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 qa>H@`P
设计任务书……………………………………………………1 >4G~01
传动方案的拟定及说明………………………………………4 8dUP_t~d#q
电动机的选择…………………………………………………4 dr gCr:Gf
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 A|`mIma#
传动件的设计计算……………………………………………5 }8Yu"P${Y
轴的设计计算…………………………………………………8 Kt`/+k)m
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 :\"V5
键联接的选择及校核计算……………………………………16 #JYH5:*
连轴器的选择…………………………………………………16 (hi{i
减速器附件的选择……………………………………………17 wv.HPmq
润滑与密封……………………………………………………18 F T$x#>
设计小结………………………………………………………18 lcR1FbJ2'
参考资料目录…………………………………………………18 d",VOhW7)S
机械设计课程设计任务书 Vv_lBYV
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 {'UK>S
一. 总体布置简图 L#`Vr$
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 y[DS$>E
二. 工作情况: % pQi}x
载荷平稳、单向旋转 W690N&Wz
三. 原始数据 pC/13|I
鼓轮的扭矩T(N•m):850 ZkqZO#nq
C
鼓轮的直径D(mm):350 a^7HI,
运输带速度V(m/s):0.7 $g!iy'4n*
带速允许偏差(%):5 `&jG8lHa
使用年限(年):5 h1+y.4
工作制度(班/日):2 R*l3 zn>
四. 设计内容 h'"~t#r
1. 电动机的选择与运动参数计算; >c=-uI
2. 斜齿轮传动设计计算 %fIYWu`X
3. 轴的设计 =Bos>;dl
4. 滚动轴承的选择 "Ky&x$dje
5. 键和连轴器的选择与校核; &l~9FE*
6. 装配图、零件图的绘制 rAZ~R PrW
7. 设计计算说明书的编写 PB;j4
五. 设计任务 'Gqo{wl
1. 减速器总装配图一张 mCSt.n~
2. 齿轮、轴零件图各一张 N gagzsJ=
3. 设计说明书一份 5 89P$2e1X
六. 设计进度 3XIL; 5
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 C#@-uo2
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 ^[.Z~>3!\q
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 '3iJ q9
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 |F49<7XB[~
传动方案的拟定及说明 Xu7lV
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 VK%
j45D `
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 er.;qV'Wz6
电动机的选择 ,0aRHy_^
1.电动机类型和结构的选择 qoSZ+ khS$
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_is3y0
2.电动机容量的选择 "eIE5h
1) 工作机所需功率Pw v,jB(B^|Z
Pw=3.4kW )W>9{*4m
2) 电动机的输出功率 B=HEi\55K
Pd=Pw/η 3/Dis)
v8
η= =0.904 ;umbld0
Pd=3.76kW kC
iOcl*$
3.电动机转速的选择 df{6!}/(
nd=(i1’•i2’…in’)nw 5l]qhi3f
初选为同步转速为1000r/min的电动机 / hYFOZ
4.电动机型号的确定 ->'xjD
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 J@qwz[d i
计算传动装置的运动和动力参数 ) ):w`^6
传动装置的总传动比及其分配 +&[X7r<
1.计算总传动比 T/?C_i
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: 0RHjA&r3v
i=nm/nw CcZM0
nw=38.4 1"No~/_
i=25.14 co*XW
2.合理分配各级传动比 KeWIC,kq
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 f@ .s(i=z
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 QPX3a8w*
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 =a 6e*f
各轴转速、输入功率、输入转矩 &R3#? 1,
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 >NZJ-:t
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 Mo]
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 %UB+N8x`a
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 yJ?=HH?
传动比 1 1 5 5 1 cHon' tS
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 <tv"I-2
6SEq 2
传动件设计计算 wRJ`RKJ-T
1. 选精度等级、材料及齿数 0}q*s!
1) 材料及热处理; WQv`%%G2>
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。 O+=C8
2) 精度等级选用7级精度; R) J/z
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; P9M. J^<
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° Ph17(APt,Q
2.按齿面接触强度设计 9-EdT4=r,
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 5>>JQ2'W
按式(10—21)试算,即 aK--D2@}i
dt≥ q{pa _
1) 确定公式内的各计算数值 i!+0''i{#
(1) 试选Kt=1.6 |H;+9(
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 Bh7dAV(
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 MI>_wG5P@
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 yUvn h
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa w~>tpkUB
(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; SA{5A 1
(7) 由式10-13计算应力循环次数 x<=R?4@rq
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 c Qq78Lo
N2=N1/5=6.64×107 MLN+ BuS
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 } ^WmCX2a
(9) 计算接触疲劳许用应力 Wo~;h(6
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
BO'7c1FU
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa v8>bR|n5
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa 2I{kLN1TY
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa |D1TSv}rZD
2) 计算 ;Mz7emt
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t kNoS% ?1,
d1t≥ = =67.85 %jxeh.B3B
(2) 计算圆周速度 =$#=w?~%
v= = =0.68m/s n7L|XkaQ
(3) 计算齿宽b及模数mnt a&<_M$J&
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm [p_<`gU?
