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 ;M O,HdP;
设计任务书……………………………………………………1 |UQGZ
传动方案的拟定及说明………………………………………4 4?`*#DPl
电动机的选择…………………………………………………4 f 0/q{*
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 m*AiP]Qu
传动件的设计计算……………………………………………5 L3S29-T
轴的设计计算…………………………………………………8 UE/iq\a>
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 7U)w\A;~
键联接的选择及校核计算……………………………………16 fHF*#
连轴器的选择…………………………………………………16 J32"Ytdo<
减速器附件的选择……………………………………………17 aqP"Y9l
润滑与密封……………………………………………………18 . N5$s2t
设计小结………………………………………………………18 1mv8[^pF
参考资料目录…………………………………………………18 'V4B{n7h
机械设计课程设计任务书 *Fd(
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 wemhP8!gc
一. 总体布置简图 ZyrVv\'
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 q$B|a5a?
二. 工作情况: .A7ON1lc^C
载荷平稳、单向旋转 g|{Ru
三. 原始数据 W>$mU&ew[
鼓轮的扭矩T(N•m):850 K!tM "`a
鼓轮的直径D(mm):350 ,/-DAo~O
运输带速度V(m/s):0.7 \`?4PQ
带速允许偏差(%):5 a;G>56iw
使用年限(年):5 ?2S<D5MSb
工作制度(班/日):2 &A&2z l %#
四. 设计内容 Ye\&_w"
1. 电动机的选择与运动参数计算; wEix 8Ow*
2. 斜齿轮传动设计计算 B5qlU4km&
3. 轴的设计 {G-y7y+E
4. 滚动轴承的选择 LV]F?O[K=
5. 键和连轴器的选择与校核; 9d+z?J:
6. 装配图、零件图的绘制 1{CVd m<9
7. 设计计算说明书的编写 jGn2QL
五. 设计任务 V}/AQe2m&
1. 减速器总装配图一张 U1pwk[
2. 齿轮、轴零件图各一张 q!) nSD
3. 设计说明书一份 DLEHsbP{$
六. 设计进度 _3m\r*(vmQ
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 zRA,Yi4;+
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 6M6r&,yRu
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 q[~+Zm
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 (p? B=
传动方案的拟定及说明 26-K:"
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。 P?M WT]fY
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。 MgQb" qx
电动机的选择 . L]!*
1.电动机类型和结构的选择 ?_@Mg\Hc
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。 jGKI|v4U(
2.电动机容量的选择 z?g\w6
1) 工作机所需功率Pw $+w -r#,
Pw=3.4kW }b]z+4Ua(
2) 电动机的输出功率 ft Rza
Pd=Pw/η d6g^>}-!t
η= =0.904 j.g9O]pi
Pd=3.76kW Ehg(xK
3.电动机转速的选择 ka| 8 _C^z
nd=(i1’•i2’…in’)nw b^&nr[DC
初选为同步转速为1000r/min的电动机 @HP7$U"
4.电动机型号的确定 uVLKR PY
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 2PEA<{u
计算传动装置的运动和动力参数 >?^_JEC6
传动装置的总传动比及其分配 %g=SkQ&d
1.计算总传动比 ),U>AiF]
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: y(=$z/
i=nm/nw Qg
gx:
nw=38.4 cp3O$S
i=25.14 Yi#U~ h
2.合理分配各级传动比 4w(#`'I>
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 oz/Nx{bg
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 DBZ^n9
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 z-;{pPZ
各轴转速、输入功率、输入转矩 HpR(DG)
?
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
bjB4
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 {Nny.@P)H
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 VK]sK e
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 vUgMfy&
传动比 1 1 5 5 1 ^ub@Jwe
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ])$Rw$`w
|Fp+9U
传动件设计计算 tF~D!t@
1. 选精度等级、材料及齿数 nY 50dFA,
1) 材料及热处理; P^& =L&U
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。 n_MY69W
2) 精度等级选用7级精度; 6@geakq
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; 0m&W: c
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 05/'qf7P,U
2.按齿面接触强度设计 cP`[/5R
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 \LQ54^eB
按式(10—21)试算,即 v0'`K 5M
dt≥ f|'8~C5I@>
1) 确定公式内的各计算数值 ;n;bap
(1) 试选Kt=1.6 Kz2s{y~?
