wuyanjun |
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 a?<?5 设计任务书……………………………………………………1 wL
eHQ] 传动方案的拟定及说明………………………………………4 C-#.RI7 电动机的选择…………………………………………………4 el@XK}<dr 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 gL]'B!dGd 传动件的设计计算……………………………………………5 O3_B<Em 轴的设计计算…………………………………………………8 &:vscOl 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 5RhF+p4 键联接的选择及校核计算……………………………………16 g,?\~8-c 连轴器的选择…………………………………………………16 kEAhTh&g* 减速器附件的选择……………………………………………17 q+/l"&j. 润滑与密封……………………………………………………18 6F5,3& 设计小结………………………………………………………18 KS! iL=i 参考资料目录…………………………………………………18 AVpuMNd@ 机械设计课程设计任务书 r{ "uv=,` 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 46ChMTt 一. 总体布置简图 0eA5zFU7 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 FGVb@=TO> 二. 工作情况: aJ-} 载荷平稳、单向旋转 (v;A'BjN 三. 原始数据 pN k8! k 鼓轮的扭矩T(N•m):850 8kbBz 鼓轮的直径D(mm):350 i<:p.ug-O 运输带速度V(m/s):0.7 #:W%,$9\P 带速允许偏差(%):5 x(6vh2#vD 使用年限(年):5 /+P5)q
TKL 工作制度(班/日):2 @zs1>\J7 四. 设计内容 q%.bnF/Yd 1. 电动机的选择与运动参数计算; C9Wojo. 2. 斜齿轮传动设计计算 %MNk4UsV 3. 轴的设计 $[QcEk 4. 滚动轴承的选择 2fBYT4*P;
5. 键和连轴器的选择与校核; Ut;'Gk 6. 装配图、零件图的绘制 ohTd'+Lm 7. 设计计算说明书的编写 Z!)f* 五. 设计任务 p,s&61] 1. 减速器总装配图一张 IDmsz 2. 齿轮、轴零件图各一张 5ZUy: 3. 设计说明书一份 vTcZ8|3 e 六. 设计进度 b6Xi 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算
+/Z0 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 UC#"=Xd4 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 KDaN-r^{% 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 K051usm 传动方案的拟定及说明 (olLB 由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 ~._ko 本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 yI4DVu. 电动机的选择 i"fCpkAP 1.电动机类型和结构的选择 cP('@K=p 因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 1O9$W?)Q 2.电动机容量的选择 kraVL%72 1) 工作机所需功率Pw Y`=z.D{ Pw=3.4kW :'ihE\j 2) 电动机的输出功率 T8mY#^sW_ Pd=Pw/η nO}$ 76*'0 η= =0.904 ze$Y=<S Pd=3.76kW \3:
L Nt 3.电动机转速的选择
"$Y(NFb nd=(i1’•i2’…in’)nw q@w"yz> 初选为同步转速为1000r/min的电动机 J2=*-O: 4.电动机型号的确定 ( w5f(4 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 -Fa98nV.WB 计算传动装置的运动和动力参数 5d(qtFH1 传动装置的总传动比及其分配 8LeKwb 1.计算总传动比 TL]bY'% 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&m
^IWD i=nm/nw ~Q_F~ 0y nw=38.4 GGp{b>E+
# i=25.14 DUQ9AT#3 2.合理分配各级传动比 OU6^+Ta 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 8eN%sm 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 }*Dd/'2+1 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 "s>
>V, 各轴转速、输入功率、输入转矩 4"z;CGE7 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 iW":DOdi_ 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 R^|!^[WE 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 V3 qT<}y| 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 a\>+=mua 传动比 1 1 5 5 1 t+jIHo 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 u9 %;{:]h GIK
