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2008-12-30 18:39 |
一些齿圆柱齿轮减速器的设计员说明书
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 (~6D`g`B 设计任务书……………………………………………………1 #nD]G#>e
传动方案的拟定及说明………………………………………4 6m~ N2^z 电动机的选择…………………………………………………4 ;R_H8vp 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 1edeV48{: 传动件的设计计算……………………………………………5 !kTI@103Wd 轴的设计计算…………………………………………………8 R_vF$X'O w 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 + a,x 键联接的选择及校核计算……………………………………16 Rk8oshS+2 连轴器的选择…………………………………………………16 xJ);P. 减速器附件的选择……………………………………………17 F>H5 ww9E 润滑与密封……………………………………………………18 6EX_IDb 设计小结………………………………………………………18 R5,ISD
+s 参考资料目录…………………………………………………18 [z2jR(+`U 机械设计课程设计任务书 Fk-}2_=vi 题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 +o4W8f=Ga 一. 总体布置简图 7m<;"e) 1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 Ag82tDL[u 二. 工作情况: yP~O C|Z 载荷平稳、单向旋转 Iq[
d5)M4 三. 原始数据 dsUt[z1w5 鼓轮的扭矩T(N•m):850 ZLS\K/F>>= 鼓轮的直径D(mm):350 O>M4%p 运输带速度V(m/s):0.7 G@N-+ 带速允许偏差(%):5 mu>L9Z~(L_ 使用年限(年):5 !&f>,?wlP 工作制度(班/日):2 L'@@ewA 四. 设计内容 &^I2NpT 1. 电动机的选择与运动参数计算; dfa^5`_ 2. 斜齿轮传动设计计算 zz7#gU 3. 轴的设计 7rZE7+%] 4. 滚动轴承的选择 VGVb3@ 5. 键和连轴器的选择与校核; D-S"?aO- 6. 装配图、零件图的绘制 :&'[#%h8 7. 设计计算说明书的编写 y.6Yl**l 五. 设计任务 w(EUe4 w{ 1. 减速器总装配图一张 a9sbB0q-K@ 2. 齿轮、轴零件图各一张 ?j:g. a+U 3. 设计说明书一份 q=J8SvSRl 六. 设计进度 M,R**z 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 {Rv0@)P$ 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 .!^}sp,E 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ]iHSUP 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 5/f"dX 传动方案的拟定及说明 <0M2qt8 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。 LPRvzlY= 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。 q(nPI 电动机的选择 .}4^b\ 1.电动机类型和结构的选择 @krh <T6| 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。 O V+|j 2.电动机容量的选择 ndE" v"_H 1) 工作机所需功率Pw 7K`Z<v&* Pw=3.4kW RX cfd-us 2) 电动机的输出功率 $psPNJG Pd=Pw/η Y
*?hA' η= =0.904 r1R\cor Pd=3.76kW vkK8D#K 3.电动机转速的选择 -SeHz.`N nd=(i1’•i2’…in’)nw Mf_urbp] 初选为同步转速为1000r/min的电动机 1<n'F
H3 4.电动机型号的确定 0/~20 KD{s 由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 6qYK"^+xu 计算传动装置的运动和动力参数 "NOll:5"( 传动装置的总传动比及其分配 FC&841F 1.计算总传动比 kWm[Lt 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: ~z$+uK i=nm/nw _2Hehw nw=38.4 '6zk>rN i=25.14 47yzI-1H+ 2.合理分配各级传动比 ;]A:(HSZj 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 ZhnRsn9 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 (V:)`A_- 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 )ipTm{ 各轴转速、输入功率、输入转矩 I;rh(FMV 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 CWx_9b zk 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 i^_?C5 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 =t!$72g\ 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 c[zaYcbl 传动比 1 1 5 5 1 7a5G,C#QQ 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 b[;Zl< ~H\1dCW 传动件设计计算 <HMmsw 1. 选精度等级、材料及齿数 {Ip)%uR 1) 材料及热处理; 34s>hm=0. 选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 }:9UI 2) 精度等级选用7级精度; 88~lP7J 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; LP:U6 Z 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 3uJ>:,~r 2.按齿面接触强度设计 =CGB}qU l0 因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 I?