mnt= = =3.39 uEr[' >
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm `W2
o~r*&
b/h=67.85/7.63=8.89 unt{RVR%
(4) 计算纵向重合度εβ wpcqgc
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 R+tQvxp#
(5) 计算载荷系数K T}K@ykT
已知载荷平稳,所以取KA=1 Ym
1; /'
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, =21m|8c
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 -GYJ)f
由表10—13查得KFβ=1.36 Z=s.`?Z
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 7|(o=+Bt
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 0D&-BAzi
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 N 'YzCq;M
d1= = mm=73.6mm X;CRy,
(7) 计算模数mn 6)_h'v<|M
mn = mm=3.74 S%3&Y3S
3.按齿根弯曲强度设计 O T .bXr~
由式(10—17 mn≥ ~$m:j];
1) 确定计算参数 z~#d@c\
(1) 计算载荷系数 ;jFUtG
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 }B&+KO)
(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 .yQ<
R[}fr36>/
(3) 计算当量齿数 G x{G}9
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 6\xfoy|j
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 OXF/4Oe
(4) 查取齿型系数 t]8nRZ1
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 ~{l @
(5) 查取应力校正系数 9EWw
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 ="
pNE#
(6) 计算[σF] BF /4
σF1=500Mpa A5RM&y
σF2=380MPa 6yd?xeD
KFN1=0.95 p:3
V-$4X
KFN2=0.98 synueg
[σF1]=339.29Mpa eHUb4,%P
[σF2]=266MPa U+:Mu]97
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 3z
-="_p
= =0.0126 UVgDm&FF
= =0.01468 jfpbD
/
大齿轮的数值大。 :"`1}Q
2) 设计计算 'SKq<X%R;
mn≥ =2.4 fr8hT(,s)
mn=2.5 pd.5
4.几何尺寸计算 5EL&?\e
1) 计算中心距 Pa"[&{ :
z1 =32.9,取z1=33 p+16*f9,^
z2=165 CmdPa!4)
a =255.07mm JY$+<`XM
a圆整后取255mm LXm@h
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 1l\.>H\E
β=arcos =13 55’50” :.SwO<j
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 vWjHHw
d1 =85.00mm @^nE^;
d2 =425mm n\u3$nGL1`
4) 计算齿轮宽度 /~P4<1
b=φdd1 E+~1GKd
b=85mm fnK H<
B1=90mm,B2=85mm 5E}!TL$
5) 结构设计 tLM/STb6
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。 )npvy>C'(
轴的设计计算 | v:fP;zc
拟定输入轴齿轮为右旋 )zu m.6pT
II轴: 51`*VR]`K
1.初步确定轴的最小直径 bM"d$tl$?'
d≥ = =34.2mm U[NQ"
2.求作用在齿轮上的受力 pPJE.[)V/
Ft1= =899N A#nSK#wS61
Fr1=Ft =337N DS0:^TLI
Fa1=Fttanβ=223N; vUB*Qm]Y\
Ft2=4494N mg<S7+
Fr2=1685N #ib?6=sPC
Fa2=1115N vue=K
3.轴的结构设计 LT]YYn($
1) 拟定轴上零件的装配方案 x{1S!A^
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 ?y,z
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 }ssL;q
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 Z%QU5.
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 oFp4*<\
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 9HZR%s[J
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 3($tD*!o
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 gF r-P! 3
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 bkIQ?cl<at
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。 :@^T^
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 nI,-ftMD-|
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 6&6t=
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 j0A9;AP;;C
6. VI-VIII长度为44mm。 t?h\Af4Tf
4. 求轴上的载荷 Og2G0sWRf
66 207.5 63.5 d+%Rg\v
Fr1=1418.5N D4PjE@D"H
Fr2=603.5N APq Yf<W
查得轴承30307的Y值为1.6 .]ZMxDZ
Fd1=443N %!OA/7XbG
Fd2=189N o| 9Mj71
因为两个齿轮旋向都是左旋。 d1u6*&@lf
故:Fa1=638N 0E/16@6=
Fa2=189N Pk)H(,
5.精确校核轴的疲劳强度 zUz j
F
1) 判断危险截面 jGtu>|Gj
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 II{"6YI>
2) 截面IV右侧的 W"\O+
$zJ!L
截面上的转切应力为 ;oVFcZSA
由于轴选用40cr,调质处理,所以 Imz1"+E~
([2]P355表15-1) Tr"Bz!
