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 WH|TdU$V
设计任务书……………………………………………………1 R!&9RvNw
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ;] v{3m
电动机的选择…………………………………………………4 uuHg=8(
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 &/dYJv$[9
传动件的设计计算……………………………………………5 "&Q sv-9t
轴的设计计算…………………………………………………8 hTfq>jIB_
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 /q1k)4?E
键联接的选择及校核计算……………………………………16 F*u"LTH
连轴器的选择…………………………………………………16 (KG2X
减速器附件的选择……………………………………………17 ?D>%+rK8c
润滑与密封……………………………………………………18 "w7{,HP
设计小结………………………………………………………18 -S\gDB bb
参考资料目录…………………………………………………18 p1F{ v^
机械设计课程设计任务书
RE._Ov>
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 ,GeW_!Q[
一. 总体布置简图 8'WoG]E_
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 )6U6~!k
二. 工作情况: C#qF&n
载荷平稳、单向旋转 z}BuR*WSY{
三. 原始数据 J497
>w[
鼓轮的扭矩T(N•m):850 B:)PUBb
鼓轮的直径D(mm):350 kz0pX-@b
运输带速度V(m/s):0.7 tt4Z
带速允许偏差(%):5 rX(Ol,&oP
使用年限(年):5 Kz~E"?
工作制度(班/日):2 8I8{xt4
四. 设计内容 KWS\ iu
1. 电动机的选择与运动参数计算; !LR9}Xon
2. 斜齿轮传动设计计算 h 8<s(WR
3. 轴的设计 *""iXi[
4. 滚动轴承的选择 mX2X.ww(4
5. 键和连轴器的选择与校核; Vp$<@Y
6. 装配图、零件图的绘制 }A}cq!I^
7. 设计计算说明书的编写 ^O.` P
五. 设计任务 V~#8lu7;
1. 减速器总装配图一张 xWK0p'E0
2. 齿轮、轴零件图各一张 Y sDai<
3. 设计说明书一份 !L[$t~z
六. 设计进度 t5CJG '!ql
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 /&N\#;kK?b
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 l&|Tb8_'
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ;.66phe
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 |.OS7Gt?
传动方案的拟定及说明 uS<og P
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。 '7<^x>D|
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。 [jz@d\k$_
电动机的选择 XE'3p6
1.电动机类型和结构的选择 v65]$%F?
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。 XL/V>`E@
2.电动机容量的选择 ep6V2R
1) 工作机所需功率Pw o)wOXF
Pw=3.4kW dUQ)&Hv
2) 电动机的输出功率 i,zZJ=a$
Pd=Pw/η }S"qU]>8a
η= =0.904 8UzF*gS
Pd=3.76kW w7E#mdW
3.电动机转速的选择 T|&u?
nd=(i1’•i2’…in’)nw Cp?6vu|RA
初选为同步转速为1000r/min的电动机 (zPsA
4.电动机型号的确定 9ec>#Vxx
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 !'C8sNs
计算传动装置的运动和动力参数 ]k$:sX
传动装置的总传动比及其分配 ,V9r2QY
1.计算总传动比 IL,iu
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: dy ~M5,zn
i=nm/nw !gL1
nw=38.4 CHi
t{
@9
i=25.14 4Wu(Tps
2.合理分配各级传动比 usNq]
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 8M0<:p/
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 _}gfec4o
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 .NJ Ne
各轴转速、输入功率、输入转矩 ]5Q)mWF
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 4av
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 (Z0.H3
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 "!Nu A
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 J vl-=~
传动比 1 1 5 5 1 {z9,CwJan?
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ?Ld:HE
-
i{1h"
传动件设计计算 *'BI=*`
1. 选精度等级、材料及齿数 O))j
1) 材料及热处理; v+i==vxg
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 9&HaEAme
2) 精度等级选用7级精度; QO>)ug+
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; t]{, 7.S
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° oore:`m;
2.按齿面接触强度设计 f7a"}.D$
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 #^_7i)=~
按式(10—21)试算,即 &Z}}9dd
dt≥ Q>xp 90&.n
1) 确定公式内的各计算数值 BwYR"
(1) 试选Kt=1.6 [fJxbr"
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 S/yBr`
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 Y3ypca&P9
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 1lsg|iVz
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa .G}$jO}
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; -aDBdZ;y
(7) 由式10-13计算应力循环次数 !-7<x"avm
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 OTEx9
N2=N1/5=6.64×107 u$
vLwJ| o
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 #%]?e
N
(9) 计算接触疲劳许用应力 %+dRjG~TB
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 eH 9-GGr
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa M2A3]wd2a
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa >`n)-8
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa _AiGD
2) 计算 C@MJn)$4
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 618bbftx{
d1t≥ = =67.85 vX*kvEG
(2) 计算圆周速度 BO 3z$c1yU
v= = =0.68m/s +p-S36K~,7
(3) 计算齿宽b及模数mnt kqCUr|M.P
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm lC^?Jk[N
mnt= = =3.39 /b{Ufo3v
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm gT|&tTS1@
b/h=67.85/7.63=8.89 ^.[+)0I
(4) 计算纵向重合度εβ NV^n}]ci
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ?osYs<k \
(5) 计算载荷系数K ab5i7@Ed
已知载荷平稳,所以取KA=1 kCKCJ}N
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, fM<g++X
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 } d7o-
由表10—13查得KFβ=1.36 ~gEd(
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 XE|"n
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ]Wc 2$
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 P1ynCe
d1= = mm=73.6mm cV* 0+5
(7) 计算模数mn K
st2.Yy
mn = mm=3.74 peU1
t:k?
