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 3_~V(a
设计任务书……………………………………………………1 e3"GC_*#
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ]Vo;ZY_\
电动机的选择…………………………………………………4 m{x[q
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 zJ93EtlF
传动件的设计计算……………………………………………5 jxL}tS{j
轴的设计计算…………………………………………………8 =LDzZ:' X
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 rQ(Aj
键联接的选择及校核计算……………………………………16 =21$U[
连轴器的选择…………………………………………………16 9Iq [@v
减速器附件的选择……………………………………………17 Ii%^z?'
润滑与密封……………………………………………………18 5'd$TC
设计小结………………………………………………………18 R22YKXU
参考资料目录…………………………………………………18 #8MA+
机械设计课程设计任务书 L/_h5Q:'W
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 t*m04* }
一. 总体布置简图 "}!|V)K
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 q,F\8M\$
二. 工作情况: D)U
9xA)J
载荷平稳、单向旋转 [^$nt
三. 原始数据 s]50Y-C
鼓轮的扭矩T(N•m):850 jOa .h
鼓轮的直径D(mm):350 >8D!K0?E
运输带速度V(m/s):0.7 R2vT\ 6xv
带速允许偏差(%):5 BaZ$p O^
使用年限(年):5 H=9kDP${
工作制度(班/日):2 9Bvi2
3
四. 设计内容 /W1!mih
1. 电动机的选择与运动参数计算; %OB:lAeJ
2. 斜齿轮传动设计计算 -KhNsUQk
3. 轴的设计 .T
6NMIp*
4. 滚动轴承的选择 r@ujE,D=k
5. 键和连轴器的选择与校核; u,AP$+Qk
6. 装配图、零件图的绘制 a\>+!Vq
7. 设计计算说明书的编写 Xyy;BO:
五. 设计任务 HC(Vu
1. 减速器总装配图一张 >lQ@" U
2. 齿轮、轴零件图各一张 ;>np2K<`
3. 设计说明书一份 OB`(,m#
六. 设计进度 c.dk4v%Y5
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 L[lX?g?Ob
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 U$v|c%6
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 (hNTr(z
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 M<^]Ywq*p
传动方案的拟定及说明 :+NZW9_
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 pFgpAxl
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 fI"sdzu^
电动机的选择 O 7RIcU
1.电动机类型和结构的选择 uNCM,J!#~
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 ">cLPXX
2.电动机容量的选择 3n;>k9{
1) 工作机所需功率Pw uzg(C#sp
Pw=3.4kW 3.+TM]RYN
2) 电动机的输出功率 [p3{d\=*?
Pd=Pw/η ve($l"T
η= =0.904 E! d?@Xr@
Pd=3.76kW lC/1,Z/M
3.电动机转速的选择 5;'(^z-bL
nd=(i1’•i2’…in’)nw 01=nS?
初选为同步转速为1000r/min的电动机 r5 tn'
4.电动机型号的确定 eyW8?:
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 zU7co.G
计算传动装置的运动和动力参数 E|{(O
传动装置的总传动比及其分配 W*S}^6ZT`
1.计算总传动比 g>G+?PY
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: [NE|ZL~
i=nm/nw "Vh3hnS~
nw=38.4 6&|hpp#[
i=25.14 XSk*w'xO
2.合理分配各级传动比 z^lcc7
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 ,ZGU\t
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 L $L/5/
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 `eZzYe(N
各轴转速、输入功率、输入转矩 OT0%p)
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 Z$?(~ln
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 &O
+?#3
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 8;6j
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 WC0z'N({W
传动比 1 1 5 5 1 4Vtug>
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 "<Ozoo1&w
&~mJ
).*
传动件设计计算 8\WV.+
1. 选精度等级、材料及齿数 W(pq_H'
1) 材料及热处理; yFoPCA86y
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。 |RjAp.pm
2) 精度等级选用7级精度; }1fi#
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; nTsKJX%\
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° '9{`Czc(Gb
2.按齿面接触强度设计 +3uPHpMB-
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 R
[ZY;g:p
按式(10—21)试算,即 K|pg'VT"
dt≥ b?{MXJ|
1) 确定公式内的各计算数值 j,n\`7dD$
(1) 试选Kt=1.6 O22Q
g
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 )ifjK6*
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 Qb%o%z?hee
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 s\+|
ql
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa (}g4}A@x
(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; BP4xXdG
(7) 由式10-13计算应力循环次数 SzP`(}AU
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 f=k_U[b4>
N2=N1/5=6.64×107 `j1oxJm
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 }y%c.