u 传动件设计计算 G}s;JJax 1. 选精度等级、材料及齿数 ~U/8 @gR 1) 材料及热处理; Pb3EnNqYbM 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。 \A ;^ UxG 2) 精度等级选用7级精度; x{~_/;\p3 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; j_(?=7Y3g 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° n}42'9p 2.按齿面接触强度设计 Rnz8 f} 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 hl*MUD, 按式(10—21)试算,即 (2cGHYU3N< dt≥ bd.j,4^ 1) 确定公式内的各计算数值 "Jf4N (1) 试选Kt=1.6 2$iw/r (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 M\9IlV?' (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 8u/3?Kc (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 s87 a% (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa rA[nUJ, (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; Io2,% !D (7) 由式10-13计算应力循环次数 5s#R`o%Z N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 N&x@_t"" N2=N1/5=6.64×107 YmZC?x_{M2 (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 |&9tU (9) 计算接触疲劳许用应力 `CPZPp,l6` 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 b8eDD+ul k [σH]1==0.95×600MPa=570MPa U`:l AG [σH]2==0.98×550MPa=539MPa m2jwqx{G [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa 3D{82*& 2) 计算 /DK*yS (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t \a\^(`3a[ d1t≥ = =67.85 P0a>+^:% (2) 计算圆周速度 =7*oC v= = =0.68m/s "tqS|ok. (3) 计算齿宽b及模数mnt t)YFTO"Jj b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm D%6ir*%T mnt= = =3.39 `MN&(!&C* h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm Pw0{.W~r b/h=67.85/7.63=8.89 <{3q{VW* (4) 计算纵向重合度εβ @ARAX\F εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 HJnv'^yn (5) 计算载荷系数K J,CJPUf& 已知载荷平稳,所以取KA=1 8 h55$j 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, ,)0/Ec 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 C~3@M<X 由表10—13查得KFβ=1.36 U/}AiCdj@ 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 r0rJ.}! K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 mABwM$_ (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 pE9aT5
L d1= = mm=73.6mm FcuEeca (7) 计算模数mn !~6'@UYo mn = mm=3.74 X; e`y:9 3.按齿根弯曲强度设计 .Y=Z!Q 由式(10—17 mn≥ 8Cf^$
1) 确定计算参数 ctnAVm (1) 计算载荷系数 >FK)p
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 r*~n` (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 PM#$H +z~!#j4Q (3) 计算当量齿数 e<ism?WG z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 eLe,= z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 \i&vOH' (4) 查取齿型系数 3G:NZ) p 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 A8A:@-e8A (5) 查取应力校正系数 ogkz(wZ 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 mR!&.R? (6) 计算[σF] GN~[xXJU σF1=500Mpa s[vPH8qb σF2=380MPa W(]E04 KFN1=0.95 mmpr]cT@'k KFN2=0.98 i9f7=-[U_ [σF1]=339.29Mpa LZZ:P [σF2]=266MPa UH1S_:6 (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 'p|Iwtjn> = =0.0126 V PLCic,T = =0.01468 ,6%hu|Y* 大齿轮的数值大。 gKm@B{rC 2) 设计计算 aHVdClD2o mn≥ =2.4 =+SVzK,+3 mn=2.5 O,V6hU/ * 4.几何尺寸计算 1DI"LIL 1) 计算中心距 a
V+o\fId z1 =32.9,取z1=33 S1x.pLHj8 z2=165 QTrlQH&p a =255.07mm ZmYSi$B a圆整后取255mm lN][xnP 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 [EW$7 se~ β=arcos =13 55’50” oZ\qT0*eb 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 1b
%T_a d1 =85.00mm |R
&3/bEr d2 =425mm }
Khq 4) 计算齿轮宽度 R|Q_W X
