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 /V3=KY`_J
设计任务书……………………………………………………1 Nx{$}
传动方案的拟定及说明………………………………………4 A(?\>X
9g
电动机的选择…………………………………………………4 JdIlWJY
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 mRB
传动件的设计计算……………………………………………5 P\8@g U!uk
轴的设计计算…………………………………………………8 &_JD)mM5
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 ,Y3W?
键联接的选择及校核计算……………………………………16 2*(Z==XC7
连轴器的选择…………………………………………………16 ^w ] /
减速器附件的选择……………………………………………17 -':Y\:W
润滑与密封……………………………………………………18 [SJ6@q
设计小结………………………………………………………18 [
W2fd\4
参考资料目录…………………………………………………18 >=]'hyn]]
机械设计课程设计任务书 >zDF2Y[
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 #cj6{%c4
一. 总体布置简图 }2K $^uR
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 USFDy
二. 工作情况: 8ElKD{.BU8
载荷平稳、单向旋转
'9c2Q/
三. 原始数据 2X:4CC%5
鼓轮的扭矩T(N•m):850 R!l:O=[<
鼓轮的直径D(mm):350 IbcZ@'RSw
运输带速度V(m/s):0.7 }FzqW*4~
带速允许偏差(%):5 jV(6>BAI_
使用年限(年):5 Zy|Mz&
工作制度(班/日):2 Vy_2 .
四. 设计内容 P&Pj>!T5
1. 电动机的选择与运动参数计算; rr#K"SP
2. 斜齿轮传动设计计算 P2nft2/eu?
3. 轴的设计 n}s~+USZX
4. 滚动轴承的选择 K}6dg<
5. 键和连轴器的选择与校核; o)OUWGjb/K
6. 装配图、零件图的绘制 GTHkY*
7. 设计计算说明书的编写 {.yStB.T
五. 设计任务 DE2a5+^
1. 减速器总装配图一张 1?
FrJ6V
2. 齿轮、轴零件图各一张 1 sPdz
L
3. 设计说明书一份 Bi@&nAhn@
六. 设计进度 "5eNLqt^q
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 0i8LWX_M
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 -hkQ2[Ew#
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 s?ko?qN(
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 K}=|.sE9
传动方案的拟定及说明 ^<LY4^
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。 ~rjTF!
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。 ?<6CFH]
电动机的选择 S1/`th
1.电动机类型和结构的选择 l2;CQ7
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。 xoOJauSX1
2.电动机容量的选择 V138d?Mm
1) 工作机所需功率Pw ~EK'&Y"1
Pw=3.4kW WD'#5]#Y
2) 电动机的输出功率 Isx#9C
Pd=Pw/η ~tOAT;g}q
η= =0.904 tK
k#LWB
Pd=3.76kW :SxW.?[%u
3.电动机转速的选择 4mn&4e
nd=(i1’•i2’…in’)nw ZNYH#mJX*
初选为同步转速为1000r/min的电动机 "_2Ng<2
4.电动机型号的确定 lY*[tmz)
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 mrV!teP
计算传动装置的运动和动力参数 )"+(butI&
传动装置的总传动比及其分配 \;rYo.+
1.计算总传动比 ?YeWH
WM
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: =TqQbadp
i=nm/nw &i!vd/*WlD
nw=38.4 OLI$1d_
i=25.14 6i0A9SN
2.合理分配各级传动比 k1VT /u
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 j[Uxa
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 8( btZt
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 )]#aa uC+
各轴转速、输入功率、输入转矩 o!Rd ^
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 W
d0NT@
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 c*UvYzDZL
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 m! U9m
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 0-{tFN
传动比 1 1 5 5 1 -gQCn>"
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 4[r/}/iGo
85;b9k&\M
传动件设计计算 ]jpu,jz:
1. 选精度等级、材料及齿数 wp7!>%s{
1) 材料及热处理; MQKfJru7
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 t#!yrQ..'G
2) 精度等级选用7级精度; 42L
@w
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; GElvz'S~
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14°
Mkq( T[)
2.按齿面接触强度设计 sl*5Y#,|1
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 7^T^($+6s&
按式(10—21)试算,即 S(:l+JP
dt≥ 2S' {!A
1) 确定公式内的各计算数值 h_d<!