a) 综合系数的计算 B\6%.R
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , NkYC( ;g
([2]P38附表3-2经直线插入) C*Wyw]:r
轴的材料敏感系数为 , , ;I]$N]8YI
([2]P37附图3-1) 6:AZZF1
故有效应力集中系数为 G(MLq"R6U
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , !">EZX
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) W|V9:A
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , @hOT<
Uo
([2]P40附图3-4) "T' QbK0
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 =4LyE6
b) 碳钢系数的确定 JjnWv7W3$
碳钢的特性系数取为 , Sj@VOW
c) 安全系数的计算 R)'[Tt`# R
轴的疲劳安全系数为 ;!pJ%p0Sc
故轴的选用安全。 $Sc;
I轴: <E\vc6n
1.作用在齿轮上的力 jDCf]NvOPM
FH1=FH2=337/2=168.5 :zsMkdU
Fv1=Fv2=889/2=444.5 ?5rM'O2
2.初步确定轴的最小直径 r<EwtO+x
d% Nx/DS)
3.轴的结构设计 xv0y?#`z
1) 确定轴上零件的装配方案 4x?4[J~u[
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 @%rj1Gn
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 -[xbGSj{
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 TJz}
8-#t
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 /H :Bu
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 `2@f=$B
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。 aHBM9 %gV
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 5 IFc"
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 &f<Ltdw
2) 各段长度的确定 Y&1Yc)*O
各段长度的确定从左到右分述如下: * a@78&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。 \Vl)q>K_h
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 xH{V.n&v
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。 Hw%lT}[O
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。 Fz^5cxmw
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。 T,5(JP(h3
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm vze|*dKS
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 G'WbXX
W=62748N.mm oE$zOS&2
T=39400N.mm nVGWJ3
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 hpzDQ6-Y
Rj~y#m
III轴 qz.WF8Sy2
1.作用在齿轮上的力 !&5B&w{u~!
FH1=FH2=4494/2=2247N &ej|DM6
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N $QJ,V~
2.初步确定轴的最小直径 CC XOxd
3.轴的结构设计 Ls{]ohP
1) 轴上零件的装配方案 #E@X'jwu
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 K#a_7/!v/
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII JVh/<A
直径 60 70 75 87 79 70 .
/~#
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 RbJbVFz8C
{z7kW@c
5.求轴上的载荷 gbN@EJ
Mm=316767N.mm f^ 6da6Z
T=925200N.mm MTeCmFe0;
6. 弯扭校合 T*zy^we
滚动轴承的选择及计算 jQY^[A
I轴: x}H%NzR
1.求两轴承受到的径向载荷 xoNn'LF#u
5、 轴承30206的校核 W Z^u%Z
1) 径向力 KhPDkD-
2) 派生力 k~pbXA*u
3) 轴向力 4Q^i"jT
由于 , 0j2M< W#
所以轴向力为 , :hUt7/3c
4) 当量载荷 <R8!fc{`
由于 , , 6x"|,,&MD0
所以 , , , 。 G?v]|wdI
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 0xpE+GY
5) 轴承寿命的校核 x).`nZ1
II轴: o Np4> 7Lk
6、 轴承30307的校核 ^li(q]g1!
1) 径向力 [C( >e0r
2) 派生力 02~GT_)$^
, za[;d4<}k
3) 轴向力 D8wZC'7
由于 , BxHfL8$1[$
所以轴向力为 , Wup%.yT~Ds
4) 当量载荷 aXyg`CDv
由于 , , :qO)^~x
所以 , , , 。 1}b1RKKj<
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 i T&Y9
5) 轴承寿命的校核 =-8y=
III轴: >}>cJh6
7、 轴承32214的校核 Xsv^GmP+
1) 径向力 * AjJf)o
2) 派生力 (S
k+nD
3) 轴向力 AX2On}&bf
由于 , 0O7VM)[
所以轴向力为 , 1J O@G3,
4) 当量载荷 -
u'5xn7
由于 , , C4
@"@kbr
所以 , , , 。 i`HXBq!|w
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Gt5'-Hyo
5) 轴承寿命的校核 $sBje*;
键连接的选择及校核计算 IL N0/eH
Ikj_
0/%F
代号 直径 e8$OV4X
(mm) 工作长度 zHW}A
`Rz
(mm) 工作高度 #J)83
(mm) 转矩 7T-}oNaJA\
(N•m) 极限应力 )Qx&m}
(MPa) JBvP {5
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 _!C'oG6s?
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 #\r5Q>
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 0@*EwI
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 NlV,]
$L1T
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 pG9qD2Cf
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 R7-+@
连轴器的选择 #ysSfM6
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 g7nqe~`{
二、高速轴用联轴器的设计计算 Zi~-m]9U
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , @8s:,Y_
计算转矩为 (DrDWD4_
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) 3tIno!|
其主要参数如下: [d/uy>z,
材料HT200 C'Z6l^{>
公称转矩 ,zU7U L^I
轴孔直径 , @E@5/N6M
轴孔长 , @F,8M
装配尺寸 YsXf+_._
半联轴器厚 GMRFZw_M
([1]P163表17-3)(GB4323-84 Mk$Pt
三、第二个联轴器的设计计算 }iCcXZ&5^
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 , 0-a[[hL?
计算转矩为 bP8O&