gyf1118 |
2007-01-02 09:23 |
二级齿轮减速器说明书
目 录 &W:R#/| 7(<z= F 设计任务书……………………………………………………1 Q2 @Ugt$ 传动方案的拟定及说明………………………………………4 P1Chmg 电动机的选择…………………………………………………4 - |j4u#z 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 kG70j{gf 传动件的设计计算……………………………………………5 Q^z&;%q1 轴的设计计算…………………………………………………8 ~lB:xVzn 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 ( R0>0f@ 键联接的选择及校核计算……………………………………16 .*+KQA8 连轴器的选择…………………………………………………16 kEpCF:@A 减速器附件的选择……………………………………………17 f]JLFg7 润滑与密封……………………………………………………18 "f-z3kL 设计小结………………………………………………………18 [!CIBK99 参考资料目录…………………………………………………18 E]26a,^L !mLD`62. 机械设计课程设计任务书 ^lYa9k 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*Dy>sw 一. 总体布置简图 q*B(ZG _ZD8/?2QV j/Rm~!q 5\|u]
~b 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 XexslzI {Y#$ 二. 工作情况: Z UCz-53 载荷平稳、单向旋转 98^o9i _6,Tb] 三. 原始数据 8wQ|Ep\ 鼓轮的扭矩T(N•m):850 ON~K(O2g( 鼓轮的直径D(mm):350 eaGd:( 运输带速度V(m/s):0.7 _Bhm\|t 带速允许偏差(%):5 j/+e5.EX/ 使用年限(年):5 |rg4j 工作制度(班/日):2 (iw)C)t*u 1__Mf.A 四. 设计内容 pg;y\} 1. 电动机的选择与运动参数计算; j(SBpM 2. 斜齿轮传动设计计算 rS3* k3 3. 轴的设计 WMw]W& 4. 滚动轴承的选择 #lHA<jI 5. 键和连轴器的选择与校核; WFBVAD 6. 装配图、零件图的绘制 KL}o%wfLy 7. 设计计算说明书的编写 g.re`m|Aj %]15=7#'y 五. 设计任务 3.^Tm+ C 1. 减速器总装配图一张 LAT%k2%Wx 2. 齿轮、轴零件图各一张 ' QrvkQ 3. 设计说明书一份 &/7D4!N] a7Fc"s* 六. 设计进度 KNw{\Pz~w 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 }&{z-/;H 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 SpB\kC"K 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 KS6H`Mm}/ 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 #~Z55D_ N3`EJY_|V ^bjaa q0l=S+0 ,GH;jw)P ?B!=DC @?H ic4mD:-up Fu%%:3_ 传动方案的拟定及说明 \~#$$Q-qtU 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。 U0Y;*_>4 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。 8.'[>VzBL v_$'!i$ Vif0z*\e{ 电动机的选择 1Y-m=~J7 1.电动机类型和结构的选择 nbGB84 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。 GWU"zWli]z d,R 2.电动机容量的选择 HaUfTQ8 1) 工作机所需功率Pw 0gEtEH+ Pw=3.4kW n4YedjHSN 2) 电动机的输出功率 0xe!tA Pd=Pw/η W_##8[r(? η= =0.904 4KkjBPV Pd=3.76kW fW,,@2P hLZ<h7: 3.电动机转速的选择 @DYxDap{ nd=(i1’•i2’…in’)nw .=nx5yz 初选为同步转速为1000r/min的电动机 2'38(wXn# d0;$k, 4.电动机型号的确定 Y)-)owx7 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。 (|F } B FHu
-'; Eep*,Cnt0 计算传动装置的运动和动力参数 z/,qQVv=}4 传动装置的总传动比及其分配 1%;o-F@ 1.计算总传动比 Jx:t(oUR+ 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: $p)7k i=nm/nw Zy>iaG9} nw=38.4 U%7| iK i=25.14 yJheni f~RS[h`: 2.合理分配各级传动比 mv,<#<-W 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 epWO}@
b a 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 '>}dqp{Wr 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 F%8W*Y699 各轴转速、输入功率、输入转矩 >~g(acH%`x 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ]$StbBP 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 ~1NK@=7T 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 lYS+EVcR 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 M%3 \]& 传动比 1 1 5 5 1 +0,{gDd+
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ^st.bzg+[ >#q2KXh 传动件设计计算 j=%^CRum 1. 选精度等级、材料及齿数 C^o9::ER 1) 材料及热处理; =
}&@XRLJ 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。 ^k'?e"[gTs 2) 精度等级选用7级精度; jAa{;p"jU 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; _::q
S! 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° Y=%SK8]Q; 2.按齿面接触强度设计 fjE 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 3H_mR
j9th 按式(10—21)试算,即 ]kN<N0;\d dt≥ SG&VZY 1) 确定公式内的各计算数值 _?vh#6F (1) 试选Kt=1.6 =aWj+ggd@ (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 +B
4&$z (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 \k#|[d5W (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 H O^3v34ZO (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa sG/mmZHYzr (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; +@'{ (7) 由式10-13计算应力循环次数 NV|[.g=lg N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 uB(16|W>S N2=N1/5=6.64×107 dFd^@b 2 kOFyD