(1) 试选Kt=1.6 fb da
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 `-3o+ID\
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 UJs$q\#RO
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 ?JxbSK#
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa \
u_ui
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; yUPIY:0
(7) 由式10-13计算应力循环次数 e6_ZjrQf
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 ;Eec5w1
N2=N1/5=6.64×107 -Z-IF#%
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 16SOIT
(9) 计算接触疲劳许用应力 0kDK~iT
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 *%vwM7
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa Bvt@X
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa `<[6YH_
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa N$[$;Fm:
2) 计算 p\{-t84n
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t n[YEOkiG
d1t≥ = =67.85 Tlj:%yK2
(2) 计算圆周速度 E\m5%bK\B
v= = =0.68m/s Blq8H"3!:
(3) 计算齿宽b及模数mnt L#)(H^[
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm _ pO `
mnt= = =3.39 R}mn*h6
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm g,:j/vR
b/h=67.85/7.63=8.89 PQ|69*2G
(4) 计算纵向重合度εβ ! Q<>3xZ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ASPy
(5) 计算载荷系数K 5PcJZi^.l
已知载荷平稳,所以取KA=1 flgRpXt
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, ~XeFOMq
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 !.1%}4@Q]
由表10—13查得KFβ=1.36 |w}xl'>q
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 (z$r :p
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 6WoAs)ZF
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 XBQ\_2>
d1= = mm=73.6mm 20rkKFk*
(7) 计算模数mn c"!lwm3b
mn = mm=3.74 Q
!qrNa6
3.按齿根弯曲强度设计 )6~1 ^tD
由式(10—17 mn≥ ;v
1) 确定计算参数 )5fQ$<(Z
(1) 计算载荷系数 H UoyLy
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 >!6i3E^
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 *Ywpz^2?:
1+`l7'F
(3) 计算当量齿数 0N=X74
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 8vk..!7n}
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 S]sk7
(4) 查取齿型系数 r3rxC&
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 juBw5U<
(5) 查取应力校正系数 :Sg_tOf
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 v6\F
Q9|t
(6) 计算[σF] ]\RRqLDzkg
σF1=500Mpa 9{j66
σF2=380MPa A$g+K,.l
KFN1=0.95 VCy5JH
KFN2=0.98 NvjJb-u
[σF1]=339.29Mpa PN+G:Qv
[σF2]=266MPa V E2tq k%
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 avp;*G}
= =0.0126 6I_Hd>4
= =0.01468 >Q,zNs
大齿轮的数值大。 Ut]+k+ 4
2) 设计计算 0^'B3$>
mn≥ =2.4 {J/I-=CmML
mn=2.5 Wl^R8w#Z$
4.几何尺寸计算
yz+, gLY
1) 计算中心距 b{DiM098
z1 =32.9,取z1=33 sM1RU
z2=165 h?\2_s
a =255.07mm `nR %Cav,U
a圆整后取255mm g=}v>[k E
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 0%s|Zbo!>
β=arcos =13 55’50” pO<-.,
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 O$`UCq
d1 =85.00mm AgF5-tz6x
d2 =425mm u!N{y,7W)
4) 计算齿轮宽度 Q Z8QQ`*S
b=φdd1 bt+,0\Vg5
b=85mm 0h$GI"dR
B1=90mm,B2=85mm tNs~M4TVVH
5) 结构设计 m8+(%>+7
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。 4"\yf
轴的设计计算 9+Y D!y
拟定输入轴齿轮为右旋 !/K8xD$
II轴: E&
36H
1.初步确定轴的最小直径 c.H?4j7ga
d≥ = =34.2mm RK9>dkW
2.求作用在齿轮上的受力 0BkV/v1Uc
Ft1= =899N sPNfbCOz
Fr1=Ft =337N s_jBu
Fa1=Fttanβ=223N; 2>S~I"o0
Ft2=4494N ZeasYSo4P
Fr2=1685N X_; *`,<T
Fa2=1115N |c-LSs'\
3.轴的结构设计 kR.wOJ7'
1) 拟定轴上零件的装配方案 ]0c Pml
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 #:3r4J%+~
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 QL"gWr`R
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 oL/o*^
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 :s8A:mx
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 ;kaHN;4?