3.按齿根弯曲强度设计 &^ =Y76
由式(10—17 mn≥ L_AQS9a^D
1) 确定计算参数 HF%)ip+
(1) 计算载荷系数 ! ?m8UE
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 p|=0EWo4U
(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 h='@Q_1Sb
KkZ o|\V
(3) 计算当量齿数 %[m%QP1;p
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 `{\10j*B
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 1<f,>BQ+
(4) 查取齿型系数 Va\?"dH>M
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 YfH+kDT
(5) 查取应力校正系数 I=V]_Ik4N
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 }/z\%Y
(6) 计算[σF] r)Iq47Uiw
σF1=500Mpa .w~zW*M0
σF2=380MPa 7A>glZ/x
KFN1=0.95 =A^VzIj(
KFN2=0.98 tP/R9Ezp
[σF1]=339.29Mpa FuO'%3;c
[σF2]=266MPa
TGozoPV
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 xw rleB
= =0.0126 -cWxS{vO
= =0.01468 M{~KT3c
大齿轮的数值大。 2<+9lk
2) 设计计算 h+Tt+Q\
mn≥ =2.4 rxAb]~MMp
mn=2.5 "ZFK-jn/
4.几何尺寸计算 Y&`nB,'
1) 计算中心距 n&}ILLc
z1 =32.9,取z1=33 9@z"~H
z2=165 nYO4JlNP
a =255.07mm ,46k8%WW
a圆整后取255mm :S{+|4pH
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 u:&Lf
β=arcos =13 55’50” /bv4/P
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 ]+i~Cbj
d1 =85.00mm hlTM<E
d2 =425mm FG5t\!dt<
4) 计算齿轮宽度 EXYr_$gRs
b=φdd1 <f`G@
b=85mm giz#(61j^
B1=90mm,B2=85mm |0/~7l
5) 结构设计 khtSZ"8X
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 fP:g}Z
轴的设计计算 /0qLMlL$
拟定输入轴齿轮为右旋 )]5}d$83
II轴: QWV12t$v
1.初步确定轴的最小直径 -V)DKf"f
d≥ = =34.2mm X,h"%S<c#H
2.求作用在齿轮上的受力 r+%}XS%;h
Ft1= =899N ]J7.d$7T
Fr1=Ft =337N (-U6woB6o
Fa1=Fttanβ=223N; &?#G)suP
Ft2=4494N /<$\)|r
Fr2=1685N y6nPs6kR
Fa2=1115N O
o+pi$W
3.轴的结构设计 s!j[Ovtx
1) 拟定轴上零件的装配方案 UL.x*@o
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 %Cz&7 qf"
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 7U\GX
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 $kef_*BQg
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 N8^AH8l
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 [~<X|_LG
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 :v!e8kM\x
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 .v{ok,&
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 {FU,om9
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。 u
6(O;
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 <,!e*V*U
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 2=PX1kI
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 $ RDwy)9
6. VI-VIII长度为44mm。 M &g1'zv?/
4. 求轴上的载荷 0qj:v"~Q
66 207.5 63.5 T!*lTzNHm
Fr1=1418.5N \' gb{JO
Fr2=603.5N hY@rt,! 8
查得轴承30307的Y值为1.6 U\
Et
Fd1=443N eJJD'Z
Fd2=189N W5^m[,GU'
因为两个齿轮旋向都是左旋。 V6C*d:
故:Fa1=638N aIl}|n"
Fa2=189N %9!,PeRe
5.精确校核轴的疲劳强度 vO#=]J8`
1) 判断危险截面 qQu}4Ye>
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 R>iRnrn:-
2) 截面IV右侧的 ju-tx
:
Oist>A$Z
截面上的转切应力为 5mxYzu;#]
由于轴选用40cr,调质处理,所以 axSJ:j8
([2]P355表15-1) oXef<- :
a) 综合系数的计算 dp3>G2Yq
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , <