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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 /wi*OZ7R 设计任务书……………………………………………………1 }j)][{i*x 传动方案的拟定及说明………………………………………4 a
S;z
YD 电动机的选择…………………………………………………4 BT^Im=A 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 SuR+Vv 传动件的设计计算……………………………………………5 9] L4`.HM 轴的设计计算…………………………………………………8 /Moyn"Kj{ 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 mI,a2wqi 键联接的选择及校核计算……………………………………16 FfRvi8 连轴器的选择…………………………………………………16 " k0gZb 减速器附件的选择……………………………………………17 Gh5 3Pne 润滑与密封……………………………………………………18 NwcRH9};i 设计小结………………………………………………………18 6ys|'<? 参考资料目录…………………………………………………18 +Pc2`,pw| 机械设计课程设计任务书 2RU/oqmR 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 J4]tT pu"K 一. 总体布置简图 79z/(T+ 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 FrsXLUY 二. 工作情况: eemC;JV % 载荷平稳、单向旋转 v8"Zru 三. 原始数据 r0Zj'F_e 鼓轮的扭矩T(N•m):850 < ZG!w^ 鼓轮的直径D(mm):350 g8R@ol0 运输带速度V(m/s):0.7 \IhHbcF`d 带速允许偏差(%):5 <CcSChCg 使用年限(年):5 |;(>q 工作制度(班/日):2 Bun^EJ) 四. 设计内容 Bdcs}Ga 1. 电动机的选择与运动参数计算; \;+TZ1i_ 2. 斜齿轮传动设计计算 ?>1wZ 3. 轴的设计 Y1;jRIOA 4. 滚动轴承的选择 z%;_h- 5. 键和连轴器的选择与校核; ^v&"{2 6. 装配图、零件图的绘制 Doe:m#aNj 7. 设计计算说明书的编写 65vsQ|Zw 五. 设计任务 \Ez&?yb/ 1. 减速器总装配图一张 uO( (Mg 2. 齿轮、轴零件图各一张 ?X+PNw|pf 3. 设计说明书一份 U]&/F{3
im 六. 设计进度 pwvmb\ 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 G '%ZPh89 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 ^)o#/"JA 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 mT>RQ. 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 Xb~i?T;f 传动方案的拟定及说明 Byh!Snoe 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。 ,*sKr)9) 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。 #bS}?fj 电动机的选择 _Qq lOc9 1.电动机类型和结构的选择 ?^ R"a## 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。 w5vzj%6i 2.电动机容量的选择 _&M^}||UH 1) 工作机所需功率Pw pQxv_4 Pw=3.4kW !iL6 / 2) 电动机的输出功率 f.c2AY~5[ Pd=Pw/η ;D<;pW η= =0.904 5S ) N&% Pd=3.76kW RS|*3
$1 3.电动机转速的选择 d/b\:[B@ nd=(i1’•i2’…in’)nw '(zP; 初选为同步转速为1000r/min的电动机 wkY$J\J 4.电动机型号的确定 ba)hWtenH 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 /vPr^Wv 计算传动装置的运动和动力参数 R1Fcd@DWD 传动装置的总传动比及其分配 NOFH 1.计算总传动比 Q$5%9 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: z2jS(N?J1 i=nm/nw CropHB/t nw=38.4 a{Y8hR i=25.14 (/S6b 2.合理分配各级传动比 +fHqGZ] 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 D|2lBU 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 7HJH9@8V 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 Y}h&dAr 各轴转速、输入功率、输入转矩 sRQ4pnnrn 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 1I%niQv5t 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 59(kk; 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 zhh6;>P 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 _y:aPn 传动比 1 1 5 5 1 Z ?ATWCa 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 [KMS/'; ]
QrLXAK\5 传动件设计计算 bV:MOj^ 1. 选精度等级、材料及齿数 bRJ]avR
