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 09P2<oFLn 设计任务书……………………………………………………1 ._A4: 传动方案的拟定及说明………………………………………4 W-|CK&1 电动机的选择…………………………………………………4 =L1%gQJJ& 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 5%QYe]D 传动件的设计计算……………………………………………5 pp1Kor 轴的设计计算…………………………………………………8 BQ[R)o 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 SEg{Gso9b 键联接的选择及校核计算……………………………………16 j1->w8 连轴器的选择…………………………………………………16 }S')!3[G 减速器附件的选择……………………………………………17 AX6:*aZB 润滑与密封……………………………………………………18 <3N\OV2 设计小结………………………………………………………18 ZBx,'ph}4 参考资料目录…………………………………………………18 1R*;U8? 机械设计课程设计任务书 Ei+lVLoC 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 Lk$Mfm5"M 一. 总体布置简图 vRW;{,d 1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 gp 11/. 二. 工作情况: TC'SDDX 载荷平稳、单向旋转 EXH,+3fQp 三. 原始数据 Q"eqql<h# 鼓轮的扭矩T(N•m):850 {6Nbar@3 鼓轮的直径D(mm):350 tP2.D:( R 运输带速度V(m/s):0.7 0LzS #J+ 带速允许偏差(%):5 ,|?#+O{ 使用年限(年):5 NM),2% < 工作制度(班/日):2 ;ZcwgsxTM 四. 设计内容 |9$C%@8 1. 电动机的选择与运动参数计算; IN#/~[W 2. 斜齿轮传动设计计算 5?Q5cD2]\6 3. 轴的设计 ,aP5)ZN- 4. 滚动轴承的选择 B%tj-h(a 5. 键和连轴器的选择与校核; P Gxv4(% 6. 装配图、零件图的绘制 {|<r7K1< 7. 设计计算说明书的编写 [h' 22W 五. 设计任务 %z[=T@ 1. 减速器总装配图一张 =u0a/2u| 2. 齿轮、轴零件图各一张 E#tfCM6 3. 设计说明书一份 o>d0R
w4h 六. 设计进度 QKvaTy# 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 "W4|}plnu 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 [9~EH8 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 g26_#4 P 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 xN>\t& c 传动方案的拟定及说明 _(io8zqe{j 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。 =c#mR" 1 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。 R\5fl[ 电动机的选择 QFhyidm=] 1.电动机类型和结构的选择 mKV31wvK} 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@j!J I& 2.电动机容量的选择 `-b{|a J 1) 工作机所需功率Pw %zEy.7Ux Pw=3.4kW {(F}SF{ 2) 电动机的输出功率 yEJ3O^(F Pd=Pw/η O)&ME η= =0.904 J?Q@f
Pd=3.76kW /J!hKK^k 3.电动机转速的选择 &A/b9GW^- nd=(i1’•i2’…in’)nw Xf{p>-+DL 初选为同步转速为1000r/min的电动机 A93(} V7I 4.电动机型号的确定 <bhJ > 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 7hMh%d0d(_ 计算传动装置的运动和动力参数 )ytP$,r![S 传动装置的总传动比及其分配 Y}yh6r;i 1.计算总传动比 I7|a,Q^f 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: rXTdhw?+ i=nm/nw tN.BI1nB nw=38.4 TOSk+2P i=25.14 B"*PBJuOA 2.合理分配各级传动比 #zSNDv` 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 r<P? F 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 l#+@!2z 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 vt(n: Xk 各轴转速、输入功率、输入转矩 L-q)48+^k 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 6BQq|:U 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 YxU->Wi]G 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 Dp^=% F{t 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 qla=LS\-A+ 传动比 1 1 5 5 1 ^y|`\oyqwN 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 [fkt3fS k4:=y9`R}$ 传动件设计计算 OMYbCy^ 1. 选精度等级、材料及齿数 vZ=dlu_t 1) 材料及热处理; ^tjM1uaZ5( 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。 %JA^b5'' 2) 精度等级选用7级精度; cauKG@:2F 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; mwz!7Q 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° r>"l:GZ 2.按齿面接触强度设计 'Q*lp!2> 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 ~_-+Q=3 按式(10—21)试算,即 i5*/ZA_ dt≥ ,|UwZ_. 1) 确定公式内的各计算数值 <<YH4}wZ (1) 试选Kt=1.6 Ac
