| 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 o&45y& 设计任务书……………………………………………………1 &w\E*$ 传动方案的拟定及说明………………………………………4 E__^>= 电动机的选择…………………………………………………4 LASR* 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 #wz1uw[pI! 传动件的设计计算……………………………………………5 I|jGu9G 轴的设计计算…………………………………………………8 yt,xA;g 滚动轴承的选择及计算………………………………………14
`I*W}5 键联接的选择及校核计算……………………………………16 bvdAOvxChW 连轴器的选择…………………………………………………16 &h)G>Sqc 减速器附件的选择……………………………………………17 ap|7./yg 润滑与密封……………………………………………………18 [@ExR* 设计小结………………………………………………………18 CBaU$`5 参考资料目录…………………………………………………18 r&F(VF0
6 机械设计课程设计任务书 ul0]\(sS: 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 paFiuQ 一. 总体布置简图 D)C^'/8q 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 ho*44=j 二. 工作情况: Glz)-hjJ:n 载荷平稳、单向旋转 [k~V77w
14 三. 原始数据 U~{fbS3, 鼓轮的扭矩T(N•m):850 =.vc={_? 鼓轮的直径D(mm):350 so[i"ZM) 运输带速度V(m/s):0.7 .iK{=L/(y 带速允许偏差(%):5 9qyA{
|3 使用年限(年):5 r$3{1HXc 工作制度(班/日):2 1&{]jG{# 四. 设计内容 CX](^yU_ 1. 电动机的选择与运动参数计算; z"4UObVs 2. 斜齿轮传动设计计算 W)WL1@!Z 3. 轴的设计 "[f"h 4. 滚动轴承的选择 32DT]{-N! 5. 键和连轴器的选择与校核; 3;fuz Kk@b 6. 装配图、零件图的绘制 *>otz5] 7. 设计计算说明书的编写 /?<tjK' "H 五. 设计任务 MQD%m ;[s 1. 减速器总装配图一张 o`B,Pt5vu 2. 齿轮、轴零件图各一张 V&7jd7
2{ 3. 设计说明书一份 GLI 5AbQK 六. 设计进度 `-)!4oJ] 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 V6)e Jy 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 _Wcr'*7 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 }e}J6[wP 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 z#qlu= 传动方案的拟定及说明 S*3N6*-l" 由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 H>8B$fi )$ 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。 =,Yi" E 电动机的选择 IyTL|W6 1.电动机类型和结构的选择 wps`2`z 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。 g\sW2qXEw 2.电动机容量的选择 q}-q[p?
5 1) 工作机所需功率Pw SM> V
o+ Pw=3.4kW Yh`P+L 2) 电动机的输出功率 U`gQ7 Pd=Pw/η /mMRV:pd η= =0.904 ~udi=J| Pd=3.76kW eow6{CD8 3.电动机转速的选择 L<HJ! nd=(i1’•i2’…in’)nw D ff0$06Nq 初选为同步转速为1000r/min的电动机 }6#lE,\lM 4.电动机型号的确定 b21c} rI3 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 sGx"ja+ 计算传动装置的运动和动力参数 Uj!3H]d 传动装置的总传动比及其分配 oj.f
uJD 1.计算总传动比
VgfA&?4[ 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: F :"CaDk i=nm/nw r^3QDoy nw=38.4 0fgt2gA33 i=25.14 $N$
ZJC6(@ 2.合理分配各级传动比 .h)o\6Wq 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 fbF *C V 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 <uGc=Du 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 X"V,3gDG 各轴转速、输入功率、输入转矩 0!v+ + 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 w7Do#Cv 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 9IFK4>&O6 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 ~Yrtz
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 Nh7Dz 传动比 1 1 5 5 1 o&2(xI2 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 O`2;n.>\ 6?-vj2, 传动件设计计算 ?yKW^,q+ 1. 选精度等级、材料及齿数 w_-v!s2 1) 材料及热处理; m`(5B 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。 E. @n Rj# 2) 精度等级选用7级精度; r5ONAa3. 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; Y.M^tH: 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° kh3PEq 2.