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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 DRS68^ 设计任务书……………………………………………………1 U)IW6)q 传动方案的拟定及说明………………………………………4 ?-"xP'# 电动机的选择…………………………………………………4 6Y!hz7D 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 #"tHT<8 u 传动件的设计计算……………………………………………5 C@!C='b, 轴的设计计算…………………………………………………8 ,E&PIbDL1 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 c\2+f7o@ 键联接的选择及校核计算……………………………………16 H.\gLIr 连轴器的选择…………………………………………………16 |e+8Xz1> 减速器附件的选择……………………………………………17 R@lmX%Z1 润滑与密封……………………………………………………18 (Uo:WyVj|F 设计小结………………………………………………………18 z#qlu= 参考资料目录…………………………………………………18 S*3N6*-l" 机械设计课程设计任务书 H>8B$fi )$ 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 oU }eAZj{ 一. 总体布置简图 ^[]GsF 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 Jw%0t'0Zi 二. 工作情况: bMT1(edm 载荷平稳、单向旋转 #$h~QBg 三. 原始数据 p-]vf$u 鼓轮的扭矩T(N•m):850 ]"'$i4I{R 鼓轮的直径D(mm):350 N[$bP)h7 运输带速度V(m/s):0.7 u,<#z0R|;$ 带速允许偏差(%):5 QR'yZ45n4 使用年限(年):5
;;z4EGr 工作制度(班/日):2 -Y]ue*k{ 四. 设计内容 ;{Cr+lqTJ 1. 电动机的选择与运动参数计算; $JKR, 2. 斜齿轮传动设计计算 >Mml+4<5 3. 轴的设计 oj.f
uJD 4. 滚动轴承的选择
VgfA&?4[ 5. 键和连轴器的选择与校核; BE
n$~4- 6. 装配图、零件图的绘制 q,k/@@Qd9 7. 设计计算说明书的编写 "9=F/o9 五. 设计任务 p|mt2oDjw 1. 减速器总装配图一张 BMlnzi 2. 齿轮、轴零件图各一张 O*MC"%T 3. 设计说明书一份 gg;&a( 六. 设计进度 Jv 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 9}e`_z 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 "#uXpCuw 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 (_^pX 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 w6C0]vh 传动方案的拟定及说明 }Dk*Hs^E 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。 Kk?P89=* 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。 KiXXlaOs 电动机的选择 8l(_{Y5(- 1.电动机类型和结构的选择 /15e-(Zz/ 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。 Y8I*B=7 2.电动机容量的选择 RhVQVj c 1) 工作机所需功率Pw ?C#=Q6 Pw=3.4kW ]IQTf5n 2) 电动机的输出功率 |2mm@): Pd=Pw/η X}?`G?' η= =0.904 ^8S'=Bk Pd=3.76kW 98u$5=Z'/ 3.电动机转速的选择 P;R`22\3 nd=(i1’•i2’…in’)nw BElVkb 初选为同步转速为1000r/min的电动机 #DMt<1#: 4.电动机型号的确定 HorFQ?8 由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 n6T@A;_g 计算传动装置的运动和动力参数 0eQwi l@ 传动装置的总传动比及其分配 <u\j4<p 1.计算总传动比 s53Pw>f 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: #K1VPezN i=nm/nw ^6=y4t=%F nw=38.4 *QAcp` ;* i=25.14 =5bef8 O 2.合理分配各级传动比 <uUHr,# 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 W79wz\a 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 Bob K>db 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 D$|@:
mW 各轴转速、输入功率、输入转矩 -3
.Sr|t 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 Q[t|+RNKv2 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 D/1{v 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 *g
=ey?1S 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 {[V<mT2/ 传动比 1 1 5 5 1 HIUB: 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 g9 .b6}w! G]Fp}, 传动件设计计算 VfS&V*un 1. 选精度等级、材料及齿数 xij`Mr 1) 材料及热处理; EHByo[ 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。 1-`Il]@?8 2) 精度等级选用7级精度; o+e:HjZZ 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; QkJAjmB 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° LF\4>(C2g 2.按齿面接触强度设计 @BbqYX 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 df}DJB 按式(10—21)试算,即 egur} dt≥ 2H7b2% 1) 确定公式内的各计算数值 Ke0j8| (1) 试选Kt=1.6 5>{S^i~! (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 `9IG// (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 r(g:b