+fL (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 d,j)JnY3V (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 ?#ywUEY* i (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 {;JFoe+ (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa `<R^ZL, (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; i(q a'* (7) 由式10-13计算应力循环次数 F22]4DLHO N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 nK]L0 *s N2=N1/5=6.64×107 5'(#Sf (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 T^X um2Ec (9) 计算接触疲劳许用应力 np7!y
U 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 /9-kG [σH]1==0.95×600MPa=570MPa W[73q>' [σH]2==0.98×550MPa=539MPa VK}H; [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa jH 9.N4L 2) 计算 f2Tz5slE (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t >+ Im:fD d1t≥ = =67.85 6ZGw 3p) (2) 计算圆周速度 !T]bz+ v= = =0.68m/s XJ7mvLM; (3) 计算齿宽b及模数mnt Rd1I$| Y b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm hBW,J$B mnt= = =3.39 Bjb8#n04 h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm nh"LdHqiDB b/h=67.85/7.63=8.89 %i.;~> (4) 计算纵向重合度εβ gvxOo#8] εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 3 k)P*ME# (5) 计算载荷系数K z'Fu} ho 已知载荷平稳,所以取KA=1 dJmr!bN\; 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, nqib`U@" 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 lhFv2.qR 由表10—13查得KFβ=1.36 jsw0"d( 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 %h=cwT6 K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 mH4Jl1S& (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 mS-{AK d1= = mm=73.6mm B%Z ,Xjq (7) 计算模数mn QPz3IK% mn = mm=3.74 'v&f 3.按齿根弯曲强度设计 XZpF<7l 由式(10—17 mn≥ 9Jf.Ls 1) 确定计算参数 |-vn,zpe (1) 计算载荷系数 e?XQ, K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 Lq5Eu$;r (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 DI:"+KMq{ /m*+N9) (3) 计算当量齿数 9$N~OZ;-*x z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 inv 5>OeG z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 !K_ ke h (4) 查取齿型系数 l Gy`{E| 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 :=,lG ou (5) 查取应力校正系数 lRA! 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 XZ1<sm8t." (6) 计算[σF] @:G#[>nKe σF1=500Mpa K<D=QweOon σF2=380MPa uI_h__ KFN1=0.95 |),3`*N KFN2=0.98 J~1=?</ [σF1]=339.29Mpa .^JsnP [σF2]=266MPa ^CQVqa${] (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 CB%O8d # = =0.0126 H83/X,"!w = =0.01468 + |d[q? 大齿轮的数值大。 8>~\R=SC 2) 设计计算 _6&TCd< mn≥ =2.4 SRpPLY{:F mn=2.5 ?Y#x`DMh 4.几何尺寸计算 }SF<. A 1) 计算中心距 3/?{=
{ z1 =32.9,取z1=33 LuUfdzH z2=165 4"y1M=he a =255.07mm H+2m a圆整后取255mm '6W|, 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 N\WEp?%~ β=arcos =13 55’50” o+.LG($+U 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 T@, tlIM d1 =85.00mm !Won<:.[0 d2 =425mm 0 P-eC|0 4) 计算齿轮宽度 ]W>kbHImz b=φdd1 ]2o? Gnn@ b=85mm ^SH8*7l7 B1=90mm,B2=85mm pz@wbu=($4 5) 结构设计 ;Jq 7E 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 3Zeh$DZ 轴的设计计算 0]^ke:(# 拟定输入轴齿轮为右旋 '-5Q>d~&h II轴: CHX- 4-84{ 1.初步确定轴的最小直径 ;wvhe;! d≥ = =34.2mm C
Nt 2.求作用在齿轮上的受力 ,"Nfo`7 Ft1= =899N ?3{:[* Fr1=Ft =337N GH!Lu\y\ Fa1=Fttanβ=223N; MehMhHY Ft2=4494N V]$J&aD Fr2=1685N j)neVPf%v Fa2=1115N v*k}{M 3.轴的结构设计 \ZPmPu9^( 1) 拟定轴上零件的装配方案 fmQ`8b i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 <;
