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 R2
V4#
设计任务书……………………………………………………1 |vw"[7_aS
传动方案的拟定及说明………………………………………4 }+sT4'Ah>
电动机的选择…………………………………………………4 O<V4HUW
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 R47\Y
传动件的设计计算……………………………………………5 L+q/){Dd(
轴的设计计算…………………………………………………8 :eCU/BC4
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 cMOyo<F#^=
键联接的选择及校核计算……………………………………16 sQ\8>[]
连轴器的选择…………………………………………………16 is-7
j7;
减速器附件的选择……………………………………………17 =y!$/(H
润滑与密封……………………………………………………18 p }~qf
设计小结………………………………………………………18 -jiG7OL
参考资料目录…………………………………………………18 \*<d{gZ~
机械设计课程设计任务书 U-3i
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 f=9|b
一. 总体布置简图 SBS3?hw
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 8#g1P4
二. 工作情况: Bf8jPa/
载荷平稳、单向旋转 ?pd8w#O
三. 原始数据 KGFv"u{
鼓轮的扭矩T(N•m):850 .P"D
鼓轮的直径D(mm):350 55fC~J<
运输带速度V(m/s):0.7 gp\<p-}
带速允许偏差(%):5 sc,vj'r
使用年限(年):5 N=7pK&NHSG
工作制度(班/日):2 3(,?S$>
四. 设计内容 U3dwI:cG
1. 电动机的选择与运动参数计算; (:>,u*x%
2. 斜齿轮传动设计计算 W}mn}gTQ
3. 轴的设计 W@I|Q -
4. 滚动轴承的选择 XSyHk"g`
5. 键和连轴器的选择与校核; :Nz2z[W$
6. 装配图、零件图的绘制 ZNvEW
7. 设计计算说明书的编写 O[ef#R!
五. 设计任务 #^ A*
1. 减速器总装配图一张 @W"KVPd
2. 齿轮、轴零件图各一张 ]Yn_}Bq
3. 设计说明书一份 ~G6Ox)/
六. 设计进度 /x
p|
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 XLrwxj0
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 /$p6'1P8
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 [UWdW
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 %#xaA'?
[
传动方案的拟定及说明 (bH`x]h#
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 S;286[oq@
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 R[hzMU}KB
电动机的选择 YOmM=X+'H
1.电动机类型和结构的选择 \6 Zr
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 lrIjJ
V
2.电动机容量的选择 8b;1FQ'
1) 工作机所需功率Pw I$Op:P6.E
Pw=3.4kW LoN< oj5
2) 电动机的输出功率 c2'Lfgx4
Pd=Pw/η TI,&!E?;
η= =0.904
:7]Sa`
Pd=3.76kW _)>_{Pm
3.电动机转速的选择 (Hb:?(
nd=(i1’•i2’…in’)nw jYmR
初选为同步转速为1000r/min的电动机 NUWDc]@J*
4.电动机型号的确定 CU@Rob} s
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 os:A]
计算传动装置的运动和动力参数 biU^[g("
传动装置的总传动比及其分配 ?En O"T.
1.计算总传动比 MS
81sN\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: 2Ay*kmW
i=nm/nw m4hg'<<V
nw=38.4 |es?;s'
i=25.14
\kMefU
2.合理分配各级传动比 |Sy<@oq
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 _4U5
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 &;[Io
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 nG'&ZjA
各轴转速、输入功率、输入转矩 c]n1':FT"
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 fPR1f~r
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 5A3xVN=
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 qzKdQ&vO
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 Vr`R>S,-
传动比 1 1 5 5 1 JP!~,mdS
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 = C8 ?M
rrBsb -
传动件设计计算 ( u\._Gwsx
1. 选精度等级、材料及齿数 _u5#v0Y
1) 材料及热处理; '$ =>
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。 C.Kh[V\Ut
2) 精度等级选用7级精度; T?tgdJ
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; p'*>vk
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° >,$_| C
2.按齿面接触强度设计 NV72
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 "$+Jnc!!