^S (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 }GV5':W@WG (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa ,,_$r7H` (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; R-Y07A (7) 由式10-13计算应力循环次数 iYwzdW1 N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 p*F.WxB)4 N2=N1/5=6.64×107 xY]Y (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 .EJo9s' (9) 计算接触疲劳许用应力 ~I'1\1 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 N"A863> [σH]1==0.95×600MPa=570MPa \.m"u14[b [σH]2==0.98×550MPa=539MPa bb@@QzR [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa y8jwfO3 2) 计算 T0=8 U;
= (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t `_`\jd@ d1t≥ = =67.85 mUFg(;ya (2) 计算圆周速度 sFhmp v= = =0.68m/s Tw^b!74gq (3) 计算齿宽b及模数mnt 4hRc,Vq b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm QrmiQ]d*p mnt= = =3.39 H{Fww4pn h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm K"lZwU\:On b/h=67.85/7.63=8.89 b#ih=qE (4) 计算纵向重合度εβ 3[*E>:)qh εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ;onhc*{lv (5) 计算载荷系数K 6x?3%0Km 已知载荷平稳,所以取KA=1 Rd|#-7 根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, l_ Eeus 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 {<f |h)r 由表10—13查得KFβ=1.36 BO6u<cu"- 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 J0{;" K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ZdcG6IG+ (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 ?]1_ 2\M d1= = mm=73.6mm s/' ]* n (7) 计算模数mn ;"gUrcuY mn = mm=3.74 /*v}.fH% 3.按齿根弯曲强度设计 nQy %av$ 由式(10—17 mn≥ o*\Fj}l- 1) 确定计算参数 B4 XN (1) 计算载荷系数 >fX_zowX K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ?g7O([*[ (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 >m66j2(H*Z nIWZo ~ (3) 计算当量齿数 l)1FCDV z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 YfB8
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ZA1u (4) 查取齿型系数 _VvXE572 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 B)^uGSW (5) 查取应力校正系数 $G
$147z 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 w-2?|XvDmf (6) 计算[σF] y5oC|v7 σF1=500Mpa R]Iv?)Y σF2=380MPa P LHiQ: KFN1=0.95 *3A`7usU KFN2=0.98 6qAs$[ [σF1]=339.29Mpa 5!tiu4LU [σF2]=266MPa ;s$bVGHr (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 }VetaO2* = =0.0126 %d%$jF` = =0.01468 iS/faXe5 大齿轮的数值大。 LBCat=d< 2) 设计计算 5:"zs mn≥ =2.4 q!r4"#Y"@Z mn=2.5 G]NnGL<xk 4.几何尺寸计算 VZo,AP~ 1) 计算中心距 uaiCyh1: z1 =32.9,取z1=33 j B.ZF7q z2=165 o?T01t= a =255.07mm ,p3moD
3 a圆整后取255mm e7# B? 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 Ei$@)qS/ β=arcos =13 55’50” i,3[0*ge 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 -n>JlfCd2 d1 =85.00mm 0q4E^}iR d2 =425mm *F_ dP 4) 计算齿轮宽度 FF} A_ZFY b=φdd1 v"Z`#Bi b=85mm vc r5 B1=90mm,B2=85mm M@TXzn!&o 5) 结构设计 S*0P[R 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。 e
[}m@a 轴的设计计算 Gdi8Al]\Nl 拟定输入轴齿轮为右旋 8i?Hh?Mf} II轴: 2A,iY}R 1.初步确定轴的最小直径 #0F6{&;
M d≥ = =34.2mm s\Zp/-Q 2.求作用在齿轮上的受力 0QakFt Ft1= =899N vwc)d{ND Fr1=Ft =337N ){_D Fa1=Fttanβ=223N; I7Uj<a=(q Ft2=4494N [Y%H8} Fr2=1685N [WAnII Fa2=1115N Da@H^ 3.轴的结构设计 0}:wM':G 1) 拟定轴上零件的装配方案 A/xo'G i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 l&2 }/A ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 Ie<`WU K iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 9^AfT>b~f iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 0=,vdT v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 4!3mS WNV vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 Z:e|~# 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 3P&K<M#\ 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 R,