#B_ R# 按式(10—21)试算,即 "Wz74ble dt≥ p5?8E$VHV 1) 确定公式内的各计算数值 NWt5)xl (1) 试选Kt=1.6 r]yI5 ; (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 jB -wJNP/ (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 ^,,lo<d_L (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 jQRl-[n (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa W;y ,Xs (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; `bMwt?[* (7) 由式10-13计算应力循环次数 y_A7CG"^ N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 {q^?Rw N2=N1/5=6.64×107 )uxXG`,h (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 kO'_g1f<[ (9) 计算接触疲劳许用应力 _;8+L\ 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 "Qfw)!# [σH]1==0.95×600MPa=570MPa 8iKupaaOX [σH]2==0.98×550MPa=539MPa l.AG^b [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa !PuW6 2) 计算 kf>L (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t ` 8OA:4). d1t≥ = =67.85 8^)K|+_'m (2) 计算圆周速度 lgei<\6~n5 v= = =0.68m/s a]nyZdt` (3) 计算齿宽b及模数mnt &.`/ln b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm ;y%C\YB# mnt= = =3.39 [2Rw)!N h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm B%^ $fJ|
b/h=67.85/7.63=8.89 ]CZ&JL (4) 计算纵向重合度εβ lL]8~3b εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 &Dw8GU}1 (5) 计算载荷系数K i=DoK{`L 已知载荷平稳,所以取KA=1 ?>
SH`\ 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, elw}(l<F 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 o])2_e5 由表10—13查得KFβ=1.36 &]euL:C 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 N,Ys}qP K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 7.DAwx.HYK (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 q)E
J?- d1= = mm=73.6mm a eo/4 (7) 计算模数mn ;zZGV4Qc~ mn = mm=3.74 p@x1B
&Z 3.按齿根弯曲强度设计 A"`(^#a 由式(10—17 mn≥ kTe0" 1) 确定计算参数 {S;/+X, (1) 计算载荷系数 ~IP3~m D K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 EPMdR66 (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 d}e/f)( 2 -
? (3) 计算当量齿数 _O*"_^6 z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 yg-uL48q z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 7<?~A6 (4) 查取齿型系数 \%ZF<sVW 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 wtL_c (5) 查取应力校正系数 %`Q<_LTU 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 !`-/E']/ (6) 计算[σF] *=O~TY<]( σF1=500Mpa m+Bt9|d σF2=380MPa ZZXQCP6] KFN1=0.95 Gj}P6V_ KFN2=0.98 L8zY?v(bG [σF1]=339.29Mpa .5PcprE/ [σF2]=266MPa B{0m0-l (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 8`/nk`; = =0.0126 nS}XY = =0.01468 e2?7>? 大齿轮的数值大。 $A/$M\: 2) 设计计算 b-x,`s mn≥ =2.4 h) .([ mn=2.5 l'2a?1/q 4.几何尺寸计算 f/:XIG 1) 计算中心距 k^IC"pUc z1 =32.9,取z1=33 6k=ink-/ z2=165 O)tZ`X; a =255.07mm 1x^(vn#= a圆整后取255mm >|[74#}7 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 JRC+>'}Xj β=arcos =13 55’50” ttwfWfX 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 i-b++R/WN d1 =85.00mm hl[!4#b]K d2 =425mm HZ1e~IIw 4) 计算齿轮宽度 P*#H]Pv b=φdd1 3PEv.hGx b=85mm [8VB"{{& B1=90mm,B2=85mm bw8~p%l? 5) 结构设计
JRm:hf' 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。 W:7oGZ>4 轴的设计计算 <[H1S@{W 拟定输入轴齿轮为右旋 <Cvlz^K[ II轴: w6fVZY4 1.初步确定轴的最小直径 >HUU`= SC d≥ = =34.2mm GB(o)I#h 2.求作用在齿轮上的受力 z~/z>_y$nv Ft1= =899N v[_C^; Fr1=Ft =337N =-`}(b2N Fa1=Fttanβ=223N; "b!EtlT9 Ft2=4494N ['MG/FKuv Fr2=1685N l!plw,PYC Fa2=1115N 1A4!zqT; 3.轴的结构设计 4*4s{twG 1) 拟定轴上零件的装配方案 &cSTem