按式(10—21)试算,即 /v1Q4mq
dt≥ ff,pvk8N5
1) 确定公式内的各计算数值 ;o2$
Q
(1) 试选Kt=1.6 1{ ~#H<K
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 H8Bs<2
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 +./H6!
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 1PQ~jfGi
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa =[cS0Sy
(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; n22zq6m
(7) 由式10-13计算应力循环次数 bMg(B-uF7
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 4:$4u@
N2=N1/5=6.64×107 6}[I2F_^
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 cl[BF'.H
(9) 计算接触疲劳许用应力 hV8[@&Sx3
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 =.f-w0V
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa 5cL83FQh
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa Z_};|B}
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa ZM!CaR
2) 计算 (C-{B[Y
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t )t0$qd ]
d1t≥ = =67.85 *4Thd:7 `
(2) 计算圆周速度 m ZtCL
v= = =0.68m/s z;{iM/Xe
(3) 计算齿宽b及模数mnt );
!eow
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm s C%&cRQD
mnt= = =3.39 `w#Oih!6A|
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm d6}r#\
b/h=67.85/7.63=8.89 TJ_$vI
(4) 计算纵向重合度εβ 0=@?ob7
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 `<``8
(5) 计算载荷系数K E4`N-3
已知载荷平稳,所以取KA=1 "CSsCA$/
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, &S{RGXj_
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 J*yf2&lI5
由表10—13查得KFβ=1.36 Zd^rNHhA
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 cs,N <|
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 twL3\
}N/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 dpAjR
d1= = mm=73.6mm j"ThEx0
(7) 计算模数mn #C~+JL
mn = mm=3.74 GY6`JWk
3.按齿根弯曲强度设计 Uol|9F
由式(10—17 mn≥ q@QksAq
1) 确定计算参数 eJF5n#
(1) 计算载荷系数 3m]4=
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 q+H%)kF
(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 ;(f)&Yom
@TLS<~
(3) 计算当量齿数 wa<MRt W=
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 BWeA@v
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 J`peX0Stl
(4) 查取齿型系数 63q^ $I
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 UldXYtGe
(5) 查取应力校正系数 nW PF6V>
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 |4)>:d
(6) 计算[σF] rXmn7;B}g
σF1=500Mpa j`JMeCG=Ee
σF2=380MPa ?J%1#1L"/
KFN1=0.95 +6sy-<ZL:
KFN2=0.98 aGrIQq/k)%
[σF1]=339.29Mpa 54gBJEhg
[σF2]=266MPa [>+4^&
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 hv`~?n)D66
= =0.0126 )JDs\fUE
= =0.01468 6*PYFf`
大齿轮的数值大。 H{@Yo\J
2) 设计计算 I?h)OvWd
mn≥ =2.4 14Xqn8uOW
mn=2.5 kW2sY^Rg
4.几何尺寸计算 y~Bh
1) 计算中心距 oiF}?:7Q7
z1 =32.9,取z1=33 gy,ht3
z2=165 l Q'I
a =255.07mm m;H.#^b*
a圆整后取255mm v0
nj M
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 X\`_3=
β=arcos =13 55’50” -|J"s$yO4
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 <L mIK
d1 =85.00mm 2QD3&Q9
d2 =425mm 0C =3dnp6
4) 计算齿轮宽度 p31NIf`
b=φdd1 LIS)(X<]?
b=85mm Hc!
mB
B1=90mm,B2=85mm !9u|fnC9
5) 结构设计 E=jNi
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。 ,p4&g)o
轴的设计计算 DwaBdN[!7
拟定输入轴齿轮为右旋 LM$W*
II轴: )T/0S$@
1.初步确定轴的最小直径 ge,H-8'Z
d≥ = =34.2mm Z,RzN5eN
2.求作用在齿轮上的受力 ^"VJd[Hn
Ft1= =899N ~8~aJ^[
Fr1=Ft =337N )LdP5z-
Fa1=Fttanβ=223N; $&y%=-] |
Ft2=4494N )2pbpbWX>
Fr2=1685N ql<i] Y
Fa2=1115N (*Z)(O*z
3.轴的结构设计 5A%w 8Qv
1) 拟定轴上零件的装配方案 UM!ENI|
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 JI? rL
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 ;'?l$
._
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 )`SES."