(pol| ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 ?$&iVN^UA iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 y.'5*08S0 iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 x^ruPiH v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 TUV&9wKXo vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 ic_q<Y} 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 gnPu{-Ec* 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 `96PY!$u 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 Z_qOQ%l 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 -*I Dzm 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 hLf<-NM 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 :6r)HJ5sg 6. VI-VIII长度为44mm。 v0}R]h~>\H 4. 求轴上的载荷 :n} NQzs 66 207.5 63.5 c0%.GcF0{ Fr1=1418.5N fxKhe[; Fr2=603.5N bdUe,2Yi n 查得轴承30307的Y值为1.6 z|:3,$~sN Fd1=443N vdLBf+Zi Fd2=189N A/zZ%h 因为两个齿轮旋向都是左旋。 !jeoB 故:Fa1=638N e
MT5bn Fa2=189N nr t3wqJ 5.精确校核轴的疲劳强度 L6-zQztn 1) 判断危险截面 z[q#Dw 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 n%J{Tcn6 2) 截面IV右侧的 W"a% IO%' '4""Gz 截面上的转切应力为 JXKqQxZ[X 由于轴选用40cr,调质处理,所以 V"T48~Ue ([2]P355表15-1) muc>4!Q a) 综合系数的计算 \<bar ~ 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , a2MFZe ([2]P38附表3-2经直线插入) Hmi]qK[F 轴的材料敏感系数为 , , >*A"tk#oR ([2]P37附图3-1) XsVp7zk\ 故有效应力集中系数为 _4]GP3` 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , YFF\m{# ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) o'8`>rb 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , >8*J ;(:W ([2]P40附图3-4) Ob"48{w$ 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 <oc"!c;T b) 碳钢系数的确定 M+akD 碳钢的特性系数取为 , PSM~10l, c) 安全系数的计算 nF8|*}w 轴的疲劳安全系数为 ;6T>p 故轴的选用安全。 E
mUA38 I轴: f""+jc1 1.作用在齿轮上的力 U;l!.mze FH1=FH2=337/2=168.5 "5+x6/9b Fv1=Fv2=889/2=444.5 9F&s9(=\ 2.初步确定轴的最小直径 1I{^]]qw gg-4ce/ 3.轴的结构设计 m|}};8 1) 确定轴上零件的装配方案 t=IpVl! 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a=m7pe^ 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。 zuq7 x7 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。 ^+hqGu]M 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。 uTemAIp
$u 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。 yO7xAb 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。 jI-\~ i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 / p_mFA]@ j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 ?-y!FD}m& 2) 各段长度的确定 /n9yv 各段长度的确定从左到右分述如下: /qYo*S_cG 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。 .fQ/a`AsU b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 1h"CjOp,7 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。 7~2/NU? 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。 zPC&p{S> 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。 "`aNNIG& f) 该段由联轴器孔长决定为42mm f^tCD'Vmi 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 ~(BvIzzD W=62748N.mm LV^V`m0# T=39400N.mm $[p<}o/6v] 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 &s +DK` M7\; Y III轴 ~F</s. 1.作用在齿轮上的力 `YZK$
-, FH1=FH2=4494/2=2247N Y55Yo5<j/+ Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
*$t<H-U- 2.初步确定轴的最小直径 [_jd 3.轴的结构设计 #~