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 4YbC(f
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 hN`gB#N3
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 X=qS"O 1
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。 &J"YsY
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 FN"rZWM
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 nYv#4*
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 RagiV6c
6. VI-VIII长度为44mm。 i%(yk#=V
4. 求轴上的载荷 (b/d0HCND
66 207.5 63.5 [h}K$q
Fr1=1418.5N $CtCOwKZ
Fr2=603.5N PNF4>)
查得轴承30307的Y值为1.6 EHf)^]Z
Fd1=443N d5xxb _oE
Fd2=189N ]H 2R
因为两个齿轮旋向都是左旋。 993d/z|DX
故:Fa1=638N }F{=#Kqn^
Fa2=189N G_oX5:J*
5.精确校核轴的疲劳强度 FuP}Kec
1) 判断危险截面 M1=_^f=&.
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 Md(JIlh3
2) 截面IV右侧的
';l fS
^JhFI*
截面上的转切应力为 j)D-BK&+
由于轴选用40cr,调质处理,所以 |Mg }2!/L
([2]P355表15-1) :k!j"@r
a) 综合系数的计算 |1V2tx
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , .K9l*-e[=
([2]P38附表3-2经直线插入) dt-K
轴的材料敏感系数为 , , nlfPg-78B+
([2]P37附图3-1) ;e;\q;GP
故有效应力集中系数为 ]xq::a{Oy
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , OAok
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) 4: sl(r
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , eOrYa3hQ
([2]P40附图3-4) yKDZ+3xK]
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 \y*j4 0
b) 碳钢系数的确定 ;/Q6i
碳钢的特性系数取为 , M'u=H
c) 安全系数的计算 _@prmSc
轴的疲劳安全系数为 _om[VKJd
故轴的选用安全。 {'IFWD. 5
I轴: W(k:Pl#
1.作用在齿轮上的力 GoeIjuELR
FH1=FH2=337/2=168.5 }'`xu9<
Fv1=Fv2=889/2=444.5 B
T7Id
2.初步确定轴的最小直径 hPPB45^
V<-htV
3.轴的结构设计 94z8B;+H]
1) 确定轴上零件的装配方案 5^F]tRz-
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 #{>uC&jD
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 [2H[5<tH
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 4Iq5+Q
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 }N| \
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 oWD)+5.]
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 !Zj#.6c9
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 6K//1U$
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 ?>)yKa# U
2) 各段长度的确定 _?Ckq
各段长度的确定从左到右分述如下: E._hg+
(Hi
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。 =, TS MV
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 b]K>vhQV
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。 I7b i@t
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>(~ C'(<
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。 JX&~y.F
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ~>w:;M=sV8
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 \P@S"QO
W=62748N.mm =AzOnXW:S
T=39400N.mm r]-+bR
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 'RQiLUF
)]}$
III轴 +{0=<2(EC
1.作用在齿轮上的力 =SL^>HS.fo
FH1=FH2=4494/2=2247N I}ndRDz[
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N D8 wG!X
2.初步确定轴的最小直径 .)0gz!Z
3.轴的结构设计 w<mqe0
1) 轴上零件的装配方案 %Y 2G
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 D9G0k[D,
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 'v+96b/;
直径 60 70 75 87 79 70 43F^J%G
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 %\l0-RA@<
m>O2t-
5.求轴上的载荷 5IO3 % p?
Mm=316767N.mm D0KELAcY
T=925200N.mm bx]14}6
6. 弯扭校合 a^x
0 l
滚动轴承的选择及计算 1V\1]J/
I轴: +ruj
1.求两轴承受到的径向载荷 4zwif&
5、 轴承30206的校核 U#$:\fT
1) 径向力 R1~7F{FW
2) 派生力 T5V$wmB\W
3) 轴向力 %WmZ ]@M
由于 , $ JuLAqq
所以轴向力为 , fW[_+r]
4) 当量载荷 >LCjtm\
由于 , , 8W{ g
所以 , , , 。 h4h d<,
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 .$OjUlzr-H
5) 轴承寿命的校核 %K`4k.gN
II轴: {6DpPw^ "
6、 轴承30307的校核 7%X+O8
1) 径向力 ?SB5b ,
2) 派生力 JfR kp
, ={OCa1
3) 轴向力 :
qr}M
由于 , zcZ^s v>
所以轴向力为 , m/cx|b3hqv
4) 当量载荷 `dP? 2-Z
由于 , , QZz&1n
所以 , , , 。 &