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 J3]W2m2Zw (9) 计算接触疲劳许用应力 ,&DK*LT8U 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 d 6$,iw@>^ [σH]1==0.95×600MPa=570MPa ;B 35E!QJ [σH]2==0.98×550MPa=539MPa $[L8UUHY<8 [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa hmA$gR_ 5/v,| 2) 计算 ArFsr (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 5wy1%/; d1t≥ }Htnhom0n = =67.85 *^BW[C/CTR BFU6?\r (2) 计算圆周速度 4(VVEe v= = =0.68m/s L|y4u;-Q u|!On (3) 计算齿宽b及模数mnt o -< 5< b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm !)jw o=l}J mnt= = =3.39 Dq#/Uw# h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm m;=wQYFr{I b/h=67.85/7.63=8.89 r/X4Hy0!lT w/8`]q (4) 计算纵向重合度εβ 7}r!&Eb εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ]Qo.X~] (5) 计算载荷系数K ZZkxEq+D 已知载荷平稳,所以取KA=1 AL%gqt] 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, >^1|Mg/!> 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 }Yi)r*LI3 由表10—13查得KFβ=1.36 O/X;(qYd 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 9Tgl/}q) K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 \2?p
h8b*=oq (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 T;cyU9 d1= = mm=73.6mm ]!u12^A{ dXkgWLI~ (7) 计算模数mn R&w2y$ mn = mm=3.74 Q^^.@FU"x 3.按齿根弯曲强度设计 @/S6P-4 由式(10—17) *WSH-*0 mn≥ @S/PB[%S 1) 确定计算参数 :NB,Dz+i (1) 计算载荷系数 u/Os K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 64Ot`=A" Cd4a7<- (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 )+^1QL b.qp&2 A (3) 计算当量齿数 Qg)=4(<Hr z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Mo+mO&B z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 FiTP-~
(4) 查取齿型系数 Zk#^H*jgx 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 Hx}K
wS (5) 查取应力校正系数 -Jo8jE~>V 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 J 4$^Hr 1B;-ea ?
x1"uH (6) 计算[σF] O"otzla σF1=500Mpa s]=s2.= σF2=380MPa e=11EmN9 KFN1=0.95 u3!aKXnv< KFN2=0.98 /h4 ::, [σF1]=339.29Mpa E,Q>jH [σF2]=266MPa x\=2D<@az (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 'xNPy =# = =0.0126 ~Rzn =>a = =0.01468 P!?Je/Tz] 大齿轮的数值大。 @PXb^x#k L lP 2) 设计计算 a:C'N4K mn≥ =2.4 %G%##wv: mn=2.5 )PC(1Zn !/4f/g4Ze 4.几何尺寸计算 UcCkn7} 1) 计算中心距 j @c
fR z1 =32.9,取z1=33 M Cam c z2=165 P#o/S4 a =255.07mm stnyJ9 a圆整后取255mm *}9i@DP1, yVThbL_YJ 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 zy(i]6 β=arcos =13 55’50” :@PM+ [B|Q q% Eze 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 N0be=IO5# d1 =85.00mm aqvt$u8 d2 =425mm KKm0@Y =d/\8\4 4) 计算齿轮宽度 !HA[:-JCz b=φdd1 "7R"(.~> b=85mm a:jRQ-F) B1=90mm,B2=85mm r`]&{0}23 Q K0 5) 结构设计 15Vb`Vf`N 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。 {mPaloA _m!TUT8o 轴的设计计算 gY AXUM, 拟定输入轴齿轮为右旋 g-=)RIwm II轴: $|v_ pjUu] 1.初步确定轴的最小直径 rs01@ d≥ = =34.2mm T`g.K6$b 2.求作用在齿轮上的受力 &z;;Bx0s Ft1= =899N M.K-)r, Fr1=Ft =337N e{edI{g Fa1=Fttanβ=223N; qvz2u]IOw Ft2=4494N nG;wQvc Fr2=1685N JZp*"UzQr Fa2=1115N \Q"o\:IoIT bWv4'Y!p 3.轴的结构设计 ?2VY^7N[ 1) 拟定轴上零件的装配方案 ZF
:e6em N=K|Nw i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 ^(I4Do~} ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 -bHQy: iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 jsSxjf;O iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 3 $;6pY v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 q/xMM`{ vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 7s_#X|A$ QRj><TKi 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 *loPwV8 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 hkw;W[ZWa 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。 `r+"2.z* 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 |w2H5f{fR 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 Y)Y`9u<? 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 q10gKVJum 6. VI-VIII长度为44mm。 =>Y b~r71 C=ni5R ZdHfZ3)dB s z 4. 求轴上的载荷 I0 a,mO;m 66 207.5 63.5 9l2,:EQ* X3#/|> H8~<;6W 43pQFDWa 5Qhu5~,K ][-N< i"%X[(U7 M}NmA edhNQWn 9Vz1*4Ln 5k.NZ W