(9) 计算接触疲劳许用应力 BLN|QaZ
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 Y~xo=v(
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa &(7=NAQsE
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa Gv[s86AP,
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa pMHF u/|Pr
2) 计算 _aeIK
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t y'aK92pF:
d1t≥ = =67.85 M>E~eb/
(2) 计算圆周速度 _01wRsm%2
v= = =0.68m/s =oBlUE
(3) 计算齿宽b及模数mnt HYg! <y
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm T;G<62`.h
mnt= = =3.39 beaSvhPU
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm }?\^^v h7
b/h=67.85/7.63=8.89 #M%K82"
(4) 计算纵向重合度εβ ;FQNO:NP
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 vgE
-t
(5) 计算载荷系数K 7u{V1_n1
已知载荷平稳,所以取KA=1 C}#$wge
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, wn^#`s!]U
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 e)= "Fq!
由表10—13查得KFβ=1.36 cYp/? \
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 a^={X<K|/
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 It7R}0Smg
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 h!@7'Q
d1= = mm=73.6mm c/Fgx/hr
(7) 计算模数mn c]h@<wnv
mn = mm=3.74 |Fz ^(US
3.按齿根弯曲强度设计 u^G Y7gah
由式(10—17 mn≥ (\D E1q
1) 确定计算参数 +OqEe[Wk#
(1) 计算载荷系数 g<@Q)p*ow
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 (dZ]j){
(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 Vm8@LA
CT5s`v!s
(3) 计算当量齿数 oYdE s&qq
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 $*VZa3B\
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 T/A2Y+@N;
(4) 查取齿型系数 *Y?oAVkz
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 n$`+03 a
(5) 查取应力校正系数 -#v1/L/=
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798
99.F'Gz
(6) 计算[σF] %ufh
σF1=500Mpa !zvjgDlZv
σF2=380MPa 8\"Gs z
KFN1=0.95 81"` B2
KFN2=0.98 jQxhR
[σF1]=339.29Mpa |_+#&x
[σF2]=266MPa T60pw
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 RyP MzxV
= =0.0126 PW|=IPS
= =0.01468 iGSA$U P|
大齿轮的数值大。 mogmr
2) 设计计算 5RvE ),
mn≥ =2.4 WQ 2{`'z
mn=2.5 aW*k,\:e
4.几何尺寸计算 ~;?<OOt|wG
1) 计算中心距 ^GAJ9AF@(
z1 =32.9,取z1=33 #D/*<:q5
z2=165 3<Zp+rD
a =255.07mm {g#4E0.A!
a圆整后取255mm 2,dWD<h
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 (:qc[,m
β=arcos =13 55’50” =w}JAEE|(i
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 Pw| h`[h
d1 =85.00mm L-}J=n\
d2 =425mm J,:&U
wkv
4) 计算齿轮宽度 Bcarx<P-p
b=φdd1 ^P^%Q)QXl
b=85mm En1LGi4#
B1=90mm,B2=85mm W^H3 =hZ
5) 结构设计 *<W8j[?