1) 材料及热处理; wS [k} 选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 [4-u{Tu 2) 精度等级选用7级精度; } :T}N] 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; wsj5;(f+ 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 0IQ|`C. 2.按齿面接触强度设计 qxHsmGV 因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 ;I>77gi`] 按式(10—21)试算,即 jF{)2|5 dt≥ zomg$@j 1) 确定公式内的各计算数值 UdFYG^i (1) 试选Kt=1.6 s5ILl wr (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 3V/f-l]X/ (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 "R[6Q ^vw (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 f|,2u5
;z (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa f.RwV+lq (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; hOe$h,E'] (7) 由式10-13计算应力循环次数 !H4uc N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 uvA 2`%T/ N2=N1/5=6.64×107 %p};Di[V (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 Q[bIkvr| (9) 计算接触疲劳许用应力 [ZETyM` 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 J!:v`gb#@A [σH]1==0.95×600MPa=570MPa *B+YG^Yu^ [σH]2==0.98×550MPa=539MPa 9!wm`'G8 [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa '~7 6Y9mv 2) 计算 ;{rl
Y> (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t {ZgycMS d1t≥ = =67.85 y9Q"3LLic` (2) 计算圆周速度 `(L<Q% v= = =0.68m/s w&}UgtEm (3) 计算齿宽b及模数mnt !Op18hP$ b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm L\^H#:?t mnt= = =3.39 0.!Q4bhD h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm (d-j/v*4 b/h=67.85/7.63=8.89
(<#Ns W!z (4) 计算纵向重合度εβ +e)RT< εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 @3>nVa (5) 计算载荷系数K [oS.B\Vc 已知载荷平稳,所以取KA=1 ?Tk4Vt 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, @_Ly^'
" 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 4?e7s.9N 由表10—13查得KFβ=1.36
h9 3 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 s}":lXkrw K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 }UHoa (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 <*&2b d1= = mm=73.6mm 0N3S@l#,\A (7) 计算模数mn [u`9R<>c"U mn = mm=3.74 q,eXH8 x 3.按齿根弯曲强度设计 Jx= v6==7 由式(10—17 mn≥ \6v*c;ZF 1) 确定计算参数 yO09NQ 5u (1) 计算载荷系数 V %Rz(a+c K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 qbdv (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 ]6EXaf# -%)8= (3) 计算当量齿数 AT,?dxP J z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Z= P=oldH z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ?\Z-3l%M (4) 查取齿型系数 Mkadl< 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 ~0@+8%^>; (5) 查取应力校正系数 w`OHNwXh#I 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 Xa32p_|5~ (6) 计算[σF] @uI_4 a σF1=500Mpa c6)q(zz σF2=380MPa O}_Z"y KFN1=0.95 ceqYyVy KFN2=0.98 [Lo}_v& [σF1]=339.29Mpa L`{EXn[ [σF2]=266MPa YG6Kvc6T (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 o\YF_235 = =0.0126 }n JG<rY = =0.01468 JMq00_ 大齿轮的数值大。 FucLcq2Z 2) 设计计算 ,, G6L{&Z mn≥ =2.4 nY<hfqof mn=2.5 y(RK|r 4.几何尺寸计算 KI="O6 h 1) 计算中心距 #5x[Z[m z1 =32.9,取z1=33 W=EvEx^?% z2=165 ul$YV9[\ a =255.07mm ]n:)W.|`R a圆整后取255mm DOm5 azO!> 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 T9+ ?A
l β=arcos =13 55’50”