b=φdd1 Ok~W@sYST b=85mm jmk*z(}#: B1=90mm,B2=85mm N.Wdi 5) 结构设计 vS24;:f 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。 _L `N^I. 轴的设计计算 ?( dYW7S 拟定输入轴齿轮为右旋 NP<F==, II轴: %M0mwty] 1.初步确定轴的最小直径 x(/@Pt2B d≥ = =34.2mm $<>EwW 2.求作用在齿轮上的受力 aJa^~*N/Aa Ft1= =899N &xiDG=I# Fr1=Ft =337N 4HJZ^bq9| Fa1=Fttanβ=223N; 5E oWyy Ft2=4494N !=h|&Vta Fr2=1685N 9Qs"X7iH Fa2=1115N vACsppa># 3.轴的结构设计 P9tQS"Rs 1) 拟定轴上零件的装配方案 jhEg#Q$ i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 k,*#I<($ ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 5[j!\d}U iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 0Z);.l^ iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 |q.:hWYFpM v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 ,O&PLr8cJ? vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 ]Re~V{uh 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1f pS"_} 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 mP$G9R 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 T
m@1q!G 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 D`~{[cv)\ 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 4xpWO6Q 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 o"ah\"#el 6. VI-VIII长度为44mm。 g<T`F 4. 求轴上的载荷 1-NX>E5 66 207.5 63.5 L..X)-D2n Fr1=1418.5N ?"8A^
^ Fr2=603.5N *A1TDc$ 查得轴承30307的Y值为1.6 ZAM+4#@ Fd1=443N Zqs-I8y Fd2=189N EAd:`X,Y 因为两个齿轮旋向都是左旋。 X,Q=n2X?3 故:Fa1=638N Z/05 wB Fa2=189N (8-lDoW 5.精确校核轴的疲劳强度 "O*W]e 1) 判断危险截面 ~~:8Yv[( 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 4@mXtA 2) 截面IV右侧的 $@qs(Xwr n\"LN3 截面上的转切应力为 \`p~b( 由于轴选用40cr,调质处理,所以 v yLAs; ([2]P355表15-1) -z 5k4Y a) 综合系数的计算 ]zq_gV8k 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , vsz^B
:j ([2]P38附表3-2经直线插入) Mm7n?kb6 轴的材料敏感系数为 , , cD`O+WA2K ([2]P37附图3-1) 6j"I5,-~! 故有效应力集中系数为 v4>"p!_C 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , c'#J{3d ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) X@AkA9'fq 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , eW*ae;-
([2]P40附图3-4) 7(g&z% 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 b}L,kT b) 碳钢系数的确定 =O'%)Y& 碳钢的特性系数取为 , rWfurB5f c) 安全系数的计算 'kg]|"M 轴的疲劳安全系数为 #Xw[i 故轴的选用安全。 L%O8vn^3 I轴: (:HbtrI 1.作用在齿轮上的力 Cz);mOb%M% FH1=FH2=337/2=168.5 9"lW"lG! Fv1=Fv2=889/2=444.5 4x{ti5Y0 2.初步确定轴的最小直径 yqb<<4I kmr
4cU5 3.轴的结构设计 "gikX/Co= 1) 确定轴上零件的装配方案 p+sPCF 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ecZOX$'5 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。 s&`XK$p
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。 @gjdyz 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。 wY_- 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。 EbYH?hPo 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。 VrE5^\k<a i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 )zt4'b\)v j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 S=amj cC 2) 各段长度的确定 :;WDPRx 各段长度的确定从左到右分述如下: 1HWJxV" 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。 r4ttEJ-jG b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 })SdaZ 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。 HgATH 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。 ~d `4W<1a 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。 Q!e0Vb f) 该段由联轴器孔长决定为42mm (<JDD]J 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 khIa9Nm W=62748N.mm NP'DuzC T=39400N.mm <a[8;YQC 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 xy3%z "}+/0$F III轴