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 #^eXnhj 9
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 *MZa|Xy
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 gP:H_nVh
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa 0XUWK@)P
(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; }\/
3B_X6N
(7) 由式10-13计算应力循环次数 2mfKy9QxO
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 (|.rEaTA[1
N2=N1/5=6.64×107 8)51p+a
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 pF}WMt
(9) 计算接触疲劳许用应力 HMPb%'U~
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 /{*0
\`;
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa C`r{B.t`GT
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa TjLW<D(i>
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa 1CpIK$/
2) 计算 ~Rk~Zn
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t Hw
1cc3!
d1t≥ = =67.85 Z@QJ5F1y
(2) 计算圆周速度 dE]yb|Ld
v= = =0.68m/s u#~q86k
(3) 计算齿宽b及模数mnt YK6zN>M}E
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm B4 +A
mnt= = =3.39 6PdLJ#LS
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ?5jq)xd2
b/h=67.85/7.63=8.89 ]@9ZUtU,;N
(4) 计算纵向重合度εβ o2e gNTG
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 `T(T]^C98
(5) 计算载荷系数K +jN%w{^=
已知载荷平稳,所以取KA=1 M
sQ>eSk
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, "DsL$D2e
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 y;xY74Nq
由表10—13查得KFβ=1.36 )H|cri~D
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 II)
K0<
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
y)GH=@b
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 l[u=_uaYl
d1= = mm=73.6mm HGl.dO7NU
(7) 计算模数mn "z9 p(|oZ
mn = mm=3.74 br4?_,
3.按齿根弯曲强度设计 /+ Q3JS(
由式(10—17 mn≥ 4"~l^yK
1) 确定计算参数 VL2+"<
(1) 计算载荷系数 G%5ZG$as
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 bTbF
(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 1Zt>andBF
EUjA-L(
(3) 计算当量齿数 ?{rpzrc!*
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 3+oGR5gIN
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ;<N%D=;}@
(4) 查取齿型系数 \_l4li
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 bd)'1;p
(5) 查取应力校正系数 +\)a p
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 Z)'gj
(6) 计算[σF] P]%)c6Uh
σF1=500Mpa UWo*%&J
σF2=380MPa pi;'! d[l%
KFN1=0.95 ,4H/>yPw
KFN2=0.98 >vKOG@I
[σF1]=339.29Mpa ,jq:%Y[KZ
[σF2]=266MPa t+Au6/Dx?
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 .)Zs:50l
= =0.0126 z=yE- I{
= =0.01468 kcG_ n
大齿轮的数值大。 L6Io u
2) 设计计算 @RXkj-,eC#
mn≥ =2.4 ;DXg
mn=2.5 )18C(V-x
4.几何尺寸计算 d3"QCl
1) 计算中心距 vo>i36
z1 =32.9,取z1=33 =:BTv[lv
z2=165 }*?,&9/_)
a =255.07mm X+kgx!u'y
a圆整后取255mm \-8S"
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 >PK 6CR
β=arcos =13 55’50” %00cC~}4
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 )=pa*
d1 =85.00mm \wF-[']N
d2 =425mm X.+|o@G
4) 计算齿轮宽度 `!Yd$=*c_&
b=φdd1 <S3s==Cg
b=85mm vEw8<<cgg
B1=90mm,B2=85mm |8?e4yVd
5) 结构设计 53WCF[
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。 X^Fc^U8
轴的设计计算 $:RR1.Tv
拟定输入轴齿轮为右旋 (7Ln~J*
II轴: PUmgcMt
1.初步确定轴的最小直径 n?*r, )'
d≥ = =34.2mm @Yn+ir0>O
2.求作用在齿轮上的受力 :!ablO~
Ft1= =899N dngG=
Fr1=Ft =337N b|e1HCH
Fa1=Fttanβ=223N; a:Nf+t
Ft2=4494N h@PE:=
Fr2=1685N i>O8q%BnJ
Fa2=1115N Y_)xytJ$
3.轴的结构设计 foUB/&Ee
1) 拟定轴上零件的装配方案 0f#xyS 3
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 cx]H8]ch7
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 u|LDN*#DW
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 ohjl*dw