HO;;j N+x0"~T}I kf+]bV Pl<r*d)h }^WQNdws56 6V\YYrUz Fr1=1418.5N 98h,VuKVaB Fr2=603.5N i rMZLc6 查得轴承30307的Y值为1.6
O[f* ! Fd1=443N `O(ec Fd2=189N O{a<f7 W 因为两个齿轮旋向都是左旋。 / <WB%O 故:Fa1=638N ?ix--?jl Fa2=189N Qj~m;F! Ar4E $\W 5.精确校核轴的疲劳强度 R%o:'-~ 1) 判断危险截面 <jF]SN 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 kA?a} #k8bZ?*: 2) 截面IV右侧的 YLVV9( C
J S 截面上的转切应力为 <y=VDb/ 9K~2!< 由于轴选用40cr,调质处理,所以 pDb5t> , , 。 o9G%KO&;D, ([2]P355表15-1) {8UYu2t a) 综合系数的计算 b{<qt}) 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , KJ<7aZ ([2]P38附表3-2经直线插入) G\G TS}u[ 轴的材料敏感系数为 , , o9ZHa ([2]P37附图3-1) ;vvO#3DWM 故有效应力集中系数为 90> (`pI= km2('t7? u
Jy1 vI 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , bqp6cg\p ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) }#'wy 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , ;EbGW&T ([2]P40附图3-4) Gm;)Om_ 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 Vy0s%k SLp &_S@4 $X8(OS5d' b) 碳钢系数的确定 `<!Nk^2ap 碳钢的特性系数取为 , G 'IqAKJ c) 安全系数的计算 "a))TV%N 轴的疲劳安全系数为 D7|[:`` C,7d O=UXe]D .gTla 故轴的选用安全。 Pe6}y F8M&.TE_3 I轴: r!SMF]?SJ 1.作用在齿轮上的力 I
Y%M5(&Q FH1=FH2=337/2=168.5 x8k7y: Fv1=Fv2=889/2=444.5 yG\^PD D ]Q,~Y&' 2.初步确定轴的最小直径 VZo[\sWf twElLOE bA}9He1 3.轴的结构设计 g^|}e? 1) 确定轴上零件的装配方案 u(l[~r>8W; C(zgBk }a?PBo` 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Klfg:q:j+b d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 2Ya)I k{ e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 .GcIwP'aU- f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 EdFCaW}"" g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 @_s`@,= h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 >B>[_8=f@ i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 (5-
w>( j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 p=%Vo@*] 2) 各段长度的确定 S:)Aj6>6 各段长度的确定从左到右分述如下: -!MrG68 a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 HT&CbEa4' b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 2N*X zVplN c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 `roos<F1D d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 ]v^/c~"${ 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。 m>yb}+ f) 该段由联轴器孔长决定为42mm iUSP+iC, {gh41G;n MMlryn||1 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 V]I@&*O~r W=62748N.mm s~e<Pr?yu T=39400N.mm $A~UA 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 *D`]7I~} ]0v;;PfVl6 6v8HR}iK III轴 @}[ >*Xy% 1.作用在齿轮上的力 q#LB 2M FH1=FH2=4494/2=2247N h OYm
=r Fv1=Fv2=1685/2=842.5N +&hhj~I. ]xGo[:k|E 2.初步确定轴的最小直径 \H(r }D$u< 1ocd$)B|} @1+C* 3.轴的结构设计 eu=G[> 1) 轴上零件的装配方案 aD)$aK 5)h#NkA\J n>Cl;cN= 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,TeJx+z^ I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 7AwV4r*: 直径 60 70 75 87 79 70 &gF*p 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 G!]%xFwYa /$NDH]a 1{6 BU! 5)712b(& b-*3]gB 5.求轴上的载荷 1.S7MSpTV Mm=316767N.mm J%VcvBaJm T=925200N.mm R&oC9< 6. 弯扭校合 tW<i;2 l GMk\
l ~K'e}<-G SZUhZIz& LV4\zd6 滚动轴承的选择及计算 [3$L}m I轴: 'iQ 1.求两轴承受到的径向载荷 1D2Uomd( 5、 轴承30206的校核 DlC\sm 1) 径向力 dA,irb I0W +65OR'd 3=[#(p: 2) 派生力 JFOto,6L: , hz:^3F`>/& 3) 轴向力 MmIVTf4 由于 , !Cqm=q{K 所以轴向力为 , >L5fc". 4) 当量载荷 ~bm
VpoI 由于 , , @ P:b\WCI 所以 , , , 。 ( mV *7Z 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 1zo0/<dk Lj]I7ICNh 5) 轴承寿命的校核 +SM&_b Z|78>0SAt 8]SJ=c"}Xf II轴: GUX!kj 6、 轴承30307的校核 )gX7qQ 1) 径向力 CMQlxX? tKr.{#) LwPZR E# 2) 派生力 `2WtA_ , L# 3) 轴向力 FI.Ae/(U 由于 , wEQ7=Gyx 所以轴向力为 , O"'.n5>:` 4) 当量载荷 w@K4u{| 由于 , , w)Rtt 9 所以 , , , 。 BIu%A]e" 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 sObH#/l` n jfh4}g: 5) 轴承寿命的校核 tQ:g#EqL9B 3Jt7IM!9[ WA'& | |