$dLPvN 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 G&Sp } d1 =85.00mm v+|N7 d2 =425mm A@0%7xm 4) 计算齿轮宽度 V/G'{ q b=φdd1 lS(?x|dO b=85mm }9xEA[@; B1=90mm,B2=85mm @E$PjdB5M 5) 结构设计 :d<;h:^_ 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。 ivbuS-f=r 轴的设计计算 &V&0kp@+ 拟定输入轴齿轮为右旋 U/oncC5 II轴: rsR0V+(W 1.初步确定轴的最小直径 O9k9hRE]z d≥ = =34.2mm 98os4}r 2.求作用在齿轮上的受力 ]64mSB Ft1= =899N wKCHG/W Fr1=Ft =337N B&`hvR Fa1=Fttanβ=223N; h*Y);mc$# Ft2=4494N Wb"*9q06 Fr2=1685N ?*z#G'3z1 Fa2=1115N #<bt}Tht 3.轴的结构设计 451r!U1Z 1) 拟定轴上零件的装配方案 !z;a>[T' i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 mlY0G w_e ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 !\H!9FR iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 +?~'K&@ iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 \z<B=RT\ v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 s45Y8!c vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 M ,8r{[2 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,iU ]zN// 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 $@t-Oor; 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 ` =!&9o 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。
tqE LF 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 V$+xJ m 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 Mrp'wF
D 6. VI-VIII长度为44mm。 j3rBEQ,R 4. 求轴上的载荷 KD^>Vv# 66 207.5 63.5 s!09Pxc Fr1=1418.5N 0sRby! Fr2=603.5N l'(Cxhf.W 查得轴承30307的Y值为1.6 m El*{] Fd1=443N Z
xLjh Fd2=189N
,ORZtj 因为两个齿轮旋向都是左旋。 A?3hNvfx 故:Fa1=638N tgDmHxB]0 Fa2=189N pK#Ze/! 5.精确校核轴的疲劳强度 Uq&ne1 1) 判断危险截面 uRKCvsi sX 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 REhXW_x 2) 截面IV右侧的 86~HkHliv S'HM|& 截面上的转切应力为 G.O0*E2V 由于轴选用40cr,调质处理,所以 Zbxd,|<| ([2]P355表15-1) "TKf"zc a) 综合系数的计算 y>u+.z a| 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , |^Z1 D TAw ([2]P38附表3-2经直线插入) hZ.Sj~>7` 轴的材料敏感系数为 , , jcN84AaRFI ([2]P37附图3-1) 46*o_A,"
故有效应力集中系数为 m~#S76!w 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , 'Ol}nmJ'n ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) XZA3TZ 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , iqghcY) ([2]P40附图3-4) X4&{/;$ 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 =R!=uml( b) 碳钢系数的确定 O%A:2Y79 碳钢的特性系数取为 , ;'dw`)~jQ c) 安全系数的计算 R3Eh47 轴的疲劳安全系数为 h/`OG>./ 故轴的选用安全。 M'W@K I轴: 3`J?as@^8 1.作用在齿轮上的力 U}6'_ PRQ FH1=FH2=337/2=168.5 B @UaaWh Fv1=Fv2=889/2=444.5 FgNO# % 2.初步确定轴的最小直径 )m"NO/sJ2 YU[93@mCh 3.轴的结构设计 RM-|?% 1) 确定轴上零件的装配方案 ?)7uwJsH 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Qwk 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。 lKI1bs]i 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。 vyERt^z 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。 (}"r 5 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。 ! k||-Q& 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。 WhSQ>h!@s i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 w]UYD;f j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 ._-^58[ 2) 各段长度的确定 p(%7|' 各段长度的确定从左到右分述如下: vML01SAi 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。 .jZmQtc b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 <dD}4c+/t 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。 4/S4bk*8 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。 #DwTm~V0" 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。 n%3rv?m7 f) 该段由联轴器孔长决定为42mm i15uHl 4.按弯扭合成应力校核轴的强度