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 =0az5td
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 <nTZs`$LwL
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 0n}v"61q
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 lffw
"
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 vi28u xc
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 nyetK
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 [*M':
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 YSrjg|k*
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 WLA&K]
6. VI-VIII长度为44mm。 jZD)c_'U
4. 求轴上的载荷 Z~F*$jn
66 207.5 63.5 SlG^ H
Fr1=1418.5N Gt)ij?~
Fr2=603.5N P\WFm
查得轴承30307的Y值为1.6 \SoT^PW
Fd1=443N nxB[To*P
Fd2=189N D|*yeS4>
因为两个齿轮旋向都是左旋。 W1521:
故:Fa1=638N 1nw\?r2
Fa2=189N NeJ->x,
5.精确校核轴的疲劳强度 --EDr>'D5P
1) 判断危险截面 $6(a6!
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 N<ux4tz
2) 截面IV右侧的 ?GlXxx=eV
r.lHlHl
截面上的转切应力为 Xmi~fie
由于轴选用40cr,调质处理,所以 Zl>dBc%
([2]P355表15-1) Np i)R)
a) 综合系数的计算 M4D @G
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , .9N7`
([2]P38附表3-2经直线插入) F-$!e?,H
轴的材料敏感系数为 , , \KzH5 ?
([2]P37附图3-1) I,<?Kv
故有效应力集中系数为 S}a]Bt
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , plp-[eKcD
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) qZ4))X
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , I&m' a
([2]P40附图3-4) )ki
Gk}2
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 c&I
b) 碳钢系数的确定 ?O3d Sxi
碳钢的特性系数取为 , Q6wa-Y,
c) 安全系数的计算 @%G?Nht]o
轴的疲劳安全系数为 `a!9_%|8
故轴的选用安全。 {
0-on"o
I轴: 1=7ASS9
1.作用在齿轮上的力 ;b:'i&r
FH1=FH2=337/2=168.5 D6H?*4f]
Fv1=Fv2=889/2=444.5 R7U%v"F>`
2.初步确定轴的最小直径 9K#3JyW*
_6V1oe2
3.轴的结构设计 YSB=nd_
1) 确定轴上零件的装配方案 &q@brX<,=
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 k}p8"'O
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。 IxS%V31
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。 H%X F~tF:
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。 Fe4>G8uuwn
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。 i/skU9
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。 Ix}6%2\
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 1]eRragm"
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 7F6B
2) 各段长度的确定 [`oVMR
各段长度的确定从左到右分述如下: <e?Eva%t`
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。 8#VD u(
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 S1I.l">P
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。 hxK;f
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。 fBctG~CJH
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。 3F@P$4!#l
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm vsZ?cd
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 &b`W<PAc?4
W=62748N.mm =#,`k<v%I
T=39400N.mm -F[@)$L
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 DJ@n$G`^^
[!yA#{xl,
III轴 ~mARgv
1.作用在齿轮上的力 B~N3k
FH1=FH2=4494/2=2247N \0d'y#Gp*
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N Hcwfe=K&/
2.初步确定轴的最小直径 XC)9aC@s
3.轴的结构设计 ,!b<SQ5M
1) 轴上零件的装配方案 BjsT 9?6W/
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ~bxev/$d
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII [#q]B=JB
直径 60 70 75 87 79 70 I](a 5i
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 |:&6eDlR
vM6W64S
5.求轴上的载荷 cl2_"O
Mm=316767N.mm M@{#yEP
T=925200N.mm z&tC5]#
6. 弯扭校合 Bskp&NV':
滚动轴承的选择及计算 ,`Y$}"M4
I轴: %&yPl{
1.求两轴承受到的径向载荷 ro\oL
5、 轴承30206的校核 HyU: BW;
1) 径向力 P+}~6}wJE
2) 派生力 Q`<{cFsU
3) 轴向力 UGI<V!