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 iWei
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 &%8'8,.
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 4zASMu
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 )hd@S9Z.Y
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 `NnUyQ;T
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。 ;o^eC!:/%
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 c]$i\i#
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 @Py/K /
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 1LqoF{S:
6. VI-VIII长度为44mm。 pM^9c7@!:
4. 求轴上的载荷 g'pK
66 207.5 63.5 VGfMN|h
Fr1=1418.5N |M>eEE*F<
Fr2=603.5N FqkDKTS\&
查得轴承30307的Y值为1.6 3!3xCO
Fd1=443N dA-2%uJ
Fd2=189N kQ4dwF~
因为两个齿轮旋向都是左旋。 stG~AC
故:Fa1=638N 6Se?sHC>
Fa2=189N b^ L
\>3
5.精确校核轴的疲劳强度 !zuxz
1) 判断危险截面 Scp7X7{N
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 =7-9[ {
2) 截面IV右侧的 ^g*pGrl#
jYx38_5e
截面上的转切应力为 I'\kFjc
由于轴选用40cr,调质处理,所以 kUq=5Y `D
([2]P355表15-1) _6_IP0;
a) 综合系数的计算 $i&e[O7T;
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , ^:K3vC[h;c
([2]P38附表3-2经直线插入) .9,zL=)Ba
轴的材料敏感系数为 , , #OBJzf*p
([2]P37附图3-1) y]2qd35u_A
故有效应力集中系数为 +)k b(
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , E>&n.%
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) K2he4<
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , D Gr>
2
([2]P40附图3-4) 4Yxo~ m(
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 /nyUG^5#{
b) 碳钢系数的确定 eKgisY4#
碳钢的特性系数取为 , 7]^M>#
c) 安全系数的计算 O>SLOWgha
轴的疲劳安全系数为 (2$(
?-M
故轴的选用安全。 C2@,BCR
I轴: -0?~
1.作用在齿轮上的力 (]b!{kS
FH1=FH2=337/2=168.5 4?0vso*X<:
Fv1=Fv2=889/2=444.5 H:!7:
2.初步确定轴的最小直径 Z&ZP"P4
.nG#co"r}3
3.轴的结构设计 q+P|l5_
t
1) 确定轴上零件的装配方案 T~QWRBO
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 =Qh\D
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。 Fp@TCPe#
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。 &L#UGp$,
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 8'~[pMn`
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 NZ;{t\
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 Fkvl%n
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 ^m?KRm2
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 /3A^I{e74
2) 各段长度的确定 Em?d*z
各段长度的确定从左到右分述如下: _8"O$w
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。 eK.e|z|
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 }Mo=PWI1?
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。 7.C;NT
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。 )A!>=2M`
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。 sW)Zi
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm a-l;vDs
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 L~(_x"uXd
W=62748N.mm HHiT]S9
T=39400N.mm vLR~'"`F
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 k9$K}
7w
37S
III轴 4$qWiG~
1.作用在齿轮上的力 [PQ?#:r
FH1=FH2=4494/2=2247N hy}8Aji&
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ~2<7ZtV=
2.初步确定轴的最小直径 bA=
|_Wt
3.轴的结构设计 G:<`moKgL
1) 轴上零件的装配方案 Uu!f,L;ty
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Of{/t1o?