F-,{+B66 1.作用在齿轮上的力 KmOa^vY1.T FH1=FH2=4494/2=2247N V@'S#K# Fv1=Fv2=1685/2=842.5N eniR} 2.初步确定轴的最小直径 6MNA.{Jdd 3.轴的结构设计 *9(1:N;# 1) 轴上零件的装配方案 9ufs6z 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Z2jb>% I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII c+/C7C o 直径 60 70 75 87 79 70 HYmUxheN2 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 }z- PSR`8z n 5.求轴上的载荷 +M&S Mm=316767N.mm 7O^ S.( T=925200N.mm 9?$!=4 6. 弯扭校合 iX6jvnJ:/ 滚动轴承的选择及计算 !*UdY( I轴: HWOH8q{f! 1.求两轴承受到的径向载荷 r$Qh`[< 5、 轴承30206的校核 wR$8drn]Rq 1) 径向力 /- 4B)mL 2) 派生力 J4 #]8!A 3) 轴向力 wu&7#![, 由于 , rXPx*/C 所以轴向力为 , 4PM`hc 4) 当量载荷 G@!9)v]9 由于 , , A_|FsQ6$P 所以 , , , 。 @\}36y 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 T=dvc} 5) 轴承寿命的校核 ):ZumG#o II轴: Kp8T;&<Iay 6、 轴承30307的校核 P[ 8N58# 1) 径向力 17MjIX 2) 派生力 S`w)b'B!M , ~GYtU9s5 3) 轴向力 9W$)W 由于 , *S_Iza #&x 所以轴向力为 , %]oLEmn}y 4) 当量载荷 [`\Qte%UH 由于 , , Vnb#N4vR 所以 , , , 。 IuW10}"9 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 (C@@e'e 5) 轴承寿命的校核 0Jh:6F III轴: UdJV;T'rm 7、 轴承32214的校核 @{lnfOESl 1) 径向力 >;W(Jb7e 2) 派生力 /z:K# 3) 轴向力 :XZ
pnjj 由于 , TeqsP1{? 所以轴向力为 , nB0ol-< 4) 当量载荷 0+pJv0u 由于 , , x)L@xQ 所以 , , , 。
#sZes 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 'v
X"l 5) 轴承寿命的校核 ]#n4A|&H 键连接的选择及校核计算 ht9b=1wd%s $8r:&Iw 代号 直径 G].KJ5,y
(mm) 工作长度 3:
Uik (mm) 工作高度 }*.*{I (mm) 转矩
?~IZ{! (N•m) 极限应力 Dm#k-y (MPa) _yUFe& 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 m@~x*+Iz 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 )zo ;r!eP 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 cC.DBYV+- 低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 nT"z(\i.!J 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 gBu4`M 由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 7<D_ h/WV 连轴器的选择 q?&&:.H"?5 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 7l3q~ dQ 二、高速轴用联轴器的设计计算 mGvP9E"& 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , :f;|^(]" 计算转矩为 J~.kb k 所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) Jiq[VeLe 其主要参数如下: %R"Fx$tQ 材料HT200 fZ$2bI= 公称转矩 t/|^Nt@XT 轴孔直径 , 's<}@-] 轴孔长 , h#
8b # 装配尺寸 .U_=LV]C 半联轴器厚 9 lv2 ([1]P163表17-3)(GB4323-84 qv\yQ&pj 三、第二个联轴器的设计计算 `2B+8,{% 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 , *Y Ox`z!R 计算转矩为 ?*,q#ZkA9W 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) qv6]YPP 其主要参数如下: UlrY 材料HT200 tPsU7bFk 公称转矩 ]mSVjF3l 轴孔直径 {y'kwU 轴孔长 , rtm28|0H' 装配尺寸 Sf9+TW 半联轴器厚 GcuZPIN%D ([1]P163表17-3)(GB4323-84 k"J?-1L 减速器附件的选择 AI2CfH#:C 通气器 Sgj6tH2M 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 o/R-1\Dn 油面指示器 V QI7lJV" 选用游标尺M16 G1rgp>m 起吊装置 ^^#A9AM 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 1a<~Rmcil 放油螺塞 \B)<<[ $ 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 J3=jC5=J4 润滑与密封 A@UnrbX: 一、齿轮的润滑 pN[i%\vh
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。 2 E^P=jU` 二、滚动轴承的润滑 i&Ea@b 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 I,D=ixK 三、润滑油的选择 _
0-YsD 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。 Ax
^9J)C 四、密封方法的选取 K\G|q}E/1 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。 m`Z4#_s2 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。 g:HIiGN0Ic 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 rlD@O~P4 设计小结 y03l_E, 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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