由于 , robg1
所以轴向力为 , lQHF=Jex
4) 当量载荷 &]#L'D!"
由于 , , LK~aLa5wG
所以 , , , 。 v62_VT2v
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 0DmA3
5) 轴承寿命的校核 jRg
gj`o
II轴: JEp)8{.bW8
6、 轴承30307的校核 `a4&_`E,p
1) 径向力 < ,*\t
2) 派生力 v}6iI}r
, 0bDc
4m
3) 轴向力 d"9tP&
Q
由于 , 5'I+%66?h$
所以轴向力为 , 7;fC%Fq
4) 当量载荷 GXVx/)H
由于 , , *y?HaU
所以 , , , 。 8m?(* [[
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 A~bSB
n: '
5) 轴承寿命的校核 LJGpa )(
III轴: k.ou$mIY
7、 轴承32214的校核 lx%c&~.DiB
1) 径向力 U`ttT5;
2) 派生力 I?3b}#&V9
3) 轴向力 <|}Z6Ti
由于 , e$Ds2%SaT
所以轴向力为 , _xaum
4) 当量载荷 #T_!-;(Z
由于 , , Uz^N6q
所以 , , , 。 #&}-
q
RA
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 vn^O m-\
5) 轴承寿命的校核 K
{'
atc
键连接的选择及校核计算 q !z"YpYB
8(%F{&<;
代号 直径 )A7^LLzG
(mm) 工作长度 rUb{iU;~m
(mm) 工作高度 f=F:Af!
(mm) 转矩 .n]"vpWm[
(N•m) 极限应力 i-OD"5a`
(MPa) N>H@vt~
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 sN[}B{+
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 j~-N2b6z
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 O2{["c
e
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 |IcW7(
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 [gmov)\c
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。 XHk"nbj
连轴器的选择 */;7Uv7
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 ttsR`R1.k
二、高速轴用联轴器的设计计算 `q*[fd1u.
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 , jq,M1
计算转矩为 !cyrt<
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) 9Y:I)^ek
其主要参数如下: !/XNp QP
材料HT200 @Lnv
公称转矩 bw P=f.
轴孔直径 , t`Z'TqP R
轴孔长 , Fc5.?X-
装配尺寸 JQ1MuE'
半联轴器厚 MbRTOH
([1]P163表17-3)(GB4323-84 V+E8{|dYL
三、第二个联轴器的设计计算 d+q],\"R
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 , _re# b?
计算转矩为 +F8{4^w1
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) |(>`qL{|
其主要参数如下: Dp([r
材料HT200 G"<#tif9K
公称转矩 }nd>SK4
轴孔直径 SOOVUMj
轴孔长 , \?xM%(:<Q
装配尺寸 ZyGoOk
半联轴器厚 g<j)
([1]P163表17-3)(GB4323-84 [CJ<$R !
减速器附件的选择 JQ03om--(
通气器 <w2h@ea
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 7iP+!e}$.
油面指示器 keAoJeG,J
选用游标尺M16 a{nR:zPE
起吊装置 ?\V#^q-
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 U,=f};
放油螺塞 S<0 &V
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 <fUo@]Lv
润滑与密封 \Bo%2O%4
一、齿轮的润滑 8o~
NJ 6
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。 [YOH'i&X
二、滚动轴承的润滑 O4R\]B#Xu
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 lfgJQzi
G
三、润滑油的选择 m/=nz.
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。 NrqJf-ldo
四、密封方法的选取 +{:uPY#1
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。 53i]Q;k [
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。 ]fM|cN8(zM
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 E4X6f
设计小结 "-Q+!byh
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。