0 i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 [=Y @Ul ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 (>x4X@b iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 DAG2pc8zA iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 c]>s(/}T v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 9=j"kXFf vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 Y{TzN%|LV 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 X=Q)R1~6v 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 F#X&Tb{ 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。 XHgwK@GU 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 vs/.'yD/C 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 0sv#* &0= 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 4|uh&4"*@W 6. VI-VIII长度为44mm。 X ?/C9 4. 求轴上的载荷 dyRKmLb 66 207.5 63.5 zo-hH8J: Fr1=1418.5N u=h:d+rq@ Fr2=603.5N U5]{`C0H? 查得轴承30307的Y值为1.6 i2SR.{& Fd1=443N ~a:0Q{>a Fd2=189N {H+~4XG 因为两个齿轮旋向都是左旋。 \ %Er%yv) 故:Fa1=638N NKD<VMcqw Fa2=189N LMf_wsp 5.精确校核轴的疲劳强度 \`\& G-\ 1) 判断危险截面 CA)DQYp{ 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 `H6-g=C 2) 截面IV右侧的 IWvLt D9M<>Xz) 截面上的转切应力为 n*6Oa/JG7 由于轴选用40cr,调质处理,所以 %e2,p&0G ([2]P355表15-1) {OP[Rrm a) 综合系数的计算 7q<2k_3< 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , [R[]&\W ([2]P38附表3-2经直线插入) @UCGsw 轴的材料敏感系数为 , , $<.\,wW*'w ([2]P37附图3-1) :?%$={m 故有效应力集中系数为 =m.Lw 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , rmS.$h@7 m ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) oa(R,{_*q 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , A*jU&3# ([2]P40附图3-4) )mw#MTv<[ 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 T u>5H` b) 碳钢系数的确定 ?IR]y-r 碳钢的特性系数取为 , QFMR~6 ? c) 安全系数的计算 1'or[Os3= 轴的疲劳安全系数为 ~Rd,jfx 故轴的选用安全。 pj:s+7"t I轴: vt@5Hb) 1.作用在齿轮上的力 "c8
-xG FH1=FH2=337/2=168.5 =e2|:Ba!
Fv1=Fv2=889/2=444.5 '\8gY((7 2.初步确定轴的最小直径 *Y"Kbn6 ^'j? {@ 3.轴的结构设计 b(JQ>,hX 1) 确定轴上零件的装配方案 jC3ta 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ol QT r d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 oc+TsVt e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 hK F*{,' f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 1p&e:v g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 xj8yQ Y1 h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 N `-\'h i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 ~NT2QY5!K j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 5VD(fW[OW] 2) 各段长度的确定 iV#sMJN9 各段长度的确定从左到右分述如下: jFbj)!; a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 W^{zlg b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 q`1"]gy. c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 jdz]+Q`jq d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 VfWU-lJ e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 G?`{OW3:_ f) 该段由联轴器孔长决定为42mm jcrLUs+\ 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 ~6YTm6o W=62748N.mm kr ,&aP<, T=39400N.mm !C13E lf 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 e