:j< =o 1) 轴上零件的装配方案 tP?pN]Q$, 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 `*A!vO8 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII +x7b9sHJ 直径 60 70 75 87 79 70 Z#+{ksU 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
AE_7sM K%XQdMv 5.求轴上的载荷 b"au9:F4@7 Mm=316767N.mm j2UiZLuV T=925200N.mm Ddf7wszW 6. 弯扭校合 u x[h\Tp 滚动轴承的选择及计算 @E(_H$|E I轴: JAjXhk<= 1.求两轴承受到的径向载荷 y?ps+ce93 5、 轴承30206的校核 }`O_ 1) 径向力 Z*Sa%yf 2) 派生力 k *a?Ey$ 3) 轴向力 M@G <I]\ 由于 ,
h:[8$] 所以轴向力为 , %s+H& vfQs 4) 当量载荷 k/"^W.B aj 由于 , , Ya#,\;dTT 所以 , , , 。 j^t#>tZS 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 l>KkK|!T^i 5) 轴承寿命的校核 VSK!Pc.G} II轴: ;*3OkNxa3 6、 轴承30307的校核 #~&SkIhBE 1) 径向力 -,M*j| 2) 派生力 qjK'sge/ , F"3LG" 3) 轴向力 @~4Q\^;NX 由于 , 0Zt=1Tv 所以轴向力为 , 5hVp2w- 4) 当量载荷 S%h[e[[fST 由于 , , U"1z"PcV 所以 , , , 。 *5SOXrvhu6 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 J>I.|@W4 5) 轴承寿命的校核 R]0p L III轴: IZ<d~ [y 7、 轴承32214的校核 !`u 1) 径向力 RXMzwk 2) 派生力 {uurM`f}: 3) 轴向力 + _=&7 由于 , (J c} K 所以轴向力为 , xQ4'$rL1d 4) 当量载荷 &f}a` /{@ 由于 , , 3GH@|id 所以 , , , 。 "pb$[*_@$ 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 2"31k2H[ 5) 轴承寿命的校核 N;<.::x 键连接的选择及校核计算 X8F@U ^@ {Vc%g a|E 代号 直径 d)'am
3Q (mm) 工作长度 n*tT< (mm) 工作高度 *O>OHX (mm) 转矩 8PWx>}XPt (N•m) 极限应力 JGP<'6"L$ (MPa) *
u_nu> 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 0]x g E 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 taS2b#6\+ 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 B8+J0jdg6% 低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 3Un{Q~6h 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 I3;{II 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。 a[<'%S#3x 连轴器的选择 k7rFbrLZ 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 $T\W'WR> 二、高速轴用联轴器的设计计算 OnNWci|7 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , -WDU~VSU 计算转矩为 H%,jB<-.A 所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) e rz9CX 其主要参数如下: XcOfQs 材料HT200 tb^8jC 公称转矩 %9,: 轴孔直径 , oCE=!75 轴孔长 , )E--E+j 装配尺寸 3F5Y#[L` 半联轴器厚 'j^A87\M_ ([1]P163表17-3)(GB4323-84 ` ZO#n 三、第二个联轴器的设计计算 dP>~ExYtm 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , gyqM&5b 计算转矩为 .Dn.|A 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) a;=)` 其主要参数如下: q=NI}k 材料HT200 P5u
Y1( 公称转矩 <Fkm7ME] 轴孔直径 yc4?'k! 轴孔长 , wul$lJ?tE 装配尺寸 k[TVu5R 半联轴器厚 hu?Q,[+o ([1]P163表17-3)(GB4323-84 d~i WV6Va 减速器附件的选择 sVk+E'q 通气器 ^/nj2" 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 81m3j`b 油面指示器 UDjmXQ2, 选用游标尺M16 F32N e6Y6" 起吊装置 @J`o
pR 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 |Z]KF>S] 放油螺塞 DtXQLL*fl( 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 cT2&nZ 润滑与密封 HGuU6@~hu 一、齿轮的润滑 K U 2LJ_~Y 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。 4*k>M+o/C4 二、滚动轴承的润滑 #6t 4 vJ1 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 vNMndo! 三、润滑油的选择 4@2<dw|*h 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。 _n6ge*,E 四、密封方法的选取 8*nv+ 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。 f`ro{p 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。 6`KR 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 UL9]LEGG
设计小结 gYeKeW3) 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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