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 m_~
p G 设计任务书……………………………………………………1 )7=B]{B_ 传动方案的拟定及说明………………………………………4 B{a:cz>0< 电动机的选择…………………………………………………4 !U}A1) 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 [6BLC{2 传动件的设计计算……………………………………………5 pOD| 轴的设计计算…………………………………………………8 F1R91V| 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 ]>/YU*\ 键联接的选择及校核计算……………………………………16
m3
; 连轴器的选择…………………………………………………16 ?LgR8/Io@5 减速器附件的选择……………………………………………17 b>E%&sf 润滑与密封……………………………………………………18 PB4E_0}h 设计小结………………………………………………………18 shxr^ 参考资料目录…………………………………………………18 ADA%$NhJ! 机械设计课程设计任务书 a*CP1@O 题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 -'JTVfm. 一. 总体布置简图 Rp A76ug 1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 [6 wI22 二. 工作情况: qLKyr@\' 载荷平稳、单向旋转 PqPLy 三. 原始数据 COFs?L.` 鼓轮的扭矩T(N•m):850 n<8$_?- 鼓轮的直径D(mm):350 B+);y 运输带速度V(m/s):0.7 Ol9U^ 带速允许偏差(%):5 aRq7x~j
)\ 使用年限(年):5 ogMLv} 工作制度(班/日):2 Y+iC/pd 四. 设计内容 D[7K2G+ 1. 电动机的选择与运动参数计算; 52m^jT Sx 2. 斜齿轮传动设计计算 ixBM>mRK 3. 轴的设计 5h1!E 4. 滚动轴承的选择 Sn.I
]:l 5. 键和连轴器的选择与校核; X~0l1 @! 6. 装配图、零件图的绘制 b-]E-$Uz 7. 设计计算说明书的编写 k(=\&T 五. 设计任务 r {)d?Ho= 1. 减速器总装配图一张 H24g+<Tv 2. 齿轮、轴零件图各一张 =G}_PRn 3. 设计说明书一份 =t@m: 六. 设计进度 u>&\@?( 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 -c<<A.X 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 *IGxa 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 MGc=TQ. 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 <tf4j3lwH 传动方案的拟定及说明 c/;t.+g 由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 L)8 +/+ 本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 X$/3 电动机的选择 kjaz{&P 1.电动机类型和结构的选择 dwrc"GK!o 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。 z$7YC49^ 2.电动机容量的选择 1GOa'bxm 1) 工作机所需功率Pw |r}%AN6+ Pw=3.4kW gywI@QD%# 2) 电动机的输出功率 bQXxb(^ Pd=Pw/η UgJlXB|a%2 η= =0.904 (&x~pv"+ Pd=3.76kW bIp;$ZHy`K 3.电动机转速的选择 IL.Jx:(0 nd=(i1’•i2’…in’)nw ,z1# |Y 初选为同步转速为1000r/min的电动机 ,EZ&n[%Ko 4.电动机型号的确定 =#BeAsFfO 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 82$By]Y9 计算传动装置的运动和动力参数 b8b-M]P-= 传动装置的总传动比及其分配 4bAgbx-^ 1.计算总传动比 Z6D4VZVF 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: T:)>Tcv}: i=nm/nw Td;e\s/] nw=38.4 zNE!m:s i=25.14 ATnD~iACY 2.合理分配各级传动比 ]2h[.qa 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 wW%I < M 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 v[Q)cqj/ 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 /2FX"I[0V% 各轴转速、输入功率、输入转矩 ykM#EyN 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 4T^M@+&| 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 P* aD2("Z 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 Ne^#5 T 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 GC4$9q}C4Z 传动比 1 1 5 5 1 YvYav d 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 Phb<##OB "*7I~.7U(* 传动件设计计算 s{s0#g 1. 选精度等级、材料及齿数 7PQedZ<\ 1) 材料及热处理; N.64aL|1 选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 \&TTe8 2) 精度等级选用7级精度; cU{LyZp 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; -g@pJ^>: 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° V>['~| 2.按齿面接触强度设计 _eO] awsA 因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 dt5gQ9(B 按式(10—21)试算,即 Ys<wWfW dt≥ 4k#B5^iJ 1) 确定公式内的各计算数值 Q'8v!