A<r@,*(g W=62748N.mm f3|ttUX T=39400N.mm 4s^5t6 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 IBf&'/ 8\ $=4T# W=m III轴 utQE$0F 1.作用在齿轮上的力 wZh&w<l' FH1=FH2=4494/2=2247N R?Ki~'k= Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 26yv w 2.初步确定轴的最小直径 R?(0:f 3.轴的结构设计 e4y dn 1) 轴上零件的装配方案 C&,&~^_F 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 |J'@-*5?[8 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 9loWh5_1Z 直径 60 70 75 87 79 70 A$WE:<^ 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 E08FUAth]# [95(%&k.Q 5.求轴上的载荷 tjBs>w Mm=316767N.mm dZIAotHN: T=925200N.mm "8&pT^ 6. 弯扭校合 ~_QZiuq& 滚动轴承的选择及计算 (\, <RC\ I轴: JWr:/? 1.求两轴承受到的径向载荷 &&xBq? 5、 轴承30206的校核 &vLz{ 1) 径向力 3DV'; 2) 派生力 |[CsLn; 3) 轴向力 e ,/I}W 由于 , fB:9:NX 所以轴向力为 , LU l6^JU 4) 当量载荷 /WRS6n 由于 , , \-0@9E<D 所以 , , , 。 6B)(kPW 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 C$vKRg\o 5) 轴承寿命的校核 -X'HZ\) II轴: M")J buI 6、 轴承30307的校核 od{Y`
.< 1) 径向力 ]iRE^o6 2) 派生力 |Up+Kc:z/n , FAfk;<#'n+ 3) 轴向力 s:7^R-"
由于 , .9
mwRYgD 所以轴向力为 , {(w/_C9 4) 当量载荷 K~H)XJFF 由于 , , PBbJfm 所以 , , , 。 G+stt(k: 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 l_hM,]T0 5) 轴承寿命的校核 q&Y'zyHLP III轴: klxVsx%I{G 7、 轴承32214的校核 WjW+EF8( 1) 径向力 '3 w=D
) 2) 派生力 _T&?H 3) 轴向力 mcy\nAf5% 由于 , 9h>nP8 所以轴向力为 , HYyO/U9z|I 4) 当量载荷 [9(tIb!x 由于 , , (MY#;v\AYE 所以 , , , 。 MP(R2y 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 XE*
@* 5) 轴承寿命的校核 1
0lvhzU 键连接的选择及校核计算 VR ^qwS/ oGM Ls 代号 直径 f]`#BE)V (mm) 工作长度 X,n4_=f (mm) 工作高度 AD#]PSB (mm) 转矩 <cNXe4( (N•m) 极限应力 k!3X4;F!_ (MPa) Qz\yoI8JA, 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 rl4B(NZi} 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 ZQXv-" 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 t~ruP',~\ 低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 \ZX5dFu0 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 fOJ0#^Z 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。 [Oen{c9A 连轴器的选择 dE19_KPm[j 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 h6<abT@I 二、高速轴用联轴器的设计计算 m^0r9y, 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 , rt%?K.S/ 计算转矩为 XK??5'&{ 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) (DJLq 其主要参数如下: ?j;e/r. 材料HT200 d~F`q7F'?] 公称转矩 tvXoF;Yq 轴孔直径 , PLU8:H@X 轴孔长 , Ls{z5*<FM 装配尺寸 <~;; iM6 半联轴器厚 }/&Q\Sc ([1]P163表17-3)(GB4323-84 !>fYD8Ft, 三、第二个联轴器的设计计算 ,Tc3koi 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 , 7K.&zn 计算转矩为 bwo-9B 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) gwhd) .* 其主要参数如下: w}No ^.I*4 材料HT200 cpvN
}G 公称转矩 J@D5C4>i 轴孔直径 U"$Q$ OFs 轴孔长 , Mx<z34(T 装配尺寸 ie|I*;# 半联轴器厚 y_EkW
f ([1]P163表17-3)(GB4323-84 WeDeD\zy 减速器附件的选择 aEU[k>& 通气器 +13h* 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 Y$xO&\&) 油面指示器 ?&;d#z*4 选用游标尺M16 f0p+l-iEv 起吊装置 !<r+h,C 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 0q'd }D W 放油螺塞 }/~%Ysl 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 I@Zd< | |