]-fb{oVH Er /:iO)_ III轴 j#:IG/)GL 1.作用在齿轮上的力 Cngi5._Lb FH1=FH2=4494/2=2247N qiEw[3Za]' Fv1=Fv2=1685/2=842.5N .V~z6 2.初步确定轴的最小直径 }7?n\I+n" 3.轴的结构设计 =PU!hZj"L 1) 轴上零件的装配方案 @ sLb=vb 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ViZ Tl~ I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII X5[.X()M4 直径 60 70 75 87 79 70 +H"[WZ5 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 >3aB{[[N 1ym^G0"s 5.求轴上的载荷 7]\_7L|>] Mm=316767N.mm 'uy\vR&Pz T=925200N.mm 2bIP.M2Fs 6. 弯扭校合 8v{0=9,Z 滚动轴承的选择及计算 ;t6)(d4z? I轴: LtrE;+%2oz 1.求两轴承受到的径向载荷 w3hG\2)[HS 5、 轴承30206的校核 =:neGqd\_E 1) 径向力 4~8!3JH39 2) 派生力 9):h
%o 3) 轴向力 <!qN<#$y 由于 , 2!@ER i 所以轴向力为 , LIah'6qR 4) 当量载荷 py-5 :g}d 由于 , , 9:\#GOg 所以 , , , 。 U5[,UrC 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 "}|&eBH^< 5) 轴承寿命的校核 ~)fd+~4L II轴: }#cFr)4f 6、 轴承30307的校核 ve3-GWT{C 1) 径向力 5xb1FH d: 2) 派生力 77zfRSb+ , cc0e(\ 3) 轴向力 GkU]>8E'" 由于 , "pA24Ze 所以轴向力为 , Zqi;by% 4) 当量载荷 !3*:6 由于 , , 0&21'K)pW 所以 , , , 。 \I-bZ|^ 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Uo]x6j< 5) 轴承寿命的校核 S+*%u/;l III轴: l|jb}9(J 7、 轴承32214的校核 A?zxF5rfp 1) 径向力 <>l! 2) 派生力 =w,cdU* 3) 轴向力 rCH? R 由于 , Lb=4\ _ 所以轴向力为 , RCC~#bb 4) 当量载荷 zZE@:P&lf 由于 , , wJ>.I<F6B 所以 , , , 。 EJByYk
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ^2f2g>9j_C 5) 轴承寿命的校核 nqv#?>Z^OT 键连接的选择及校核计算 .9uw@Eq Yn>y1~ 代号 直径 Y I?4e7Z+ (mm) 工作长度 SbYsa (mm) 工作高度 - ]Mbe2; (mm) 转矩 u27*-X
5 (N•m) 极限应力 _mG>^QI. (MPa) 5^0K5R6GQf 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 A5q%ytI 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 4xsnN@b 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 VT:m!<^
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 {8im{]8_ 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 GiS{=+=5 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。 m&I5~kD 连轴器的选择 7nl 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 >XU93 )CX 二、高速轴用联轴器的设计计算 ^2<nn op 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 , dk@j!-q^ 计算转矩为 y&(R1Y75 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) _[p@V_my 其主要参数如下: JANP_b:t 材料HT200 Op
0Qpn 公称转矩 dt1,!sHn 轴孔直径 , @'lO~i 轴孔长 , wf&1,t3Bgn 装配尺寸 K[Ao_v2g 半联轴器厚 WEZ)>[Xj? ([1]P163表17-3)(GB4323-84 1 GB 三、第二个联轴器的设计计算 \CK 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 , $?Yw{%W 计算转矩为 noSBwP|v* 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) ^hIKDc!.m 其主要参数如下: k_A
9gj1 材料HT200 F qH@iZ 公称转矩 8pE0ANbq 轴孔直径 5;yVA 轴孔长 , \*x=q20 装配尺寸 YA'_Ba(v) 半联轴器厚 %>)&QZig/ ([1]P163表17-3)(GB4323-84 <cx,Z5W 减速器附件的选择 @K}8zMmW# 通气器 63Dm{
2i}F 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 ^[u*m%UB 油面指示器 "~=\AB=+Z 选用游标尺M16 lk. ; 起吊装置 *Jm U",X 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 o ImW 放油螺塞 > qDHb' 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 N \Wd0b 润滑与密封 j[q$;uSD 一、齿轮的润滑 !tr
/$ 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。 ckg8x&Z 二、滚动轴承的润滑 /ar/4\b 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 qW(_0<E 三、润滑油的选择 [ Cu3D 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。 V9r58hbVT 四、密封方法的选取 1WbawiG} 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。 u9~RD 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。 jy2@t * 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 Ze>Pg.k+ 设计小结 3NA
G}S 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。
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