/"}p{ (1) 试选Kt=1.6 0(i`~g5 (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 qHKZ5w (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 'R'>`?Nh (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 #e|eWi> (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa gIRCJ=e[b (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; AGv;8'` (7) 由式10-13计算应力循环次数 BMdr.0 N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 1B1d>V$* N2=N1/5=6.64×107 ;m5M:Z" (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 #zy%B (9) 计算接触疲劳许用应力 Ee|@l3) 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 ^M80 F 7 [σH]1==0.95×600MPa=570MPa hCDI;'ls [σH]2==0.98×550MPa=539MPa fk"{G>&8 [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa w(G(Q>GI 2) 计算 N!m%~},s// (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t djSN{>S d1t≥ = =67.85 }`MO}Pz (2) 计算圆周速度 #E ~FF@a v= = =0.68m/s %bimcRX#W (3) 计算齿宽b及模数mnt %b*%'#iK b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 9.@(& mnt= = =3.39 3jI.!xD` h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm NRl"!FSD;" b/h=67.85/7.63=8.89 +p[~hM6? (4) 计算纵向重合度εβ ?k3b\E3 εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 l~=iUZW< (5) 计算载荷系数K \
bhok 已知载荷平稳,所以取KA=1 srSTQ\l4 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, -?]ltn9! 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 YL.z|{\e 由表10—13查得KFβ=1.36 $YC~02{ 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 [a`i{(! K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 {Q-U=me\ (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 FjydEV d1= = mm=73.6mm D!P?sq _5r (7) 计算模数mn i f"v4PHq mn = mm=3.74 roA1=G\Q 3.按齿根弯曲强度设计 dL\8^L 由式(10—17 mn≥ {L=[1 1) 确定计算参数 x3P@AC$\ (1) 计算载荷系数 3(&.[o
Z K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 x L BG}C (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 C:K\-P9 Jt)~h,68 (3) 计算当量齿数 t#q>U%! z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 6a@~;!GlI z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 S?{5DxilO (4) 查取齿型系数 6Te}"t> 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 Y;w]u_ (5) 查取应力校正系数 VZ,T`8" 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 zb" hy"hKw (6) 计算[σF] \PFx#
:-c σF1=500Mpa $ {+.1"/[ σF2=380MPa Lm?*p>\Q KFN1=0.95 93J)9T KFN2=0.98 "uCQm ' [σF1]=339.29Mpa ]R@G5d [σF2]=266MPa
p4t)Z#0 (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 lP
e$AI = =0.0126 |z'?3?,~ = =0.01468 HFr3(gNj@ 大齿轮的数值大。 9yh@_~rZ 2) 设计计算 ETOc4hMO mn≥ =2.4 p[)<d_ mn=2.5 ]'Yw#YB 4.几何尺寸计算 ]cr;PRyv 1) 计算中心距 (HI%C@e9 z1 =32.9,取z1=33 /)1-^ju z2=165 ]KeNC)R a =255.07mm @9h#o5y q a圆整后取255mm zl\#n:| 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 j 7URg>i0 β=arcos =13 55’50” a,~P_B|@ 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 cnthtv+(~ d1 =85.00mm GU3/s&9 d2 =425mm ^0Q*o1W 4) 计算齿轮宽度 pG
@iR*? b=φdd1 IFxI>6<& b=85mm zRu`[b3u< B1=90mm,B2=85mm |esjhf}H>v 5) 结构设计 [QbXj0en$ 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。 >n~p1: $ 轴的设计计算 P;%QA+%7 拟定输入轴齿轮为右旋 05B+WJ1 II轴: rbPs~C-[ 1.初步确定轴的最小直径 ef&@aB d≥ = =34.2mm kW&Z%k 2.求作用在齿轮上的受力 3+3m`%G Ft1= =899N 5V~p@vCx Fr1=Ft =337N g i'agB^ Fa1=Fttanβ=223N; .4> s2 Ft2=4494N &|}IBu :T Fr2=1685N |nN/x<v Fa2=1115N FH8mK) 3.轴的结构设计 lM^!