J(]ew 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。 G\I DgPj` 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 'TdO6-X 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 X-mhz3Q&a 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 }2 X" 6. VI-VIII长度为44mm。 =ghN)[AZV 4. 求轴上的载荷 #xlT,:_:) 66 207.5 63.5 f(}AdW}? Fr1=1418.5N B(z?IW& Fr2=603.5N r^jiK\* 查得轴承30307的Y值为1.6 <O]TM-h Fd1=443N >
]()#z Fd2=189N 0IP5&[-P 因为两个齿轮旋向都是左旋。 hG8!aJo 故:Fa1=638N HpQuro'Qh Fa2=189N <q dM 5.精确校核轴的疲劳强度 e; #"t 1) 判断危险截面 tu%!j}3s 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 p^yuz ( 2) 截面IV右侧的 P%nN#Qm F^xhhz&e 截面上的转切应力为 )j^~=Sio. 由于轴选用40cr,调质处理,所以 jJ B+UF= ([2]P355表15-1) 42If/N? a) 综合系数的计算 2X@|H 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , e2@{Ab ([2]P38附表3-2经直线插入) F6vN{FI 轴的材料敏感系数为 , , ujt0?DM ([2]P37附图3-1) pod=|(c 故有效应力集中系数为 bL)7/E 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , -76l*=| ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) p3N/"t&> 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , bV~z}V& ([2]P40附图3-4) &E(KOfk# 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 ZWVN(U b) 碳钢系数的确定 OZ'=Xtbn 碳钢的特性系数取为 , 1J
tt\yq c) 安全系数的计算 nJ]oApb/- 轴的疲劳安全系数为 S{sJX5R; 故轴的选用安全。 [RqL0EP I轴: [;E~A 1.作用在齿轮上的力 c[h{C!d1 FH1=FH2=337/2=168.5 jEkO#xI Fv1=Fv2=889/2=444.5 Z fQzA}QD 2.初步确定轴的最小直径 rda/ ^@"EI|fsP 3.轴的结构设计 v_7?Zik8E 1) 确定轴上零件的装配方案 .0 [
zZ 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 5R?[My 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。 ?)#qBE ] 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。 Vh1R!>XY 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。 42{\u 08Z 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。 h:J0d~u 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。 X/8CvY#n i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 7tEkQZMDI j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 +Ui @3Q 2) 各段长度的确定 2D"n#O`y 各段长度的确定从左到右分述如下: L T.u<ThR} 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。 tE~OWjL b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 W'B=H1 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。 p#yq 'kY 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。 >Fzs%]M 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。 L7}dvdtZ0 f) 该段由联轴器孔长决定为42mm zFn!>Tqe 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 ry2ZVIFa W=62748N.mm 6hW ~Q T=39400N.mm VN5UJ!$?J 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 feI%QnK)U D #`o III轴 %+=y! 1.作用在齿轮上的力 ,/XeG`vk FH1=FH2=4494/2=2247N T=NF5kj-= Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2%|0c\y|z= 2.初步确定轴的最小直径 91Fx0( 3.轴的结构设计 ;g:!WXd 1) 轴上零件的装配方案 2!7)7wlj0 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 \Y4>_Mk I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 3\ !DsPgW 直径 60 70 75 87 79 70 s"7$SxMT 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 '#;%=+=; cg]\R1Gm 5.求轴上的载荷 ^uDNArDmj5 Mm=316767N.mm %YH+=b:uW T=925200N.mm b%TS37`^[ 6. 弯扭校合 _gGI&0(VM 滚动轴承的选择及计算 *i=+["A I轴: 0# )I:5 1.求两轴承受到的径向载荷 ;`{PA
!> 5、 轴承30206的校核 4dB6cg 1) 径向力 06Irx^n 2) 派生力 t=K;/1 3) 轴向力 kwcH$w<I 由于 , X:un4B}O 所以轴向力为 , 1&Fty'p 4) 当量载荷 n{b(~eL? 由于 , , 5
aT>8@$Z^ 所以 , , , 。 {DI`HB[ 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 "<e<0:: 5) 轴承寿命的校核 Ez= Q{g II轴: JB_<Haj 6、 轴承30307的校核 9L"Z
~CUL 1) 径向力 T~238C{vh 2) 派生力 "M GX(SQ , )t$<FP 3) 轴向力 o:p6[SGd 由于 , n O^m 所以轴向力为 , M<A jtDF% 4) 当量载荷 j/oM^IY 由于 , , |qn`z- 所以 , , , 。 3k#?E]' 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
*tWZ.I<< 5) 轴承寿命的校核 cJ}J4? III轴: ir72fSe 7、 轴承32214的校核 FuWMVT`Y 1) 径向力 HFtl4P 2) 派生力 F7FUoew< 3) 轴向力 ,t2yw 由于 , go6XUe 所以轴向力为 , Ve]ufn6 4) 当量载荷 GH6 HdZ 由于 , , f>*D@TrU 所以 , , , 。 (P+TOu-y\ 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 \1[=t+/ 5) 轴承寿命的校核 aB=&X | |