按齿面接触强度设计 lp`raNNo 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 YGVj$\ 按式(10—21)试算,即 OhT?W[4 dt≥ _8$arjx= 1) 确定公式内的各计算数值 ?nOul}y/ (1) 试选Kt=1.6 {Lj]++`fB] (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 M7R.?nk (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 UR')) 1n (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 9!hiCqA& (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa B4k~~ ;| (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; `usX(snY (7) 由式10-13计算应力循环次数 s{v!jZ N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 H.sHXuu N2=N1/5=6.64×107 _97A9wHj (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 _~f&wkc (9) 计算接触疲劳许用应力 @d imZsi1 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 #QdBI{2 [σH]1==0.95×600MPa=570MPa __Kn 1H{ [σH]2==0.98×550MPa=539MPa BM+v,hGY [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa 7MXi_V;p< 2) 计算 tuzw%=Ey (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t uveby:dh d1t≥ = =67.85 Ba$&4?8 (2) 计算圆周速度 Kj|l]' v= = =0.68m/s RY=B>398: (3) 计算齿宽b及模数mnt 2"`R_q b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm {j%'EJ5 mnt= = =3.39 @ i$jyc h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm =aM(r6 C b/h=67.85/7.63=8.89 '8+<^%c (4) 计算纵向重合度εβ #.|efdsG εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 \A@Mlpe&t (5) 计算载荷系数K p8CDFLuV 已知载荷平稳,所以取KA=1 I^h^QeBis 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, F91'5D,u0 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Wr.G9zq.+ 由表10—13查得KFβ=1.36 eH.~c3o 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 &)4#0L4 K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 !9yOFd_ (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 y7ng/vqM7 d1= = mm=73.6mm 'CiV=&3/ (7) 计算模数mn @J"Gn-f~ mn = mm=3.74 4[=vt 3.按齿根弯曲强度设计 Y.9s-g 由式(10—17 mn≥ +AGI)uQQ 1) 确定计算参数 !g=2U`j^ (1) 计算载荷系数 V/C":!; K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 )erI3?k (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 b 4o`eR M`6rI (3) 计算当量齿数 B(+J?0Dj z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 .wj?}Fr?97 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ^Ec);Z (4) 查取齿型系数 +6dq+8msF 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 0s>ozAJ (5) 查取应力校正系数 D?yiK=:08` 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 UVND1XV^f (6) 计算[σF] =ELl86=CG σF1=500Mpa 0E[&:6#Y σF2=380MPa WvV!F?uqZ KFN1=0.95 -\ {.]KL KFN2=0.98 QrmiQ]d*p [σF1]=339.29Mpa H{Fww4pn [σF2]=266MPa ma__LWKM, (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 v#yeiE4 = =0.0126 tGq0f"}'J = =0.01468 OAGI|`E$/- 大齿轮的数值大。 X@:[.eI~ 2) 设计计算 }@R*U0*E mn≥ =2.4 ^*!Tq&Dst| mn=2.5 ;8!L*uMI 4.几何尺寸计算 kkvG= 1) 计算中心距 b/>L}/^PM z1 =32.9,取z1=33 fa~4+jx>S z2=165 '3h"Ol{b a =255.07mm IEbk_-h[ a圆整后取255mm puE!7:X7 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 pAZD>15l" β=arcos =13 55’50” =8Bq2.nlR 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 PcxCal4 d1 =85.00mm zh{:zT)(1 d2 =425mm G)|s(C! 4) 计算齿轮宽度 9c `Vrlu b=φdd1 6S`J7[ b=85mm ;gE]*Y.Z.p B1=90mm,B2=85mm >)V1aLu= 5) 结构设计 ;:2:f1_ 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。 'WF Ey>1# 轴的设计计算 j,:vK 拟定输入轴齿轮为右旋 {:peArO II轴: @fjVCc; 1.初步确定轴的最小直径 1MVzu7 d≥ = =34.2mm luPj'd? 2.求作用在齿轮上的受力 bUcq