^6=v0l 1) 拟定轴上零件的装配方案 HY;?z`= i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 WN+Jf ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 lmKq xs4 iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 *"FLkC4 iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 O/9%"m:i v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 Ok~{@\ vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 !`[I>:Ex 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ]A$^ l, 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 7/_ VE 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。 @O}j:b 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 7&V^BW 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 / 7X dV 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 Hu8atlpo 6. VI-VIII长度为44mm。 v\(m"|4(i 4. 求轴上的载荷 k(z<Bm 66 207.5 63.5 Z,!Xxv;4 Fr1=1418.5N i
`QK'=h[ Fr2=603.5N gkML .u 查得轴承30307的Y值为1.6 H
r^15 Fd1=443N <hZ}34?]i2 Fd2=189N $;uWj| 因为两个齿轮旋向都是左旋。 }<ONx g6Kb 故:Fa1=638N S"TMsi Fa2=189N RyOT[J 5.精确校核轴的疲劳强度 ;Z1U@2./ 1) 判断危险截面 ?ZHE8 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 ~Oq,[,W 2) 截面IV右侧的 Ge:-|*F ;%7XU~<a 截面上的转切应力为 xSDE6] 由于轴选用40cr,调质处理,所以 _8b]o~[Z+ ([2]P355表15-1) NQ!N"C3u a) 综合系数的计算 j(6$7+2qN 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , BQ9`DYI b ([2]P38附表3-2经直线插入) _lPl)8k 轴的材料敏感系数为 , , 8#]7`o ([2]P37附图3-1) &O6;nJEI 故有效应力集中系数为 FW)^O%2s 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , LlA`QLe ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) #EmffVtY 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , 5<O61Lgx ([2]P40附图3-4) {nPkb5xbW 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 R8[iXXjku b) 碳钢系数的确定 _Hd1sx 碳钢的特性系数取为 , 85|95P.< c) 安全系数的计算 !*?(Q6 轴的疲劳安全系数为 &AQ;ze 故轴的选用安全。 X4} `> I轴: Sz|Y$, 1.作用在齿轮上的力 1x\VdT FH1=FH2=337/2=168.5 n-y^7'v Fv1=Fv2=889/2=444.5 ? gA=39[j 2.初步确定轴的最小直径 WE 5"A|
= 3j+=3n, 3.轴的结构设计 <RoX| zJw 1) 确定轴上零件的装配方案 V+=*2?1 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 sm2p$3v d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 K/wiL69 e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 1akD]Z f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 RD6h=n4B g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 oDW<e'Jm h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 !$p2z_n$@. i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 of+phMev j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 yZ;k@t_WRD 2) 各段长度的确定 h\=p=M 各段长度的确定从左到右分述如下: MdVCD^B a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 vn0cKz@ b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 us\%BxxI9 c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 {{.sEi* d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 |5O >>a() e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 vZ[$H f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ,5eH2W 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 t,=@hs
hN W=62748N.mm wRXn9 T=39400N.mm POqRHuFq 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。
[+;FV!M6 7>PF ~= III轴 bmj8WZ 1.作用在齿轮上的力 9C557$nS^ FH1=FH2=4494/2=2247N -5V)q.Og Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ?418*tXd 2.初步确定轴的最小直径 _W@,@hOH 3.轴的结构设计 (
}]37 1) 轴上零件的装配方案 r@*=|0(OrK 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 c&7Do} I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII JCw{ ?^F" 直径 60 70 75 87 79 70 ,+ns
{ppn 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 gdoJ4b r{K\(UT]! 5.求轴上的载荷 !
