
5) 结构设计 pQ0*)}l,
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。 G93V=Bk=
轴的设计计算 0wVM%Dng
拟定输入轴齿轮为右旋 #9[>
II轴: ~!5Qb{^
1.初步确定轴的最小直径 Wj|W B*B
d≥ = =34.2mm $3p 48`.\
2.求作用在齿轮上的受力 LkzA_|8:D
Ft1= =899N 8+gp"!E
Fr1=Ft =337N ^VMCs/g6
Fa1=Fttanβ=223N; 62'9lriQ
Ft2=4494N 8M,o)oH
Fr2=1685N WLj]EsA.
Fa2=1115N X=m^+%iD
3.轴的结构设计 q|]CA
1) 拟定轴上零件的装配方案 8r+u!$i!H
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 `{>/'o
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 F4T!&E%6
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 F::Ki4{jJ
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 ;4b=/1M'
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 }F.k,2
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 b?iPQ$NyQ
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 jG{?>^
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 ;DnUeE8
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 #>:S&R?2t
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 1I69O6"
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 &gS-.{w "
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 d{NMG)`x\
6. VI-VIII长度为44mm。 PH8
88O
4. 求轴上的载荷 ,@;|+C
66 207.5 63.5 e4Ibj/
Fr1=1418.5N 52o^]
Fr2=603.5N YfT
D
查得轴承30307的Y值为1.6 aL&egM*
Fd1=443N `G:1
Fd2=189N iZnLgkk@
因为两个齿轮旋向都是左旋。 !^MwE]
故:Fa1=638N mUP!jTF
Fa2=189N RiR],Sj
5.精确校核轴的疲劳强度 FywX
1) 判断危险截面 "y7\F9
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 %2I>-0]B
2) 截面IV右侧的 w$iPFZC'
f!YlYk5
截面上的转切应力为 nxuH22:
由于轴选用40cr,调质处理,所以 .kuNn-$
([2]P355表15-1) ,Il) t H
a) 综合系数的计算 `0U\|I#
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , S`
U,
([2]P38附表3-2经直线插入) #Pd__NV"\
轴的材料敏感系数为 , , 19O
([2]P37附图3-1) /]J\/Z>
故有效应力集中系数为 I`IW^eZM
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , }8}`A\dgV
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) =BR+J9
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , \/ri|fm6l#
([2]P40附图3-4) fHZ9wK>
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 l}(HE+?
b) 碳钢系数的确定 X8*~Cf73u
碳钢的特性系数取为 , _fn7-&6
c) 安全系数的计算 J"E _i]
轴的疲劳安全系数为 ^4]=D nd%
故轴的选用安全。 :!CnGKgt
I轴: vdUKIP
=|_
1.作用在齿轮上的力 _0^>^he
FH1=FH2=337/2=168.5 alzdYiGf
Fv1=Fv2=889/2=444.5 lcpiCZ
2.初步确定轴的最小直径 [ t8]'RI%
;q%z\gA
3.轴的结构设计 havmhS)O
1) 确定轴上零件的装配方案 B<.\^fuS
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 &D-z|ZjgHi
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。 7y30TU
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。 2x|FVp
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。 St!0MdCH
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。 c}S<<LR
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。 sxuP"4
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 A+H8\ew2,
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 )
5Ij
2) 各段长度的确定 rZB='(?
各段长度的确定从左到右分述如下: r~QE}00@^
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。 *a|575e< z
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 `w4'DB-R)
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。 ,S(Z\[x0
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。 =Sr<d|\O
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。 (#85<|z
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm v
\;/P
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 4IY|<
W=62748N.mm ppLLX1S
T=39400N.mm JP( tf+
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 O.y ?q
Fo;J3<U)
III轴 Jo;&~/V
1.作用在齿轮上的力 "|&3z/AUh
FH1=FH2=4494/2=2247N wXnVQ-6H
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N dS Tyx#o
2.初步确定轴的最小直径 6~{'\Z
3.轴的结构设计 @aFk|.6
1) 轴上零件的装配方案 47{5{/B-
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 &'Nzw2
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 6M_ W(
直径 60 70 75 87 79 70 |}YxxeAk
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 F+BCzsm7$
(5:pHX`P
5.求轴上的载荷 Ke:EL;*8k
Mm=316767N.mm =\ 5f_g2M
T=925200N.mm :?ZrD,D
6. 弯扭校合 ]^wr+9zd
滚动轴承的选择及计算 @\oZ2sB
I轴: |Go$z3bx
1.求两轴承受到的径向载荷 [x=(:soEqC
5、 轴承30206的校核 n?D/bX p
1) 径向力 #M#$2Vt
2) 派生力 Tu}EAr
3) 轴向力 };P=|t(r
由于 , W)o*$cu
所以轴向力为 , qZV|}M>P)
4) 当量载荷 rhaq!s38:
由于 , , 1.8"N&s
所以 , , , 。 ]b1>bv%
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ~@@$-,}X
5) 轴承寿命的校核 X6w+L?A
II轴: Y+$]N:\F\
6、 轴承30307的校核 7cB{Iq0+
1) 径向力 pz/W#VN
2) 派生力 %FqQ+0^
, O/(vimx.#F
3) 轴向力 l(F\5Ys
由于 , >X:!Y[N
所以轴向力为 , 2Ir*}s2{
4) 当量载荷 c3#eL
由于 , , *M#L)c;6
所以 , , , 。 2w+4B4
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 CZ$B2i6
5) 轴承寿命的校核 .rwW5"RPq
III轴: N.nGez
7、 轴承32214的校核 #CyqiOM\*
1) 径向力 ?Oy0p8
2) 派生力 DaGny0|BB
3) 轴向力 BKE ?o^03
由于 , DNqC*IvuzM
所以轴向力为 , kj4=Q\Rfm
4) 当量载荷 LIz'hfS!
由于 , , H~Uy/22aQy
所以 , , , 。 i<tJG{A=
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ^Ojg}'.Ygv
5) 轴承寿命的校核 6<5:m:KE
键连接的选择及校核计算 4
540Lw'A
v*As:;D_
代号 直径 ){eQ.yW
(mm) 工作长度 Nx*1m
BC
(mm) 工作高度 tgl 4pAc
(mm) 转矩 >O~V#1 H
(N•m) 极限应力 CS-jDok
(MPa) _]D
6m2R
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 .O#7X
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 OqF8KJnO;
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 Sx0{]1J
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 N@!PhP
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 uKD
}5M?{
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。 BYa#<jXtAT
连轴器的选择 oaILh
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 q.@% H}
二、高速轴用联轴器的设计计算 %Kp^wf#o9
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 , Pq(LW(
计算转矩为 yxf#@Je"
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) $T7 qd
其主要参数如下: cg9}T[A
材料HT200 3=Rk(%:;
公称转矩 \M0's&