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。 /zt M'
轴的设计计算 _crhBp5@T3
拟定输入轴齿轮为右旋 CxeW5qc
II轴: (T0MWp 0
1.初步确定轴的最小直径 oWL_Hh%-f`
d≥ = =34.2mm 5LB{b]w7m
2.求作用在齿轮上的受力
}mXYS|{
Ft1= =899N iX6>u4~(
Fr1=Ft =337N &n
)MGg1%
Fa1=Fttanβ=223N; Go)g}#.&
Ft2=4494N >>
"gb/x,
Fr2=1685N V0v,s^\H
Fa2=1115N Kc?4q=7q
3.轴的结构设计 7M~sol[*
1) 拟定轴上零件的装配方案 w^ut,`yWR
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 Jr( =Y@Z'
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 gT_KOO0n
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 dgF%&*Il]O
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 $GFR7YC 7
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 #'q7 x
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 VJqk0w+
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 hp)^s7H
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 m9oOH5@K~
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 5K ;E*s,
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 2^=.j2
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 3}<U'%sd
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 /O}<e TR
6. VI-VIII长度为44mm。 8rH6L:]S
4. 求轴上的载荷 H#_Zv]
66 207.5 63.5 0mujf
Fr1=1418.5N d(o=)!p
Fr2=603.5N ![^pAEgx
查得轴承30307的Y值为1.6 ~_vSMX
Fd1=443N \jtA8o%n
Fd2=189N zo(#tQ-'m
因为两个齿轮旋向都是左旋。 OALNZKP
故:Fa1=638N C)z4Cn9#
Fa2=189N X+aQ 7^"s
5.精确校核轴的疲劳强度 :rUMmO -
1) 判断危险截面 k?14'X*7yu
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 [|OII!"
2) 截面IV右侧的 t` "m@
={)85N
截面上的转切应力为 JP5e=Z<
由于轴选用40cr,调质处理,所以 Lj3o-@\*j
([2]P355表15-1) j 4?Qd0z
a) 综合系数的计算 ?b,>+v-w::
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , z}ar$}T
([2]P38附表3-2经直线插入) ]8\I{LR
轴的材料敏感系数为 , , RJ{$`d
([2]P37附图3-1) +gX,r$bX
故有效应力集中系数为 Nnl3r@
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , /RxP:>hVv
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) "Gp[.=.z?
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , r%?-MGc
([2]P40附图3-4) _-TplGSO=c
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 m!/TJhiQ
b) 碳钢系数的确定 ?eIb7O
碳钢的特性系数取为 , x,,y}_YX
c) 安全系数的计算 CaJ-oy8
轴的疲劳安全系数为 Q v9q~l
故轴的选用安全。 2'Dl$DH
I轴: :+ ,;5
1.作用在齿轮上的力 U =.PL\
FH1=FH2=337/2=168.5 `N *:,8j
Fv1=Fv2=889/2=444.5 Plp.\N%f3
2.初步确定轴的最小直径 J,yKO(}<C
a:)FWdp?9
3.轴的结构设计 @.e X8~3=
1) 确定轴上零件的装配方案 R+M =)Z
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 f+^6.%
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 <:v+<)K
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 5l6/5
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 pbzFzLal
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 `I5^zi8
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 }csA|cC
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 6h;(b2p{
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 9GD0jJEu
2) 各段长度的确定 7Jf~Bn
各段长度的确定从左到右分述如下: %bDxvaftT
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 fCr2'+O"b
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 fg^25g'_
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 Tc6cBe,
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 @V%\Gspv
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 UCLM*`M
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm i.Rl&t
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 >|QH
I
d8
W=62748N.mm Zhq_ pus"a
T=39400N.mm }`"}eN @,
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 |p6d]#z3
G(&[1V % x
III轴 PftK>,+,
1.作用在齿轮上的力 rOSov"7
FH1=FH2=4494/2=2247N Y !<m8\
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ^[?y 2A:
2.初步确定轴的最小直径 h6h6B.\Ld
3.轴的结构设计 (;l@d|g
1) 轴上零件的装配方案 kTb$lLG\xk
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 u&:N`f
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 3oCI1>k
直径 60 70 75 87 79 70 ]Y\$U<YjO
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 z#tIa
o<Zlm)"%1
5.求轴上的载荷 ]01`r/->\
Mm=316767N.mm {*yvvb
T=925200N.mm _?c.m*)A
6. 弯扭校合 }'oU/@yG
滚动轴承的选择及计算 ],]Rv#`
I轴: %B%_[<B
1.求两轴承受到的径向载荷 cJo%j -AM
5、 轴承30206的校核 /Y0~BQC7!