Q|J']| Mm=316767N.mm u<l#xud T=925200N.mm ?%cn'=>ZI 6. 弯扭校合 nB cp7e 滚动轴承的选择及计算 @9OeC
O I轴: =cf{f]N 1.求两轴承受到的径向载荷 )"(V*Z 5、 轴承30206的校核 X'V+^u@W 1) 径向力 ]j& FbP)3 2) 派生力 w1wXTt 3) 轴向力 gCv"9j<j 由于 , %B#hb<7} 所以轴向力为 , 6#E]zmXO2 4) 当量载荷 -Bo86t)F 由于 , , <A#5v\{.;~ 所以 , , , 。 O24Jj\" 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 =E;=+eqt 5) 轴承寿命的校核 reJ"r<2
II轴: 7<h.KZPc 6、 轴承30307的校核 u$WBc\j 1) 径向力 r#LnDseW 2) 派生力 90Xt_$_}s , s{yJ:WncI 3) 轴向力 Px'R`1^ 由于 , 9aT L22U? 所以轴向力为 , )r ULT$;i@ 4) 当量载荷 ^4+r*YvcM 由于 , , y7CWBTH0> 所以 , , , 。 (l
Lu?NpIi 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 i4 hJE 5) 轴承寿命的校核 @Ppo &> III轴: ?sV[MsOsC 7、 轴承32214的校核 ?K0U3V$s 1) 径向力 jyNb(Z 2) 派生力 FI\IY
R 3) 轴向力 1+R:3(AC 由于 , 'KSa8;:=C 所以轴向力为 , ]} '^` 4) 当量载荷 ,,S9$@R 由于 , , Was'A+GZ 所以 , , , 。 1XG$ z@NN 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 .\$Wy$ d 5) 轴承寿命的校核 /4yOs@# 键连接的选择及校核计算 WS5A Y @(~ 6A}eSG3 代号 直径 iu+3,]7Fm (mm) 工作长度 :#WEx_] (mm) 工作高度 h9)RJSF4 (mm) 转矩 Po> e kz_E (N•m) 极限应力 PJCnud F (MPa) |Td_S|:d 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 |H:<:*=6c 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 RYt6=R+f 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 [KMS<4t' 低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 N3ZiGD 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 oB4#J* 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。 r]9 e^ 连轴器的选择 3)y{n%3L 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 yOc|*O=]U 二、高速轴用联轴器的设计计算 :.DI_XN` 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,-uggz 计算转矩为 NS Np 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[}],W 其主要参数如下: B3Mx,uXT\ 材料HT200 Z9xR 公称转矩 or7pJy%4" 轴孔直径 , <^Nk.E 轴孔长 , dsK/6yu 装配尺寸 *E}Oh 半联轴器厚 2hy NVG&$ ([1]P163表17-3)(GB4323-84 K}Na3}m 三、第二个联轴器的设计计算 Y[?`\c| 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 , \BUqDd! 计算转矩为 r
sLc&2F 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) YwXXXh 其主要参数如下: k Q~ %=pn 材料HT200 AVv#\JrRW 公称转矩 "c,!vc4 轴孔直径 OTE<x"=h 轴孔长 , ?ql2wWsQO 装配尺寸 QF.3c6O@ 半联轴器厚 D
M}s0O$0 ([1]P163表17-3)(GB4323-84 #d% vT!Bz~ 减速器附件的选择 UQ~4c, 通气器 s@s/'^` 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 P_}/#N{C 油面指示器 )tD6=Iz^5 选用游标尺M16 ~0ooRUWU7 起吊装置 xg} ug[ 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 "J!}3)n 放油螺塞 +2Ql~w@$^l 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ]^ #`j 润滑与密封 J\{$ot 一、齿轮的润滑 T(V8;! 采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 H_Os4} 二、滚动轴承的润滑 ?+Q$#pb 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 IA2GUnUhu 三、润滑油的选择 uY;R8CiD 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。 G?/c/r G 四、密封方法的选取 bDWeU} 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。 -\Z `z}D 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。 _q)!B,y-/N 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 g4wZvra6%) 设计小结 % $TEDr! 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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