LV Ft1= =899N 5;:P^[cH9 Fr1=Ft =337N VB(S]N)F^ Fa1=Fttanβ=223N; y9/x:n&] Ft2=4494N AEUXdMo Fr2=1685N 5!tiu4LU Fa2=1115N },tN{() 3.轴的结构设计 #.Q8q 1) 拟定轴上零件的装配方案 -FxE!K i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 1-!q,q ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 ,m"0Bu2 iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 c)5d-3" iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 oZ
CvEVUk v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 295U< vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 CVa?L"lK 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 b ~5Q|3P 9 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 0vi)my;! 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。 ~a5-xWEZ 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 KMU2PoqD 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 &@&0n)VTd 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 4/_@ F>I_ 6. VI-VIII长度为44mm。 =&9x}4`;% 4. 求轴上的载荷 Vm_<eyI2 66 207.5 63.5 >I*Qc<X91 Fr1=1418.5N @+iO0?f Fr2=603.5N s]lIDp} 查得轴承30307的Y值为1.6 K1*oYH B Fd1=443N \H6[6*JuB Fd2=189N ug?])nO.C 因为两个齿轮旋向都是左旋。 Lt<KRs 故:Fa1=638N 4fuKpLA Fa2=189N [UW%(N 5.精确校核轴的疲劳强度 94Hs.S) 1) 判断危险截面 9hNHcl. 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 I"_``*/1 2) 截面IV右侧的 +6i~Rx>
AhNy+p{ 截面上的转切应力为 ^y1P~4w? 由于轴选用40cr,调质处理,所以 7y/Pch ([2]P355表15-1) 0Na/3cz|zg a) 综合系数的计算 K]bw1KK 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , @a[Y[FS ([2]P38附表3-2经直线插入) -\2T(3P 轴的材料敏感系数为 , , )"]Nf6 ([2]P37附图3-1) |K7zN\
Wq 故有效应力集中系数为 F:vHbs `y 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ,'FdUq )i ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) b+6%Mu}o 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , \/
9s< ([2]P40附图3-4) Gl@-RLo 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 :SUU)jLq b) 碳钢系数的确定 yn;sd+:z 碳钢的特性系数取为 , )]W|i9 c) 安全系数的计算 \_#Z~I{ 轴的疲劳安全系数为 L<`p;? 故轴的选用安全。 ?F!='6D}b I轴: L{i,.aE/nO 1.作用在齿轮上的力 +OTNn@!9 FH1=FH2=337/2=168.5 m:sT) Fv1=Fv2=889/2=444.5 sC ^9 2.初步确定轴的最小直径 iuxS=3lT"K .dr-I7&! 3.轴的结构设计 tt%lDr1A) 1) 确定轴上零件的装配方案 ;`(l)X+7 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 FFvF4]|L 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。 %^){)#6w 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。 HpQuro'Qh 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。 <q dM 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。 e; #"t 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。 BPH-g\q i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 L)!9+!PKD j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 SZ*Nr=X 2) 各段长度的确定 u]!ZW& 各段长度的确定从左到右分述如下: DNu^4#r 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。 S.Z2gFE&tu b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 Sj`GP p 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。 u5LrZt]k 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。 "'8^OZR 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。 c8"9Lv f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 7/:C[J4GTN 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 > 0kZ-M5 W=62748N.mm Y#A0ud, T=39400N.mm i`F8kg`_K 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 :K#z~#n @ 7WWoy III轴