1) 径向力 0?7yM:!l
2) 派生力 -n _Y.~
3) 轴向力 UQl?_[G
由于 , .vu7$~7
所以轴向力为 , t+?Bb7p,H
4) 当量载荷 W'./p"2g
由于 , , 2 2v"?*
所以 , , , 。 \dk1a
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 @;/Pl>$|'G
5) 轴承寿命的校核 l9.`2d]o
II轴: d0aXA+S%
6、 轴承30307的校核 P6gkbtg
1) 径向力 WcN4ff-
2) 派生力 ,->ihxf
, c^r8<KlI9
3) 轴向力 7[m+r:y
由于 , (?qCtLZ
所以轴向力为 , ;(NTzBq!1
4) 当量载荷 fCY|iO0.t
由于 , , |;gx;qp4cN
所以 , , , 。 z9o]);dZ
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 lJK]S=cd
5) 轴承寿命的校核 lx`?n<-X
III轴: B{Cm`f8E
7、 轴承32214的校核 @M'k/jl
1) 径向力 tiK M+
;C
2) 派生力 7P{= Pv+
3) 轴向力 Id=20og
由于 , B7\4^6Tx
所以轴向力为 , % S312=w
4) 当量载荷 i/X3k&
由于 , , 7U [C=NL
所以 , , , 。 $[T~<I
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 y_WC"
5) 轴承寿命的校核 0LQRQuh1
键连接的选择及校核计算 (TeH)j!
;j0.#P:a
代号 直径 kepuh%KY[
(mm) 工作长度 ?'V78N sA
(mm) 工作高度 2"6L\8hd2
(mm) 转矩 @fd<
(N•m) 极限应力 Z!v,;MW
(MPa) #]Vw$X_S
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 ^A ]4
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 ~A0AB
`7
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 2f(`HSC'
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 +wQ5m8E
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 amsl>wc!
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。 =9&2udV1
连轴器的选择 dX?j/M-
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 >\JPX
二、高速轴用联轴器的设计计算 ]D6<6OB
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 , HVM%B{(
计算转矩为 ,88B@a
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) ~D5
-G?%$"
其主要参数如下:
*RY}e
材料HT200 RY5e%/bg~U
公称转矩 K E\>T:
轴孔直径 , {tVA(&\<
轴孔长 , l&H-<Z.8m
装配尺寸 2Wcu.
半联轴器厚 kV8R.Baf3
([1]P163表17-3)(GB4323-84 P0UR{tK
三、第二个联轴器的设计计算 9^Xndo]y
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , 3r%v@8)!b
计算转矩为 S(=@2A+;
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) %[n5mF*`
其主要参数如下: 88u[s@
材料HT200 u&y> '
公称转矩 x.gz sd
轴孔直径 5T/+pC$e=
轴孔长 , $;g*s?F*
装配尺寸 D u<P^CE
半联轴器厚 55v=Ij?M
([1]P163表17-3)(GB4323-84 Z@q1&}D!
减速器附件的选择 xEG:KSH
通气器 !5 S#
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 5+GTK)D
油面指示器 0Cc3NNdz
选用游标尺M16 `c:r`Oi?
起吊装置 S> Fb'rJ3
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 OBF M70K
放油螺塞 mcwd2)
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 li3X}
润滑与密封 41R~.?
一、齿轮的润滑 qLBQ!>lR
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。 65B&>`H~
二、滚动轴承的润滑 dhLd2WSyH
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 jhT/}"v
三、润滑油的选择 E2hML
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。 ca
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四、密封方法的选取 C4E* q3[Y
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。 QP%AJ[3ea%
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。 +) 9=bB
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 Njo.-k
设计小结 6T"5,Q</h
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。