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 1c<=A!"{
直径 60 70 75 87 79 70 3= xhoRX
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 O<96/a'
GKvN*
SU=
5.求轴上的载荷 7:9.&W/KE
Mm=316767N.mm ]04e1F1J
T=925200N.mm H2Z1TIh
6. 弯扭校合 _{R=B8Zz\
滚动轴承的选择及计算 Vl%^H[]
I轴: ~vXaqCX
1.求两轴承受到的径向载荷 qtiz a~u
5、 轴承30206的校核 (WK&^,zQn
1) 径向力 ^&bRX4pYo
2) 派生力 h.-@ F
3) 轴向力 a["2VY6Eq@
由于 , s:p[DEj-
所以轴向力为 , ~n[xtWO0
4) 当量载荷 T^T[$26
由于 , , "`M?R;DH
所以 , , , 。 5QPM t^
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 vw>2(K=e1
5) 轴承寿命的校核 `D`sr[3n
II轴: vk*=4}:
6、 轴承30307的校核 Nc+,&R13m
1) 径向力 ;3\3q1oX
2) 派生力 u}!@ ,/)
, MS0Fl|YA
3) 轴向力 sXi=70o
由于 , '~ ,p[
所以轴向力为 , 66.5QD0
4) 当量载荷 eFpTW&9n
由于 , , 6&bY} i^K
所以 , , , 。 .pfP7weQ
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 3l3+A+n
5) 轴承寿命的校核 Z9575CI<
III轴: X@k`3X
7、 轴承32214的校核 DA2}{
1) 径向力 .C2TQ:B, .
2) 派生力 =+-Yxh|*
3) 轴向力 :4MB]v[K
由于 , 6U[4%(
所以轴向力为 , ]%BWIqbr
4) 当量载荷 J9\a{c;.
由于 , , ({JHZ6uZ
所以 , , , 。 @J5Jpt*IE
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 TF 'U
5) 轴承寿命的校核 4'-|UPhx
键连接的选择及校核计算 Si_%Rr&jW
x9x E&
代号 直径 4m*M,# mV
(mm) 工作长度 4hAl-8~Q6
(mm) 工作高度 b&=5m
(mm) 转矩 EhO|~A*R
(N•m) 极限应力 -O&CI)`;B
(MPa) +)j1.X
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 u0#}9UKQ
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 'ihhoW8
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 td4[[ /
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 ax{ ;:fW
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 qf=1?=l291
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 X6 6VU
连轴器的选择 W?eu!wL#p
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 34wkzu
二、高速轴用联轴器的设计计算 i&vaeP25)
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , \0mb
3Q'
计算转矩为 ;Ra+=z}>
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) [8Qro8
其主要参数如下: #]#sGmW/L
材料HT200 wMdal:n^
公称转矩 `.T}=j|
轴孔直径 , em\ 9'L^
轴孔长 , #
eCjn
装配尺寸 ukv tQz)
半联轴器厚 )13dn]o=2
([1]P163表17-3)(GB4323-84 YKE46q;J
三、第二个联轴器的设计计算 !'j?.F$}
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 , 7<jZ`qdq_
计算转矩为 x5QaM.+=J
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) .Wq@gV
其主要参数如下: E@-KGsdhK
材料HT200 b8%C*r7
公称转矩 IBQ@{QB
轴孔直径 XuD=E
轴孔长 , \EKU*5\Hp>
装配尺寸 B 9T!j]'
半联轴器厚 ,oNOC3U
([1]P163表17-3)(GB4323-84 /;tPNp{!dw
减速器附件的选择 FJ %
通气器 p|Q*5TO
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 <)\y#N
油面指示器 =xsTDjH>
选用游标尺M16 ZkIgL
起吊装置 # [e
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 F[4;Xq
放油螺塞 8ZCo c5
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 $8p7 D?Y
润滑与密封 lip[n;Ir>
一、齿轮的润滑 Q 2A7mGN
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。 h.!}3\Y
二、滚动轴承的润滑 u(OW gbA3
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 ,o^y`l
三、润滑油的选择 25NTIzI@@
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。 I+!:K|^
四、密封方法的选取 n.sbr
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。 TLd `1Ac
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。 CH
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轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 :> & fV
设计小结 rU;RGz6}
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。