oRbG6Vv/ 1.作用在齿轮上的力 <Y9 L3O`[ FH1=FH2=4494/2=2247N %xH2jf Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ];n3H~2 2.初步确定轴的最小直径 7"iUyZ( 3.轴的结构设计 ap7ZT7KW 1) 轴上零件的装配方案 , (Bo .(] 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 FU~xKNr I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII $^ wqoW%t 直径 60 70 75 87 79 70 HF\|mL 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 M
yvyp ;#goC N. 5.求轴上的载荷 v"po}K Mm=316767N.mm 0j--X?- T=925200N.mm Tw{}Ht_Qq 6. 弯扭校合 NukcBH 滚动轴承的选择及计算 X:ck I轴: &YU;
K& 1.求两轴承受到的径向载荷 2(<2Gnpl 5、 轴承30206的校核 Z/p>>SCak 1) 径向力 @Z fQ)q\ 2) 派生力 hyPVt6Gkj 3) 轴向力 Bj-80d, 由于 , aT[qJbp1 所以轴向力为 , fC \Cx;q- 4) 当量载荷 {[<o)k .A 由于 , , ]V4Fm{] 所以 , , , 。 XlPi)3m4/S 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 |lnMT)^D 5) 轴承寿命的校核 orGkS<P II轴: zOEdFU{x 6、 轴承30307的校核 zFn!>Tqe 1) 径向力 ry2ZVIFa 2) 派生力 ?hXeZB+b4 , Xqz\%&G 3) 轴向力 fH#*r|~ 由于 , ,?OWwm&J 所以轴向力为 , "k0b j> 4) 当量载荷 9Ez>srH( 由于 , , rQuozbBb 所以 , , , 。 f<$>?o&y 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 I 19 / 5) 轴承寿命的校核 a
(mgz&* III轴: Q"@x,8xW 7、 轴承32214的校核 {`Jr$*; 1) 径向力 yqY nd<K4 2) 派生力 C'_^DPzj 3) 轴向力 OrZ =-9" 由于 , ;$\?o 所以轴向力为 , n.323tNY 4) 当量载荷 OIqisQ7ZB 由于 , , whA 所以 , , , 。 f4h|Nn%; 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 vZ
rE9C } 5) 轴承寿命的校核 aLWNqe&1 键连接的选择及校核计算 |3a1hCxt 74h[YyVi 代号 直径 us_o{ (mm) 工作长度 gcy'"d" (mm) 工作高度 iK(G t6w (mm) 转矩 g}vOp3^ (N•m) 极限应力 m$bX;F}T (MPa) "RkbT O 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 kPt] [1jo 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 n0nvp@?7bJ 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 YV6@SXy 低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 ,D6hJ_: 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 FRSz3^A w 由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 N y\c>$z 连轴器的选择 7eM:YqT/# 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 hZ#ydI| 二、高速轴用联轴器的设计计算 #]~l]Eq 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 , -$@$ 计算转矩为 zE~{}\J 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) &EELq"5K 其主要参数如下: i>]1E^yF 材料HT200 [32]wgw+{1 公称转矩 .[@TC@W 轴孔直径 , R>r@I_ 轴孔长 , 9i&(VzY[= 装配尺寸 |#&{`3$CG[ 半联轴器厚 o!\Q, ([1]P163表17-3)(GB4323-84 M;96Wm 三、第二个联轴器的设计计算 ^-*q 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 , s!vvAD;\ 计算转矩为 ]ZkR~? 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) Ve]ufn6 其主要参数如下: GH6 HdZ 材料HT200 4/z
K3%J 公称转矩 (P+TOu-y\ 轴孔直径 _7)>/YK?}4 轴孔长 , zq:+e5YT?T 装配尺寸 &gP/<!# 半联轴器厚 :c*_W
/ ([1]P163表17-3)(GB4323-84 g!#M0 减速器附件的选择 >q}Ns^ .' 通气器 s>RtCw3, 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 d){o#@ 油面指示器 3@t&5UjwQ 选用游标尺M16 V!|:rwG2 起吊装置 /K@_O\+;Q 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 h^H~q<R[T 放油螺塞 3:S>MFRn.3 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 2"'<Yk9 润滑与密封 d*Wg>8| 一、齿轮的润滑 H*gX90{!2 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。 FLb
Q#c\ 二、滚动轴承的润滑 rz@FUU:& 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 *VbB'u: 三、润滑油的选择 +1te 8P* 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。 *hk8[ 四、密封方法的选取 SY[7<BUZ 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。 LU7ia[T 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。 prdlV)LTpY 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 VssD 设计小结 T3JM8 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。
|
|